【正文】 9 導向機構設計 獨立懸架導向機構的要求有：車輪跳動時，輪距變化不超過 177。并保證車輪與車身傾斜同向，以增加不足轉(zhuǎn)向效應 [10]。 利用 經(jīng)驗數(shù)據(jù)軟件， 根據(jù)車輛總體參數(shù)、懸架布置形式及彈簧剛度， 對導向機構初始值進行初選。 懸架元件基本參數(shù) 對汽車平順性與操縱穩(wěn)定性有重要的影響，是懸架性能優(yōu)劣的決定因素。 CATIA 是 法國 達索公司的產(chǎn)品開發(fā) 旗艦 解決方案?？梢詫崿F(xiàn)工程圖繪制、三維模型建立及曲面修復等功能。 本設計中運用 CATIA 混合建模功能對前后懸架系統(tǒng)建立三維模型，之后借助 CATIA/GSA 模塊的創(chuàng)成式零件應力分析功能 ，對主要受力元件進行剛度與強度校核 。彈簧自由高度近似取 174mm。 建立 如圖 31 的 彈簧。建立如圖 32 彈簧。 減 振 器的建模 減 振 器組件包括：活塞桿、工作缸筒、活塞、伸張閥、儲油缸筒、壓縮 13 閥、 .補償閥、流通閥、導向座、 .防塵罩、油封 ，減 振 器外筒上焊接安裝支座。 油封與密封結構件選擇的材料是丁腈橡膠，連接型式是粘接結構。以減 振 器中軸線為徑向基準，對組建使用對中定義確定定位位置，以活塞上表面為軸向基準，使用面間距離確定位位置。 以平面為基礎，繪制輪過界面線，應用輪廓掃略生成模型。各零部件位置選定后， 在元件之間設置約束關系并使用 Compass 羅盤移動已加上了約束的元件，檢查元件是否會根據(jù)加上的約束作出預計的反應。 因此 本設計主要對以上三種組件進行剛度與強度校核 。選擇默認網(wǎng)格劃分，設定材料為鋁，抗拉強度 195MPa、 伸長率%、硬度 65HB。 45 鋼抗拉強度為 600MPa,屈服強度為 355MPa,伸長率為 16%，斷面收縮率為 40%，沖擊功為 39J。各部件最大位移為：前懸架轉(zhuǎn)向節(jié) ，后懸架轉(zhuǎn)向節(jié) ,各零件變形均在合理范圍內(nèi)。 CATIA 軟件的應用，在簡化設計 過程的同時，保障了零件設計質(zhì)量。 懸架分析的類型有：車輪跳動分析 ；側(cè)傾與垂直力分析；轉(zhuǎn)向分析；靜載荷分析；外部文件分析。傳統(tǒng)的方法已經(jīng)很難滿足日益加速的設計需求，為縮短開發(fā)周期、降低開 發(fā)成本，有必要采用新的設計方法。數(shù)字化虛擬樣機技術是縮短車輛研發(fā)周期、降低開發(fā)成 本、提高產(chǎn)品設計和制造質(zhì)量的重要途徑，是汽車企業(yè)的一項關鍵核心技術。 懸架的仿真參數(shù)介紹 為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向的輕便性和減小輪胎與機件間的磨損，轉(zhuǎn)向輪、轉(zhuǎn)向節(jié)和車軸三者之間與車架必須保持一定的相對位置，這種具有一定相對位置的安裝稱為車輪定位。 主銷內(nèi)傾角 (Kingpin Inclination Angle)， 是指主銷軸線和地面垂直線在橫向平面內(nèi)的夾角。 主銷偏距 (Scrub Radius)， 是指主銷與地面的交點到輪胎接地中心的距離。車輛行駛時，前束的變化過大，將會影響車輛的直線行駛穩(wěn)定性，同時增大輪胎與地面間的滾動阻力，加劇輪胎的磨損，所以前束角的設計原則是在車輪跳動時，變化量越小越好。 ADAMS 軟件由基本模塊、擴展模塊、接口模塊、專業(yè)領域模塊及工具箱 5 類模塊組成。 ADAMS/CAR 模塊特點 CAR 模塊是 ADAMS 軟件包中的一個專業(yè)化模塊，主要用于對轎車 (包括整車及各個總成 )的動態(tài)仿真與分析。在建立分析總成的模型過程中， ADAMS/CAR 的建模順序是自下而上的，所有的分析模型都是建立在子總成基礎之上，而子總成又是建立在模版的基礎上，模版是 整個模型中最基本的模塊。 本設計前懸架 系統(tǒng)中各關鍵點的坐標由設計圖紙查得， 單位為公制長度單位， 硬點尺寸參數(shù)空間參數(shù)如表 41。 然后對懸架模型進行上下跳動量為 50—50mm 的左右輪平行跳動工況仿真， 仿真步長為 50 步。 由分析結果知，數(shù)據(jù)中車輪外傾角 變化值大于 5176。 主銷后傾角、主銷偏距、車輪前束角值 雖然也隨車輪上跳而增大，但是變化范圍小，對操縱穩(wěn)定性不會產(chǎn)生太大的影響。通過多次調(diào)整 尺寸參數(shù)，得到優(yōu)化坐標如下表 42。 由分析結果知，車輪外傾角變化值降低為 176。由此 得出本次 優(yōu)化數(shù)據(jù)可用 。 表 43 后懸架參數(shù) 懸架硬點 X 方向坐標 Y 方向坐標 Z 方向坐標 下控制臂前點 下控制臂外點 下控制臂后點 彈簧下支座 副車架前點 副車架后點 橫向穩(wěn)定桿內(nèi)點 橫向穩(wěn)定桿外點 減 振 器上安裝座 車輪中心 上橫臂前點 上橫臂外點 上橫臂后點 以后懸架初始數(shù)據(jù)建立雙橫臂懸架模型如圖 45。 由數(shù)據(jù)分析知，初始數(shù)據(jù)的注銷偏移距在 —36mm 之間，大于理想值。 坐標數(shù)據(jù)優(yōu)化 為解決以上問題，本論文是通過對懸架的部分硬點坐標進行改變來達到優(yōu)化定位參數(shù)的目的。 主銷偏距 對比結果如圖 47。 本章 主要 介紹了 在設計中，運用 ADAMS/CAR 對懸架進行建模、仿真、分析等 ， 并在該軟件的幫助下實現(xiàn)數(shù)據(jù)優(yōu)化。它的多文檔設計環(huán)境，讓非計算機專業(yè)人員也能很快地學會使用。正交功能使用戶可以很方便。 AutoCAD 具有廣泛的適應性，它可以在各種操作系統(tǒng)支持的微型計算機和工作站上運行 [16]。 30 第 5 章 運用 AutoCAD 的工程圖繪制 AutoCAD 簡介 AutoCAD 一款自動 計算機輔助設計 軟件，可用于二維繪圖、詳細繪制、設計文檔和基本 三維設計 ，現(xiàn)已經(jīng)成為國際上廣為流行的繪圖工具。 由分析結果知，優(yōu)化后注銷偏距的最大值小于 ,符合設計要求。 對優(yōu)化后模型進行相應參數(shù)仿真，并在 ADAMS/Postprocessor 模塊中繪制分析曲線。 車輪外傾 角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、車輪前束角雖然也隨車輪上跳而增大，但是變化范圍小，對操縱穩(wěn)定性不會產(chǎn)生太大的影響。 圖 46 后 懸架仿真結果 進入 ADAMS/Postprocessor 模塊，選擇車輪跳動量為橫坐標，分別輸 28 出 車輪外傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、主銷偏距、車輪前束角的數(shù)據(jù)曲線，如圖 46。 本文后 懸架運動參數(shù) 采用 ISO 坐標制，選擇兩車輪接地中心連線的中點為坐標原點， x 軸指向汽車前進方向的左側(cè)， y 軸與重力方向相反， z 軸指向汽車的前進方向。最大值為 176。 優(yōu)化結果分析 對優(yōu)化后仿真結果進行分析，并于初始數(shù)據(jù)仿真結果進行對比， 車輪外傾角對比結果如圖 43，主銷內(nèi)傾角對比結果如圖 44。因此在保證 銷后傾角、主銷偏距、車輪前束角值符合要求的前提下， 主要針對車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角進行優(yōu)化 。主銷內(nèi)傾角可以使汽 車轉(zhuǎn)向回正、轉(zhuǎn)向操作輕便，在車輪跳動時，主銷內(nèi)傾角變化較大，將會使轉(zhuǎn)向沉重，加速輪胎磨損。 分別輸出 車輪外傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、主銷偏距、車輪前束角的數(shù)據(jù)曲線 ， 如圖 42。 轉(zhuǎn)向拉桿與車架之間的連接簡化為球副，下橫臂與車架之間的 均 連接采用旋轉(zhuǎn)副，車輪、轉(zhuǎn)向節(jié)與拉臂之間的連接均采用固定副，其它地方連接均采用球絞副 ， 生成模型如 圖 41。 前懸架的運動學仿真 運動學模型建立 尺寸參數(shù)是指懸架系統(tǒng) 的空間 幾何定位參數(shù) ,即懸架 系統(tǒng) 各定位點的三維坐標 ， ADAMS/CAR 中懸架的幾何特性主要由設定硬點的坐標決定 。 應用 ADAMS/CAR 對懸架系統(tǒng)進行建模原理相對比較簡單，模型原理與實際的系統(tǒng)相一致。 ADAMS 軟件可以方便地建立參數(shù)化實體模型，并應用了多體系統(tǒng)動力學原理進行仿真計算。 ADAMS 一方面是虛擬樣機分析的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析。所以，一般希望主銷偏距小一些，以減小轉(zhuǎn)向操縱力以及地面對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的沖擊。 主銷后傾角 (Caster Angle)， 是指主銷軸線和地面垂直線在縱向平面內(nèi)的夾角。 車輪外傾角 (Camber Angle)， 是指車輪旋轉(zhuǎn)平面與縱向垂直平面之間的夾角。 隨著多體動力學軟件功能的擴展，在汽車多體復雜動力學模型環(huán)境下，對汽車各個子系統(tǒng)的性能參數(shù)進行優(yōu)化將逐漸開始使用，從而使模型精度和優(yōu)化計算結果的精度大大提高 [14]。隨著近幾十年來對機械系統(tǒng)的高性能、高精度的設計要求不斷的提升，加之高速度、高性能計算機的發(fā)展和計算方法的成熟，多體系統(tǒng)動力學已由早期的多剛體系統(tǒng)動力學發(fā)展成為多柔體系統(tǒng)動力學。總共可以執(zhí)行以下三種車輪垂直跳動分析：左右車輪平行垂直跳動分析；左右車輪反向垂直跳動分析；單邊車輪垂直跳動分析與左右車輪反向垂直跳動分析相比，側(cè)傾與垂直力分析允許車輪的垂直位置自調(diào)整，只要能確保各個車輪的垂直載荷的總和保持恒定 [13]。如果車輪定位參數(shù)的變動過大的話，將會加劇輪胎和轉(zhuǎn)向機件的磨損并降低整車操縱穩(wěn)定性和其他相關性能，所以原則上，車輪定位參數(shù)的變化量不能太大。 本章主要介紹了論文在設計過程中所建立的 CATIA 模型的各項細節(jié)，并分節(jié)介紹了懸架系統(tǒng)各個部分的建模過程。 圖 315 轉(zhuǎn)向節(jié)強 度校核 圖 316 轉(zhuǎn)向節(jié)剛度校核 18 由分析結果知，各部件最大 應力為： 前懸架轉(zhuǎn)向節(jié) 297MPa，后懸架轉(zhuǎn)向節(jié) 143MPa。當添加力安全系數(shù)選擇 3 時，鋁件有限元分析如圖 311—314： 圖 311 連桿強度校核 圖 312 連桿剛度校核 17 圖 313 橫臂 強 度校核 圖 314 橫臂 剛 度校核 圖 由分析結果知，各部件最大應力為：后懸架 前 拉桿 126MPa, 后懸架后拉桿 75MPa,后 懸架橫臂 ，全 部小于 材料的許用應力 195MPa，各零件強度符合 設計 要求 。 本文 分析結果以 應力 應變 云圖 輸出， 剛度與強度校核功能，對 懸架 結構進行有限元分析。 圖 39 前懸架系統(tǒng) 圖 310 后懸架系統(tǒng) 以整車布置尺寸裝配前后懸架如圖 311： 圖 311 整車懸架系統(tǒng) 16 主要零件的 CAE 校核 導向機構在 懸架中 負責 車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠 的 傳遞， 路面對車輪的垂直載荷依次通過轉(zhuǎn)向節(jié)、下球頭銷、下橫臂 和減 振 機構傳遞到車身和車架上。 圖 35 前 懸架 轉(zhuǎn)向節(jié) 圖 36 前懸架 下 橫臂 圖 37 后 懸架 連桿 圖 38 后懸架上橫臂 15 前后懸架 裝配 首先在裝配中引入轉(zhuǎn)向節(jié)，以轉(zhuǎn)向節(jié)為裝配基準，并將轉(zhuǎn)向節(jié)錨定 ， 之后 通過轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接處定位面定位各橫臂與連桿。 圖 33 前懸架減 振 器 圖 34 后懸架減 振 器 圖 14 導向機構 與轉(zhuǎn)向節(jié) 建模 建立導向機構時， 采用基礎零件建模模塊設計。 零件建模完成后，在 ASS 模塊中對各零件進行組裝。 活塞桿與活塞采用基礎零件建模模塊設計，應用拉伸操作，選用鋼材料。在彈簧的兩端繪制出一個矩形，標注矩形的一邊到彈簧端部的距離。彈簧自由高度近似取 153mm。 選擇工具欄 “掃掠成形實體 ”， “掃掠成形定義 ”對話框中設定 掃掠成形實體參數(shù) ，在 “輪廓 ”文本框中選擇圓形草圖。 進入曲面設計模塊，繪制螺旋線作為掃描軌跡線 。 CATIA 有限元模型生成器產(chǎn)品作為一個完整的工具，可為諸如機械和熱力學這樣的許多方面的分析準備幾何模型 [12]。 特別是 CATIA 中的針對汽車、摩托車業(yè)的專用模塊，使 CATIA 擁有了最寬廣的專業(yè)覆蓋面，從而幫助客戶達到縮短設計生產(chǎn)周期、提高產(chǎn)品質(zhì)量及降低費用的目的。 CAD 技術在企業(yè)中的成功應用，不僅帶來了企業(yè)技術上的創(chuàng)新，同時帶動了企業(yè)經(jīng)營管理模式的變革。 圖 21 麥弗遜懸架分析 10 圖 22 后懸架分析 本章小結 本章 講述了汽車 懸架 系統(tǒng)設計的各項基本要求 ， 并以 PQ46 平臺 為原型對 懸架 系統(tǒng)各機構進行了設計。應具有足夠的強度 ，以可靠地承受及傳遞除垂直力以外的力和力矩。車輪跳動時，前輪定位角變化特性合理。 減振器的工作缸直徑 D 有 20mm、 30mm、 40mm、 (45mm)、 50mm、65mm 等幾種。 根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式： F0 = δvx (29) 可以計算最大卸荷力。卸荷速度的計算公式為： baAx /co s??? ?