【正文】 仿真 計算 與結果分析 建成懸架模型后，將懸架模型與測試平臺裝配 。車輪外傾角變化造成車輪出現(xiàn)過大的不足轉向或過度轉向趨勢。 圖 43 車輪外傾角對比 圖 44 主銷內(nèi)傾角對比 26 圖中 虛線為原數(shù)據(jù)，實線為優(yōu)化后數(shù)據(jù) 。根據(jù)所確定的 后 懸架參數(shù) 硬點尺寸參數(shù) ，系統(tǒng) 空間參數(shù)如表43。 因此在保證 車輪外傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、車輪前束角值符合要求的前提下， 主要針對注銷偏移距進行優(yōu)化。 圖 47 主銷偏距 對比 本章小結 本章概述了 運動學仿真 技術的發(fā)展 概況，并簡要介紹了 ADAMS/CAR的特點與應用 。 AutoCAD 二維圖模塊提供了正交、對象捕捉、極軸追蹤、捕 捉追蹤等繪圖輔助工具。AutoCAD 具有良好的用戶界面，通過交互菜單或命令行方式便可以進行各種操作。 表 44 優(yōu)化后坐標 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 29 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，驗證坐標優(yōu)化后效果。根據(jù)曲線分析各數(shù)值的極值與變化值。各數(shù)值在優(yōu)化后 明顯減小，并 達到設計要求 。 24 圖 42 前懸架仿真結果 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。 根據(jù)曲線分析各數(shù)值的極值與變化值。 懸架運動定位參數(shù) 采用 ISO 坐標制 ,以地面為 X Y 平面 ,汽車中心對稱面為 XZ平面 ,通過前輪輪心連線 , 垂直另外兩平面的面為 Y Z 平面 ,取豎直向上為 Z軸正向 , 車身右側為 Y 軸正向 ,以車前進方向的反方向為 X 軸正向 。只要用戶輸入具體多體系統(tǒng)的模型參數(shù)， ADAMS 軟件就可以根據(jù)多體系統(tǒng)動力學原理自動建立動力學方程，并用數(shù)值分析的方法求解這個動力學方程。 車輪前束角 (Toe Angle)， 是指 汽車兩個前輪安裝后，在通過車輪軸線而與地面平行的平面內(nèi)，兩車輪前端略向內(nèi)收縮，這種現(xiàn)象稱為車輪前束。外傾角不宜過大，否則會使輪胎產(chǎn)生偏磨損。 近年來計算機技術、 隨機振動理論、 試驗方法以及系統(tǒng)動力學研究的發(fā)展，使得汽車平順性的仿真分析更為全面、更接近實際使用情況。 懸架的運動學及動力學分析是汽車布置設計、運動校核的重要內(nèi)容之一，也是研究汽車平順性、操縱穩(wěn)定性等汽車性能的主要方法。 全部小于 600MPa，各零件強度符合要求 。 首先對所分析零件限定約束，在預設受力點分別設定 X、 Y、 Z 方向的受力。并以懸架為父級裝配模塊引入減 振 器子裝配，實現(xiàn)父級裝配的柔性修改。相合類型約束用于對齊幾何元素，根 據(jù)所選擇的幾何元素，可以獲得同心、同軸或共面約束。使用拉伸切除功能，剪切彈簧兩端，完成彈簧建模。在 Profile control(輪廓控制 )下拉列表框中選擇 Keep angle 選項。 該產(chǎn)品同時具有強大的網(wǎng)格劃分功能，配以自動化的特征，便可生成有限元模型。因此，它對我國傳統(tǒng)產(chǎn)業(yè)的改造、新技術的 興起，以及汽車工業(yè)提高國際競爭力等方面，起到了巨大的推動作用 [11]。 導向機構決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側傾中心及縱傾中心的位置。 選擇工作缸直徑 D=45mm 的減振器， 活塞行 程 S=100mm， Lmin=L+S=240+100=340mm（ 壓縮到底的長度 ） ， Lmax=L+S=340+240 =580mm（ 拉足的長度 ） ， 防塵罩 直徑 Dc = 56mm，壁厚取 2mm。40mm； ? ——汽車后懸架固有頻率 (Hz)； a——后懸架下橫臂長度 (mm)； b——后懸架上橫臂長度 (mm)。為避免懸架碰撞車駕，取 ψY=。汽車受到不平路面沖擊后，將產(chǎn)生振動，這種持續(xù)的振動容易使乘員感到不舒適和疲勞，因此懸架 中安裝有減振器，使振動迅速衰減，以改善汽車的行駛平順性。 由計算知： 前懸架剛度為： ； 后懸架剛度為： 20997N/m。 懸架的工作行程 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成，對于一般轎車而言，懸架總工作行程應當不小于 160mm。 汽車懸架系統(tǒng)基本上是由彈性元件、減振器和導向機構三大部分組成。 (1)設計前麥弗遜懸 架后多連桿懸架系統(tǒng)的車輛模型，得到懸架設計參數(shù)。優(yōu)化設計技術在汽車工程領域的應用最初就是從懸架系統(tǒng)的優(yōu)化設計開始的。因此，在許多實際研究中，不得不把模型簡化，以便使用古典力學的方法人工求解，從 而導致汽 2 車的許多重要的動力學特性無法得到較精確的定量分析。 同時硬件建設成本的降低節(jié)省了大量的時間和財力，為產(chǎn)品迅速占領市場贏得了更多的機會 [2]。本人授權 大學可以將本學位論文的全部或部分內(nèi)容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。盡我所知，除文中特別加以標注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機構的學位或學歷而使用過的材料。 首先通過 對所選車型的理論分析與計算 ， 確定懸架系統(tǒng)初始 設計數(shù)據(jù) 。 本文所研究車型的懸架系統(tǒng)為前麥弗遜懸架后多連桿懸架，該系統(tǒng)是目前國內(nèi) B 級車普遍采用的布置形式。 本文 研究 了懸架系統(tǒng)的設計與運動學分析， 探討了 乘用車 懸架 機構優(yōu) 化設計問題 。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。 汽車的車輪外傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、主銷偏距、車輪前束角等參數(shù)，對汽車平順性與操縱穩(wěn)定性有重要的影響。 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 在研究汽車諸多的行駛性能中，汽車動力學研究的建模、分析與求解始終是一個關鍵性問題。與傳統(tǒng)的試算法、表格法、圖算法等設計方法相比，優(yōu)化設計技術可以大大縮短設計周期、提高設計質量，尤其是在傳統(tǒng)設計方 法無法涉及的汽車復雜多體系統(tǒng)的最優(yōu)動力學特性設計問題方面 [5]。 本課題 主要 研究內(nèi)容 汽車懸架系統(tǒng)在車輛行駛 過程在中起著非常的作用 ， 其性能的優(yōu)劣直接影響車輛的 平順性與操縱穩(wěn)定性。 4 第 2 章 懸架系統(tǒng)的設計 懸架的 設計要求 汽車行駛中路面的不平坦、凸起和凹坑使車身在車輪的垂直作用力下起伏波動，產(chǎn)生振 動與沖擊；在加減速及轉彎和制動時的傾覆力和側傾力可使車身產(chǎn)生俯仰和側傾振動。 懸架頻率的選擇 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù) ε 取 ～ 之間 ， 由計算知本設計近似取 ε=1。對乘用車， fd 取 70～ 90mm，本設計取 fd 為 80mm。 查表 選擇彈簧材料為 60Si2MnA， 彈簧鋼絲直徑的計算公式為： 225nfc ? (23) 式中 i——彈簧有效工作圈數(shù)，此處取 8； G——彈簧材料的剪切彈性摸量，取 104MPa； Dm——彈簧中徑，取 110mm； Ci——汽車前懸架剛度 (N/mm)。兩者之間保持 ψY=(～ )ψS 的關系。 由計算知，前懸架減 振 器阻尼系數(shù)為 ；后懸架減 振 器阻尼系數(shù)為 。 代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力 F0 為 。并保證車輪與車身傾斜同向，以增加不足轉向效應 [10]。 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?？梢詫崿F(xiàn)工程圖繪制、三維模型建立及曲面修復等功能。彈簧自由高度近似取 174mm。建立如圖 32 彈簧。 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。 以平面為基礎，繪制輪過界面線，應用輪廓掃略生成模型。 因此 本設計主要對以上三種組件進行剛度與強度校核 。 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。 CATIA 軟件的應用，在簡化設計 過程的同時，保障了零件設計質量。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。 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、轉向的輕便性和減小輪胎與機件間的磨損，轉向輪、轉向節(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。 主銷偏距 (Scrub Radius)， 是指主銷與地面的交點到輪胎接地中心的距離。 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。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。 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。 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。 由分析結果知，車輪外傾角變化值降低為 176。 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。 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。 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。正交功能使用戶可以很方便。 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。 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。 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。最大值為 176。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 。 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。 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 。 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。所以，一般希望主銷偏距小一些，以減小轉向操縱力以及地面對轉向系統(tǒng)的沖擊。 車輪外傾角 (Camber Angle)， 是指車輪旋轉平面與縱向垂直平面之間的夾角。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。如果車輪定位參數(shù)的變動過大的話，將會加劇輪胎和轉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。 圖 315 轉向節(jié)強 度校核 圖 316 轉向節(jié)剛度校核 18 由分析結果知，各部件最大 應力為： 前懸架轉向節(jié) 297MPa，后懸架轉向節(jié) 143MPa。 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 35 前 懸架 轉向節(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向節(jié)，以轉向節(jié)為裝配基準，并將轉向節(jié)錨定 ， 之后 通過轉向節(jié)鉸接處定位面定位各橫臂與連桿。 零件建模完成后，在 ASS 模塊中對各零件進行組裝。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。 選擇工具欄 “掃掠成形實體 ”， “掃掠成形定義 ”對