越野車前懸架優(yōu)化設計（下載送圖紙）

黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計I摘要汽車懸架的設計是一個復雜的系統工程，其設計過程中必須考慮車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性、舒適性等多方面的設計要求。傳統的設計方式設計成本高、產品開發(fā)周期長，已無法滿足快速設計的需求。為了能夠快速響應設計要求,開發(fā)以三維參數化繪圖為基礎的懸架設計開發(fā)系統非常必要,能夠大大提高設計的效率和質量。介于越野汽車大比例越野路面行駛要求，越野汽車設計的重要工作是提高越野機動性的前提下,保證乘員的舒適性、車輛行駛安全性、車輛通過性、整車各主要部件可靠性、整車輕量化。ADAMS是集建模、求解、可視化技術于一體的虛擬樣機軟件，是目前世界上應用最為廣泛的機械系統動力學分析軟件。ADAMS/Car模塊是MSC公司與Audi、BMW、Renault和Volvo等汽車公司合作開發(fā)的轎車設計模塊，它能通過高速動畫再現各種工況下的車輛運動學和動力學響應。本設計利用ADAMS/Insight從在ADAMS/Car中完成的懸架試驗出發(fā)對越野車前懸架參數進行優(yōu)化設計，能夠大大提高設計的效率和質量。關鍵詞：雙橫臂懸架；ADAMS；虛擬樣機；優(yōu)化設計；試驗設計ABSTRACTDesignoftheautomotivesuspension,whichrefertotherequirementofridecomfortperformanceofvehicle,isacomplicatedsystemticengineering.Theconventionaldesignmodecostshighandneedsalongdevelopmentcycle.Thatmodecannotsatisfythedemandoffastdesign.Forsatisfythisdesignrequirement,itisextraordinarynecessarytoexplotsuspensiondesigndevelopmentsystembasedontridimensionalparametrizedplotting,whichcangreatlyadvancetheefficiencyorgrandofthedesign.Giventotheoff-roadvehicle’sriddenrequirementofcrosscountry,thekeyjobofdesignisadvancingthemobilityoftheoff-roadvehicle,guaranteethecomfortabilityofpassenger,ridesecurity,trafficability,reliabilityofeachpartandlightweightofthewholevehicleasfastaspossible.ADAMS,avirtualprototypesoftwareincludingmodeling,solving,visualizationtechnology,isthemostpopularmechanicalsystemsdynamicsanalyticalsoftwareintheworldnowadays.ADAMS/Car,acardesignmodulecooperativedevelopedbyMSC,Audi,BWM,RenaultandVolvocorporation,canbeusedtoreappeardifferentkindsofvehiclekinematicanddynamicresponse.ThispaperhasusedADAMS/InsighttooptimizefrontsuspensionparameterofSUVaftercompletesuspensiontestinADAMS/CARwhichcangreatlyadvancetheefficiencyofthedesign.Keywords:Doublewise-bonearmindependentsuspension；ADAMS；Virtualprototypetechnology；Optimization；Designofexperiments目錄摘要 ⅠAbstractHYPERLINK ⅡHYPERLINK第1章緒論 1HYPERLINK1.1懸架概況 1HYPERLINK1.2懸架的發(fā)展 2HYPERLINK1.3越野車懸架的發(fā)展 4HYPERLINK1.4設計的主要內容和方法 5HYPERLINK第2章越野車懸架的初步設計 6HYPERLINK2.1獨立懸架結構類型和特點 7HYPERLINK2.2懸架的主要參數選擇 8HYPERLINK2.2.1懸架靜撓度 8HYPERLINK2.2.2懸架動撓度 9HYPERLINK2.3彈性元件設計 9HYPERLINK2.4減振器設計 11HYPERLINK2.4.1減振器及其形式的選擇 11HYPERLINK2.4.2相對阻尼系數 11HYPERLINK2.4.3減震器阻尼系數的確定 12HYPERLINK2.4.4減震器最大卸荷力的確定 12HYPERLINK2.4.5筒式減震器工作缸直徑D的確定 12HYPERLINK2.5導向機構設計 13HYPERLINK2.5.1側傾中心及橫向平面內上下橫臂的布置方案 13HYPERLINK2.5.2縱向平面內上下橫臂的布置方案 13HYPERLINK2.5.3水平面內上下橫臂的布置方案 13HYPERLINK2.5.4上下橫臂長度的確定 14HYPERLINK2.6本章小結 14HYPERLINK第3章建立越野車懸架模型 16HYPERLINK3.1ADAMS介紹 16HYPERLINK3.2建立模型 17HYPERLINK3.2.1簡化模型 19HYPERLINK3.2.2確實硬點坐標 19HYPERLINK3.2.3建立雙橫臂懸架模型 20HYPERLINK3.3建立懸架子系統和總裝配 31HYPERLINK3.4本章小結 31HYPERLINK第4章懸架參數優(yōu)化 32HYPERLINK4.1懸架試驗 32HYPERLINK4.1.1定義參數 32HYPERLINK4.1.2懸架雙輪同向跳動試驗 32HYPERLINK4.1.3繪制查看運動分析圖 33HYPERLINK4.1.4懸架試驗結果分析 36HYPERLINK4.2優(yōu)化模型 37HYPERLINK4.2.1選取設計變量和目標函數 37HYPERLINK4.2.2在ADAMS/Insight中進行DOE和優(yōu)化設計 38HYPERLINK4.3本章小結 43HYPERLINK結論 44HYPERLINK參考文獻 45HYPERLINK致謝 47HYPERLINK附錄 48加扣扣414951605或1304139763，購買發(fā)CAD圖紙及相關文檔。第1章緒論1.1懸架概況根據導向機構的結構特點，汽車懸架可以分為非獨立懸架和獨立懸架。非獨立懸架兩側的車輪由一根整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架連接。特點是當一側的車輪遇到路面沖擊而跳動時，必然導致另一側車輪在汽車橫向平面內擺動。非獨立懸架由于非簧載質量比較大，高速行駛時懸架受到沖擊載荷比較大，平順性較差。獨立懸架的車橋做成斷開的，每一側車輪可以單獨通過彈性懸架與車架連接。結構較非獨立懸架復雜，但兩側的車輪單獨跳動時互不影響，可以提高乘坐的舒適性和平順性。獨立懸架使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結構緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質量小，可提高汽車車輪的附著性。按照彈性原件的種類，汽車懸架又可以分為鋼板彈簧懸架、螺旋彈簧懸架、扭桿彈簧懸架、空氣懸架以及油氣懸架等。鋼板彈簧又叫葉片彈簧，它是由若干不等長的合金彈簧片疊加在一起組合成一根近似等強度的梁。鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對滑動而產生摩擦，可促使車架的振動衰減。鋼板彈簧本身還兼起導向機構的作用，可不必單設導向裝置，使結構簡化，并且由于彈簧各片之間摩擦引起一定減振作用。螺旋彈簧是用彈簧鋼鋼棒料卷制而成，它們有剛度不變的圓柱形螺旋彈簧和剛度可變的圓錐形螺旋彈簧。螺旋彈簧大多應用在獨立懸架上，尤以前輪獨立懸架采用廣泛。由于螺旋彈簧只承受垂直載荷，它用做彈性元件的懸架要加設導向機構和減振器。它與鋼板彈簧相比具有不需潤滑，防污性強，占用縱向空間小，彈簧本身質量小的特點，因而現代轎車上廣泛采用。按照作用原理，可以分為被動懸架、半主動懸架和主動懸架[1]。目前多數汽車上都采用被動懸架，汽車姿態(tài)只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構以及減振器這些機械零件。半主動懸架根據簧上質量相對車輪的速度響應、加速度響應等反饋信號，按照一定的控制規(guī)律調節(jié)彈簧的阻尼力或者剛度。半主動懸架產生力的方式與被動懸架相似，但其阻尼或剛度系數可根據運行狀態(tài)調節(jié)，這和主動懸架極為相似。有級式半主動懸架是將阻尼分成幾級，阻尼級由駕駛員根據“路感”選擇或由傳感器信號自動選擇。無級式半主動懸架根據汽車行駛的路面條件和行駛狀態(tài)，對懸架的阻尼在幾毫秒內由最小到最大進行無級調節(jié)。由于半主動懸架結構簡單，工作時不需要消耗車輛的動力，而且可取得與主動懸架相近的性能，具有很好的發(fā)展前景。主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據路面和行駛工況自動調整懸架剛度和阻尼。前面已經介紹了，汽車懸架按其振動的控制方式分為被動、半主動和主動懸架3種基本類型，經典隔振理論認為被動懸架采用了一種優(yōu)化折中方案，不能兼顧提高乘坐舒適性與行駛安全性要求，主動懸架能獲得一個優(yōu)質的隔振系統，實現理想懸架的控制目標，但耗能大、液壓裝置噪聲大、成本高、結構復雜；半主動懸架系統可以輸入少量的調節(jié)能量來局部改變懸架系統的動特性(剛度或阻尼系數)，僅僅消耗振動能量，而且結構簡單，可靠性高。由于半主動懸架諸多的良好性能，且半主動懸架研究所涉及的關鍵技術是設計，因此車輛半主動懸架控制系統的研究具有重要意義。1.2懸架的發(fā)展1934年世界上出現了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被被動懸架的參數根據經驗或優(yōu)化設計的方法確定，在行駛過程中保持不變它是一系列路況的折中，很難適應各種復雜路況，減振的效果較差。為了克服這種缺陷，采用了非線性剛度彈簧和車身高度調節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于中低檔轎車上，現代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的麥弗遜式懸架，比如桑塔納、夏利、賽歐等車，后懸架的選擇較多，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架。隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很大的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動懸架。主動懸架的概念是1954年美國通用汽車公司在懸架設計中率先提出的。20世紀80年代，世界各大著名的汽車公司和生產廠家競相研制開發(fā)這種懸架。特點是乘坐非常舒服，但結構復雜、能耗高，成本昂貴，可靠性存在問題。由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架。在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大在西方發(fā)達國家，半主動懸架在20世紀80年代后期趨于成熟，福特公司和日產公司首先在轎車上應用，取得了較好的效果主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破。進入20世紀90年代，僅應用于排氣量大的豪華汽車，未見國內汽車產品采用此技術的報道，只有北京理工大學和同濟大學等少數幾個單位對主動懸架展開研究。主動懸架的平順性能最好。它采用許多新興的控制技術和使用大量電子器件，可使懸架的穩(wěn)定性得到保證因此，主動懸架的平順性和操縱穩(wěn)定性是最好的，是汽車懸架必然的發(fā)展方向。1990年，西班牙學者J.M.DEL.Castillo等人用八自由度模型在時域和頻域分別進行了優(yōu)化研究，取得了與上述相似的結果。被動懸架是傳統的機械結構，剛度和阻尼都是不可調的，依照隨機振動理論，它只能保證在特定的路況下達到較好效果。但它的理論成熟、結構簡單、性能可靠，成本相對低廉且不需額外能量，因而應用最為廣泛。在我國現階段，仍然有較高的研究價值。被動懸架性能的研究主要集中在三個方面:通過對汽車進行受力分析后，建立數學模型，然后再用計算機仿真技術或有限元法尋找懸架的最優(yōu)參數；研究可變剛度彈簧和可變阻尼的減振器，使懸架在絕大部分路況上保持良好的運行狀態(tài)；研究導向機構，使汽車懸架在滿足平順性的前提下，穩(wěn)定性有大的提高。主動懸架的概念早在1954年就被提出了。20世紀60年代，Thompson完善了主動懸架的基本構成和控制規(guī)律，證明了“全主動”懸架對車輛性能的提高。80年代初，一些裝備主動懸架系統的試驗樣車被生產出來，驗證了主動懸架對車輛性能的提高。主動懸架使用液壓或電動機械的作動器代替?zhèn)鹘y被動懸架中的彈簧和減振器，作動器根據主動懸架控制規(guī)律輸出作用力。全主動懸架能夠根據車輛的工作狀態(tài)和路面的狀況進行自適應調節(jié)，抑制車體的振動，但其結構復雜，用到較多的懸掛設備，而且工作時需要獨立的能源供應，耗費大量的能量，另外，使用全主動懸架系統時還會引起其它的負面問題，如非懸掛質量的共振現象，這就使得全主動懸架系統的應用受到限制。主動懸架研究也集中在兩個方面:①可靠性；②執(zhí)行器。由于主動懸架采用了大量的傳感器、單片機、輸出輸入電路和各種接口，元器件的增加降低了懸架的可靠性，所以加大元件的集成程度，是一個不可逾越的階段。執(zhí)行器的研究主要是用電動器件代替液壓器件卜電氣動力系統中的直線伺服電機和永磁直流直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，今后將會取代液壓執(zhí)行機構。運用電磁蓄能原理，結合參數估計自校正控制器，可望設計出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應主動懸架，使主動懸架由理論轉化為實際應用。1974年，Crosby和Karnop基于天棚阻尼的概念發(fā)明了半主動阻尼器。其生產應用始于20世紀80年代，但它對懸架性能的改善是有限的。1975年，Margolis等人提出了“開關”控制的半主動懸架，它能產生較大的阻尼力，這種懸架已應用到實際中。1986年，KimBrough在半主動懸架控制方法中引入了Lyapunov方法，改進了控制算法的穩(wěn)定性。1988年，日產公司研制了一種“聲納”式半主動懸架，它可通過聲納裝置預測路面信息，懸架減振器有“柔和”、“適中”和“穩(wěn)定”3種選擇狀態(tài)。1994年，Prin2kos等人使用了電流變和磁流變液體作為工作介質，研究了新型半主動懸架系統。美國Delphi公司已經利用磁流變液開發(fā)出半主動懸架系統Magen2Ride，被評為1999年世界100項重大發(fā)明之一。2000年，美國Lord公司公布了它的商業(yè)磁流變材料(MRF2132LD、MRF2336AG、MRF2240BS)。Delphi公司也發(fā)布了它的磁流變減振器。半主動懸架是指懸架彈性元件的剛度和減振器的阻尼系數之一可以根據需要進行調節(jié)控制的懸架。目前半主動懸架研究主要集中在調節(jié)減振器的阻尼系數方面，即將阻尼可控減振器作為執(zhí)行機構，通過傳感器檢測到的汽車行駛狀況和道路條件的變化以及車身的加速度，由ECU根據控制策略發(fā)出脈沖控制信號，實現對減振器阻尼系數的無級可調。這種結構生產、使用、維護成本高；本文描述一種四級剛度減振彈簧，則是一種根據載荷狀況和道路條件自行調節(jié)剛度的一種新型結構，具有生產、使用、維護成本低的優(yōu)點。半主動懸架的研究集中在兩個方面:①執(zhí)行策略的研究；②執(zhí)行器的研究。阻尼可調減振器主要有兩種，一種是通過改變節(jié)流孔的大小調節(jié)阻尼，一種是通過改變減振液的粘性調節(jié)阻尼。節(jié)流孔的大小一般通過電磁閥或步進電機進行有級或無級的調節(jié)，這種方法成本較高，結構復雜。通過改變減振液的粘性來改變阻尼系數，具有結構簡單、成本低、無噪音和沖擊等特點，因此是目前發(fā)展的主要方向。在國外，改變減振液粘性的方法主要有電流變液體和磁流變液體兩種。北京理工大學的章一鳴教授進行了阻尼可調節(jié)半主動懸架的研究，林野進行了懸架自適應調節(jié)的控制決策研究，哈工大的陳卓如教授對車輛的自適應控制方面進行了研究。執(zhí)行策略的研究是通過確定性能指標，然后進行控制器的設定。目前，模糊控制在這方面應用較多。1.3越野車懸架的發(fā)展由于越野汽車大比例越野路面行駛要求，一般越野汽車采用非承載式車身結構，既車架和車身分開，有獨立的車架。近年來隨著計算機虛擬設計、虛擬制造等一系列列新技術的應用和人們對越野汽車整車性能要求的不斷提高，中重型越野汽車獨立懸架技術逐漸被人們所重視。典型代表就是美國奧什科什(OSHKO-SH)公司生產的MTVR系列，其采用雙橫臂獨立懸架系統，使懸架行程達到400mm，懸架性能得到了大幅提升，從而為第三代越野汽車的設計研究指明方向。我國的獨立懸架技術僅在輕型越野車及濟南汽車廠于20世紀70年代設計制造的JN2528×8中噸位軍用車上得到了應用，目前在重型越野車領域基本上屬于空白。因此國內主要越野車研發(fā)單位開始對中重型越野汽車獨立懸架技術進行研究，并取得了階段性成果。1.4設計的主要內容和方法汽車懸架的設計是一個復雜的系統工程。其設計的成功與否決定著車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性、舒適性等多方面的設計要求。這就對懸架設計人員提出較高的要求。利用ADAMS/Insight從影響前懸架參數的兩側車輪同向跳動和高速回正性及低速回正性三個試驗出發(fā)對前懸架參數進行優(yōu)化設計，能夠大大提高設計的效率和質量。在我國傳統的設計方式中以手工繪圖或采用AutoCAD繪制二維平面圖為主，無法滿足快速設計的需求，造成產品開發(fā)周期長、設計成本高。汽車產品開發(fā)工程正面臨三個重要方面的轉變:從串行工程轉變到擴展企業(yè)范圍的并行工程；從零件的參數化建模轉變到產品的參數化建模；從基于二維工程圖紙的開發(fā)工程轉變到以三維實體模型為中心的開發(fā)過程。傳統的汽車設計是由最初的設計→試驗→設計。在制造出樣品產品后，進行測試，測試合格，制造出產品。如果不合格，重新設計，直到合格為止。在從設計到制造要經過多次的重試，需要很長的時間，浪費了大量的人力和物力，并且延長了新產品的上市時間。隨著計算機技術的發(fā)展，人們改變了傳統的設計方法，特別是CAD和CAE技術的應用，各種繪圖、分析軟件的推廣，使產品在設計開發(fā)階段，就將零部件設計和分析技術融合在一起，在計算機上建造出產品的整體模型，并對該產品在投入使用后的各種工況進行仿真分析，預測產品的整體性能，進而改進產品設計、提高產品性能。現在汽車設計中大量采用虛擬樣機技術，大大提高了汽車的性能，提前了汽車的上市時間。越野行駛最大平均車速是汽車越野機動性的核心技術指標，越野行駛最大平均車速越高汽車的機動性越高。但是越野路面最大平均車速的提升意味著地面對車輛的沖擊載荷的增大，意味著車輪接地性能(車輛通過性)的降低，意味著乘員舒適性的降低。怎樣在提升越野行駛最大平均車速，提高越野機動性的前提下，保證乘員的舒適性、車輛行駛安全性、車輛通過性、整車各主要部件可靠性、整車輕量化是越野汽車設計的重要工作。明確獲得用戶需求和清晰地確定車輛實際使用環(huán)境是汽車研制核心工作。越野汽車與其他車輛最大的不同就是大比例地行駛在越野路面上，此時整車扭轉變形大、扭轉載荷高。對這種大扭轉使用環(huán)境的設計也反映了越野汽車設計水平的高低。懸架、車架、車身作為越野汽車主要承載和受力部件，起著承載整車部件和載荷，實現整車行駛和操控性能，吸收地面沖擊滿足乘員舒適性和貨物完好性要求等作用。三者的總質量占越野車總質量的50%左右，因此三者對車輛承載能力、舒適性、通過性、輕量化和可靠性有著重要的影響。第2章越野車懸架的初步設計汽車懸架是車架(或車身)與車橋(或車輪)之間彈性連接的部件。主要州彈性元件、導向機構及減振器三個基本部分組成。此外，還可包括一些特殊功能的部件，如緩沖塊和穩(wěn)定桿等?，F代汽車還采用了控制機構，形成可控式懸架。汽車懸架把車身和車輪彈性地連接在一起。懸架的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。汽車懸架的工作原理是:當汽車輪胎受到沖擊時，彈性元件對沖擊進行緩沖，防止對汽車構件和人員造成損傷。但彈性件受到沖擊時會產生長時間持續(xù)的振動，容易使駕駛員疲勞而發(fā)生車禍，故減振元件必須快速衰減振動。當車輪受到沖擊而跳動時，使其運動軌跡符合一定的要求，增加汽車的平順性和穩(wěn)定性。導向構件在傳力的同時，對方向進行控制。懸架與汽車的多種使用性能有關，為滿足這些性能，懸架系統必須能滿足這些性能的要求:首先，懸架系統要保證汽車有良好的行駛平順性，對以載人為主要目的的轎車來講，乘員在車中承受的振動加速度不能超過國標規(guī)定的界限值。其次，懸架要保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅小，振動衰減快。再次，要能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，一方面懸架要保證車輪跳動時，車輪定位參數不發(fā)生很大的變化，另一方面要減小車輪的動載荷和車輪跳動量。還有就是要保證車身在制動、轉彎、加速時穩(wěn)定，減小車身的俯仰和側傾。最后要保證懸架系統的可靠性，有足夠的剛度、強度和壽命。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。同時，汽車懸架做為車架(或車身)與車軸(或車輪)之間作連接的傳力機件，又是保證汽車行駛安全的重要部件。因此，汽車懸架往往列為重要部件編入轎車的技術規(guī)格表，作為衡量轎車質量的指標之一。與非獨立懸架相比，獨立懸架具有許多優(yōu)點：非懸掛質量小，懸架所受到并傳給車身的沖擊載荷小，有利于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能；左右車輪的跳動沒有直接的相互影響，可減少車身的傾斜和振動；占用橫向空間少，便于發(fā)動機布置，可以降低發(fā)動機的安裝位置，從而降低汽車質心位置，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性；易于實現驅動轉向等。所以此越野車前懸架采用獨立懸架。隨著高速公路網的快速發(fā)展，促使汽車速度不斷提高，使得非獨立懸架已不能滿足行駛平順性和操縱穩(wěn)定性等方面提出的要求。因此，獨立懸架獲得了很大的發(fā)展空間。獨立懸架的結構特點是，兩側的車輪各自獨立地與車架或車身彈性連接，因而具有很多優(yōu)點。獨立懸架中尤其是雙橫臂獨立懸架得到了廣泛的應用。2.1獨立懸架結構、類型和特點1.單橫臂式這種懸架在車輪跳動時．車輪傾角有顯著的變化，側滑量大、輪胎磨損嚴重，轉向輪采用這種懸架對轉向操縱有一定影響因此很少用于的前懸架。對后懸架來說．汽車在小向心加速度行駛時車輪外傾角變化將增加汽車不足轉向因素．而在大向心加速度時車身產生“舉升”現象。單橫臂式懸架結構簡單、質量小、成本低，在早期轎車后懸架上采用得比較多，目前已很少使用。2.單縱臂式單縱臂式懸架在車輪跳動時，車輪外傾角和前束不變，但后傾角變化較大，因此多用于不轉向的后輪。轉彎行駛時，由于車輪隨車身一起向外傾斜，后懸架采用這種懸架容易出現過多轉向趨勢。單縱臂式懸架結構簡單、質量小，可以得到較大的室內空間，所以在前輪驅動汽車的后懸架上應用的比較多，目前被單斜臀式、麥弗遜式獨立懸架所代替。3.單斜臂式介于單橫臂式和單縱臂式之間的一種懸架結構。擺臂的轉動軸線與汽車縱軸線所成角度在0o-90o之間。單斜臂式懸架自60年代初問世以來，在后輪驅動汽車的后懸架上得到了廣泛應用。目前由于對汽車干順性和操縱穩(wěn)定性提出了更高要求，有些汽車采用了結構更復雜的雙橫臂式或多桿式獨立懸架。今后伴隨著后輪驅動汽的減少，單斜臂式懸架應用會逐漸減少。4.縱臂扭轉梁式這種懸架主要優(yōu)點是，車輪運動特性比較好，左、右車輪在等幅正向或反向跳動時，車輪外傾角、前束及輪距無變化，汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。但這種懸梁在側向力作用時。呈過多轉向趨勢。另外，扭轉梁因強度關系，允許承受的載荷受到限制。扭轉梁式懸架結構簡單、成本低、在一些前置前驅動汽車的后懸架上應用得比較多。5.雙橫臂式雙橫臂式獨立懸架按其上、下橫臂的長短又分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種。等長雙橫臂式懸架在其車輪作上、下跳動時，可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，故已很少采用，多為不等長雙橫臂式懸架所取代。后一種形式的懸架在其車輪上、下跳動時，只要適當地選擇上、下橫臂的長度，并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數的變化量限定在允許的范圍內。這種不大的輪距改變，不引起車輪沿路面的側滑，而為輪胎的彈性變形所補償。因此，不等長雙橫臂獨立懸架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為中高級轎車的前懸架所廣泛采用。6.多桿式多桿式懸架主要優(yōu)點是，利用多桿控制車輪的空間運動軌跡，以便更好地控制車輪定位參數變化規(guī)律，得到更為滿意的汽車順從轉向特性，最大限度滿足汽車操縱性和平順性要求。缺點是零件數量多、結構復雜、要求精度高。多桿式懸架是目前最為先進的懸架結構。7.麥弗遜式它可看成是上擺臂等效無限長的雙橫臂式獨立懸架。它的突出優(yōu)點是簡化了結構，減小了質量，節(jié)省了空間，有利于前部地板構造和發(fā)動機布置。它的缺點是：由于自由度少，懸架運動特性的可設計性不如雙橫臂懸架；振動通過上支點傳遞給汽車頭部，需采取相應的措施隔離振動、噪聲；減震器的活塞桿與導向套之間存在摩擦力，使得懸架的動剛度增加，彈性特性變差，小位移時這一影響更加顯著；對輪胎的不平衡性較敏感；減震器緊貼車輪布置，其空間很小，有些情況下不便于采用寬胎或加裝防滑鏈。2.2懸架的主要參數選擇從上節(jié)中可知不等長雙橫臂式懸架可以通過合理選擇上、下橫臂的長度和布置方案，保證越野車有很好的行駛穩(wěn)定性，而且結構不是很復雜，因此本設計選用不等長雙橫臂獨立懸架，參考同類型車的整車參數，初步設定其整車參數為：前輪距1500mm；后輪距1500mm；滿載質量2106kg；軸距2630mm；滿載前軸荷848kg；滿載后軸荷1258kg；前懸需彈簧剛度66.6N/mm；后懸所需彈簧剛度43.9N/mm；前懸非簧載質量87.2kg；后懸非簧載質量213kg；輪胎規(guī)格為P215/70R16；質心高度400mm。2.2.1懸架靜撓度懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比，即：=/c（2.1）因現代汽車的質量分配系數ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯系。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率可用下式表示：（2.2）（2.3）當采用彈性特性為線性變化的懸架時：（2.4）（2.5）由式(2.1)，(2.2)，(2.3)，(2.4)可得：（2.6）（2.7）式中：為前、后懸架的剛度（N/mm）；為前、后懸架（單邊）的簧上質量（kg）；g為重力加速度，g9810mm/。一般對于采用鋼制彈簧的汽車，，非常接近人體步行的自然頻率。越野汽車更大些。為了減少汽車的角振動，一般汽車前、后懸架偏頻之比約為=0.850.95[2]。取=1.35Hz，=0.9，則1.5Hz，由式（2.4）和（2.5）可得：136.28mm110.39mm2.2.2懸架動撓度懸架動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊。對乘用車，取=79cm；對客車，取=58cm；對貨車取=69cm。在這里，由于是越野車前懸架，行駛工況惡劣，因此動撓度應取更大點[3]，取1.02cm2.3彈性元件設計根據總布置要求及懸架的具體結構形式，得到設計載荷時彈簧的受力=g=3731.724N及彈簧高度=235mm，懸架在壓縮行程極限位置時彈簧高度=175mm。初步選擇彈簧中徑=95mm，兩端碾細，根據工作條件，屬于Ⅰ類載荷彈簧。選取汽車懸架C類油淬火回火彈簧（60MnA）鋼絲，由《汽車設計》查得其切變模量G=83GP。臺架試驗時伸張及壓縮極限位置相對于設計載荷位置的變形量=136.28mm，=113mm。初選鋼絲直徑d=14mm，查得其許用拉應力[]=1569MPa；其許用切應力：=0.63=988.47MPa（2.8）由得，因此：=6.797取7（2.9）式中：彈簧中徑，mm；d彈簧鋼絲直徑，mm；彈簧工作圈數；G彈簧材料的剪切模量，取83000MPa；變形量，mm；為彈簧剛度。總圈數n=+2=8.979，查彈簧設計手冊應取9。完全并緊時載的彈簧高度：=1.01d(n-1)+2t=122.453mm（2.10）式中：t=d/3彈簧在完全壓緊時的載荷：=+()=27538.094N（2.11）彈簧在臺架試驗伸張極限位置對應的載荷：=-=53440524N（2.12）彈簧在臺架試驗壓縮極限位置對應的載荷：=+=10524.924N（2.13）彈簧在工作壓縮極限位置的載荷：=-)=7727.724N（2.14）彈簧指數：C=/d=6.786（2.15）曲度系數：=(4C-1)/(4C-4)+0.615/C=1.22（2.16）=412.345MPa（2.17）=812.028MPa（2.18）=2249.849MPa（2.19）=904.519MPa（2.20）雖然>，但是懸架工作時彈簧設計對應的最大剪應力，對應懸架的極限壓縮狀態(tài)。=0.74(-)/{1.48-()}=0.269（2.21）在給定條件下的循環(huán)次數：==2317236.469（2.22）符合要求。彈簧的自由高度：=+/=291.032mm（2.23）取=300mm由C=6.25查圖13-65（參考文獻[3]）的=0.12，因此彈簧最小工作高度=+d=134.178mm=/=3.158<5.3，取=1；則=0.811(1+=1.22897，由于已經設計出，易發(fā)現相對變形量f/顯然比其臨界值小，因此彈簧穩(wěn)定。2.4減振器設計2.4.1減振器及其形式的選擇減振器主要用來抑制彈簧吸震后反彈時的震蕩及來自路面的沖擊。在經過不平路面時，雖然吸震彈簧可以過濾路面的震動，但彈簧自身還會有往復運動，而減震器就是用來抑制這種彈簧跳躍的。減震器太軟，車身就會上下跳躍，減震器太硬就會帶來太大的阻力，妨礙彈簧正常工作。懸架用得最多的減震器是內部充有液體的液力式減震器。汽車車身和車輪振動時，減震器的液體在流經阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，這把這種減震器稱為單向作用式減震器；反之稱為雙向作用式減震器。本設計選用雙向作用式減震器。根據結構形式不同，減震器分為搖臂式和筒式兩種筒式減震器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。本設計選用雙筒式減震器。2.4.2相對阻尼系數我們用相對阻尼系數的大小來評定振動衰減的快慢程度。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些。兩者之間保持有=（0.250.50）的關系。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取=0.250.35；對于有內摩擦的彈性元件彈簧，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應取大些，一般取0.3，由于是越野汽車，所以我取=0.32（的平均值）；為避免懸架碰撞車架，取。因此可計算出：=0.213=0.4272.4.3減震器阻尼系數的確定懸架系統固有振動頻率：===9.356（2.24）式中：c懸架系統的垂直剛度；簧上質量。因此可求得的減震器的阻尼系數：=2=125654.3（2.25）式中：n雙橫臂懸架的下臂長；減震器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上鉸鏈點之間的距離。取=；減震器軸線與鉛垂線之間的夾角，取。同理可算出伸張行程時的阻尼系數=16885.6。2.4.4減震器最大卸荷力的確定為求出減震器的最大卸荷力，先求出當減震器打開卸荷閥時活塞的速度即卸荷速度=A=0.22式中：一般都在0.150.30；A車身振幅，取40mm；因此可求得在伸張時的最大卸荷力：==3791.556N（2.26）2.4.5筒式減震器工作缸直徑D的確定根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑：D==41.58mm（2.27）式中：[p]工作缸最大允許壓力，取34MPa，本設計中取3.5MPa；連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減震器取=0.400.50，單筒式減震器取=0.300.35，本設計中取0.45。由于減震器的工作缸直徑為20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種，本設計選D=40mm。材料選20鋼，壁厚取2mm。貯油筒直徑=（1.35）D，取=1.40D=56mm。2.5導向機構設計2.5.1側傾中心及橫向平面內上、下橫臂的布置方案雙橫臂式獨立懸架的側傾中心由圖2.1所示方式得出。圖2.1雙橫臂式獨立懸架側傾中心的確定初選=；=；=；c=450mm；d=220mm；a=18mm；已知=450mm可計算出側傾中心高度：==70mm（2.28）式中：k=c（2.29）=k+d=348（2.30）所以側傾中心高度符合在獨立懸架中側傾中心高度前懸架0120mm的要求。2.5.2縱向平面內上、下橫臂的布置方案為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律是：在懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧壓縮時后傾角減小，用以造成制動時因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產生的防止制動前俯的力矩?？v向平面內上、下橫臂有六種布置方案，如圖2.2所示。第1、2、6方案主銷后傾角的變化規(guī)律比較好，在現代汽車設計中被廣泛采用，這里我初選第2種方案，=-左右。2.5.3．水平面內上、下橫臂的布置方案水平面的布置方案有三種，如圖2.3所示。初取=；=2.5.4上、下橫臂長度的確定汽車懸架設計時，希望輪距變化更小，以減少輪胎磨損，提高其使用生命，因此應選擇上、下橫臂長度之比在0.6附近；為保證汽車具有更好的操縱穩(wěn)定性，希望前輪定（a）（b）（c）（d）（e）（f）圖2.2縱向平面內上、下橫臂軸布置方案（a）（b）（c）圖2.3水平面內上、下橫臂軸的布置方案位角度的變化更小，這時應選擇上、下橫臂長度之比在1.0附近。根據我國乘用車設計的經驗，在初選尺寸時取上、下橫臂長度之比為0.65為宜。因此本設計初選尺寸下擺臂長度=400mm，=0.65，即上擺臂長度=260mm。2.6本章小結本章通過對多種形式的獨立懸架的優(yōu)缺點的比較，確定了選用不等長雙橫臂獨立懸架作為越野車的前懸架，并參考了有關資料初步取得了越野車前懸架和整車的主要參數、結構形式和布置方案等。為進一步設計打下了基礎。

第3章建立越野車懸架模型3.1ADAMS介紹ADAMS(AutomaticDynamicAnalysisofMechanicalSystems)，原由美國MDI公司(MechanicalDynamicsInc.)開發(fā)，目前已被美國MSC公司收購成為MSC/ADAMS，是最著名的虛擬樣機分析軟件。它使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參數化的機械系統動力學模型，利用拉格朗日第一類方程建立系統最大量坐標動力學微分－代數方程，求解器算法穩(wěn)定，對剛性問題十分有效，可以對虛擬機械系統進行靜力學、運動學和動力學分析，后處理程序可輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線以及動畫仿真[4]。ADAMS軟件的仿真可用于預測機械系統的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等。目前，ADAMS已在汽車、飛機、鐵路、工程機械、一般機械、航天機械等領域得到廣泛應用，己經被全世界各行各業(yè)的大多制造商采用。根據1999年機械系統動態(tài)仿真分析軟件國際市場份額的統計資料，ADAMS軟件占據了銷售總額近8千萬美元的51%份額[5]。ADAMS軟件由核心模塊、功能擴展模塊、專業(yè)模塊、工具箱和接口模塊5類模塊組成。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進行靜力學、運動學和動力學分析。另一方面，又是虛擬樣機分析開發(fā)工具，其開放性的程序結構和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行特殊類型虛擬樣機分析的二次開發(fā)工具平臺。下面對本設計涉及到的幾個模塊進行簡要介紹。ADAMS/Solver是ADAMS系列產品的核心模塊之一，是ADAMS產品系列中處于心臟地位的仿真器。該軟件自動形成機械系統模型的動力學方程，提供靜力學、運動學和動力學的解算結果。ADAMS/Solver有各種建模和求解選項，以便精確有效地解決各種工程應用問題。后處理模塊ADAMS/Postprocessor，用來處理仿真結果數據、顯示仿真動畫等。ADAMS/Insight是基于網頁技術的新模塊。利用該模塊，工程師可以方便地將仿真試驗結果置于Intranet或Extranet網頁上，這樣，企業(yè)不同部門的人員(設計工程師、試驗工程師、計劃/采購/管理/銷售部門人員)都可以共享分析成果，加速決策進程，最大限度地減少決策的風險。應用ADAMS/Insight，工程師可以規(guī)劃和完成一系列仿真試驗，從而精確地預測所設計的復雜機械系統在各種工作條件下的性能，并提供了對試驗結果進行各種專業(yè)化統計分析的工具。ADAMS/Insight是選裝模塊，既可以在ADAMS/View，ADAMS/Car，ADAMS/Pre環(huán)境中運行，也可脫離ADAMS環(huán)境單獨運行。工程師在擁有這些工具后，就可以對任何一種仿真進行試驗方案設計，精確地預測設計的性能，得到高品質的設計方案[6]。轎車模塊（ADAMS/Car）是MDI公司與Audi、BMW、Renault和Volvo等公司合作開發(fā)的整車設計軟件包，集成了他們在汽車設計、開發(fā)方面的專家經驗，能夠幫助工程師快速建造高精度的整車虛擬樣機，其中包括車身、懸架、傳動系統、發(fā)動機、轉向機構、制動系統等，工程師可以通過高速動畫直觀地再現在各種試驗工況下(例如：天氣、道路狀況、駕駛員經驗)整車的動力學響應，并輸出標志操縱穩(wěn)定性、制動性、乘坐舒適性和安全性的特征參數，從而減少對物理樣機的依賴，而仿真時間只是進行物理樣機試驗的幾分之一。ADAMS/Car采用的用戶化界面是根據汽車工程師的習慣而專門設計的。ADAMS/Car中包括整車動力學模塊(VehicleDynamics)和懸架設計模塊(SuspensionDesign)，其仿真工況包括：方問盤角階躍、斜坡和脈沖輸入、蛇行穿越試驗、漂移試驗、加速試驗、制動試驗和穩(wěn)態(tài)轉向試驗等，同時還可以設定試驗過程中的節(jié)氣門開度、變速器檔位等。利用ADAMS/Car可以使工程師們的工作快速而精確，有更多時間集中精力去研究如何改進設計獲得理想的汽車性能。虛擬分析、試驗的優(yōu)勢有：在制造和測試實物樣機以前對處于設計階段的產品進行分析，了解其工作特性并指導設計的改進；與物理樣機的試驗相比，使用ADAMS/Car評價改進設計后的效果，快捷而且成本低廉；快速、方便地改變試驗的種類，無需重新裝置儀表、試驗設備；由于是在計算機上進行的仿真試驗，所以無需擔心因儀器失敗和氣候的影響而耽擱時間；與真實試驗相比，虛擬試驗沒有任何危險[7]。3.2建立模型ADAMS/Car文件體系是指基于模板建立的虛擬產品。它由一系列的文件構成，在ADAMS/Car中有四種文件：屬性文件、模板、子系統和裝配組件。屬性文件是定義部件參數的ASCII格式文件，可以使用任何文本編輯器進行編輯、修改和保存。模板是參數化的模型，在模板中含有標準模型組件的零件參數和拓撲結構。子系統是基于模板建立的、允許標準用戶修改模板參數的零部件組合，如懸掛、車輪、傳動系、車架等。用戶只能在標準界面中才可以使用子系統。裝配組件是子系統和試驗臺的組合件。由于標準仿真都是試驗臺驅動，所以只有包含試驗臺的裝配組件才可以進行仿真分析。ADAMS/Car模塊通常的建模程序是：設計人員首先在“TemplateBudider”（模板）下創(chuàng)建所需的模板，或對已有的模板進行修改以適應建模要求；然后根據建立的模板在“StandardInterface”（標準界面）下建立子系統模型，并將子系統模型組裝成系統總成或整車模型；最后根據研究目標對組裝好的懸架或整車模型給出不同的分析命令，即可進行不同工況下的仿真分析或優(yōu)化設計[8]。由于ADAMS/Car模板采用的是自下而上的建模順序(即懸架整車總成模型都是建立于子系統模型基礎之上，而不同的子系統則需要建立不同的模板)，因此，在“TemplateBuilder”中建立模板是ADAMS/Car仿真分析首要的關鍵步驟。（1）物理模型的簡化根據物理模型中各零件之間的相對運動關系，定義出各零件的拓撲結構，把沒有相對運動關系的零件進行整合，定義為“GeneralPart”。（2）確定“HardPoint”(硬點)硬點即為各零件間連接處的幾何定位點，確定硬點就是在模板坐標系內給出零件之間連接點的幾何位置。（3）創(chuàng)建零件根據硬點位置或零件質心的絕對坐標創(chuàng)建零件，并將實際零件的參數（如質量、轉動慣量、質心位置等）輸入到相應的對話框中。注意，零件的三個坐標軸方向必須與絕對坐標系的相應坐標軸平行。（4）定義“Mount”（組裝）系統總成或整車模型都是由多個子系統裝配而成，因而要在各子系統中定義“Mount”（組裝），以方便各子系統模型之間的裝配連接。（5）創(chuàng)建零件的“Geometry”(幾何形體)在硬點的基礎上建立零件的幾何形體。由于零件的動力學參數已經確定，因此幾何形體對動力學仿真結果實際上沒有影響[4]。但在運動學分析中，零件的外形輪廓直接關系到機構的運動干涉。考慮到模型的直觀性，零件的幾何形狀應盡可能地貼近實際結構。（6）定義“Attachment”(連接)按照各個零件間的運動關系確定約束類型，通過“Joint”（約束）或“Bushing”(襯套)等將各零件連接起來，從而構成子系統模板的結構模型。定義連接是正確建模的重要步驟，它直接關系著系統自由度的合理性。（7）定義“ParameterVariable”(參數變量)對不同的子系統模板，通常還需定義相應的參數變量，例如懸架模型中通常需對前輪定位參數進行定義。（8）定義、測試通訊器（Communicator）。創(chuàng)建、核對與外部連接的通訊器的類型、名稱、對稱性。3.2.1簡化模型設懸架模型的絕對坐標系的坐標原點為兩側車輪接地印跡中心點連線之中點，車輛行駛方向為x軸負向，y軸由坐標原點指向駕駛員右側，z軸符合右手螺旋法則垂直向上。假設前懸架關于整車縱向中心對稱面對稱，這樣在建模過程中將type選為left，只需建立半個前懸架模型，另一半模型（包括零件、硬點、約束）可由ADAMS/Car自動生成。忽略導向桿件的柔性和變形，假設前懸架是一個多缸體系統，除了在減振器與車身及控制臂與副車架等連接處定義了“Bushing”(襯套)的彈性特性之外，系統各零件及車身均假定為缸體。假設所研究的越野車前后部符合不耦合力學條件，即前后懸架彈簧上質量的垂向運動相互獨立，無軸荷縱向轉移。簧上質量根據質心位置安比例分配與前、后車架上[9]。3.2.2確實硬點坐標根據第二章中懸架橫臂在橫向平面、縱向平面、水平面內的布置方案及坐標系的位置可大致計算出各硬點的坐標，前懸架左半邊硬點坐標如下：表3.1各硬點坐標序號硬點HardPointx/mmy/mmz/mm1驅動軸內支點drive_shaft_inr0-2002802下控制臂前支點lca_front-169-3272333下控制臂外支點lca_outer0-6902204下控制臂后支點lca_rear230-3422335上控制臂前支點uca_front15-3456366上控制臂外支點uca_outer23-6046617上控制臂后支點uca_rear139-3756228減振器下安裝點lwr_strut_mount0-5172269減振器上安裝點top_mount0-51763610轉向橫拉桿內支點tierod_inner200-42033611轉向橫拉桿外支點tierod_outer150-72033612車輪中心wheel_center0-75033613副車架前支點subframe_front-400-38023314副車架后支點subframe_rear400-3802333.2.3建立雙橫臂懸架模型（1）創(chuàng)建部件除創(chuàng)建副車架外，都選擇元素的類型為左邊，這樣就只需創(chuàng)建左邊的元素，在ADAMS/Car中自動創(chuàng)建相對縱向中心線的對稱元素。1.ADAMS/Car模塊采用的是自上而下的建模順序，首先在模板模式下建立點首先建立上控制臂硬點。如圖3.1所示。圖3.1上控制臂硬點2.然后建立上控制臂零件（generalpart）：名稱為upper_control_arm；類型為left；位置在三個硬點之間；方向從外點指向內點；質量和轉動慣量參照同類型懸架設置，如圖3.2和圖3.3所示。3.為了直觀，建立上控制臂的幾何形體，得到上控制臂的幾何形體如圖3.4所示。4.上控制臂基本建完后就按同樣的方法建其它零部件。創(chuàng)建下控制臂如圖3.5所示。5.創(chuàng)建轉向節(jié)部件，得到模型如圖3.6所示所示。6.創(chuàng)建轉軸和轉向橫拉桿，得到模型如圖3.7所示。7.創(chuàng)建減震器：首先創(chuàng)建減震器筒和減震器桿零件，再定義減震器。減震器和彈簧的屬性都是通過對應的屬性文件來定義的，得到模型如圖3.8所示。8.定義螺旋彈簧如圖3.9所示。9.創(chuàng)建驅動軸如圖3.10所示。10.創(chuàng)建副車架；為了直觀和美觀，在各接頭處創(chuàng)建球體并將其定義為某個generalpart的幾何物體，這樣接頭處就沒有縫隙，而且看起來過度圓滑，如圖3.11所示。圖3.2創(chuàng)建上控制臂零件時的設置

圖3.3上控制臂零件創(chuàng)建后的模型圖3.4上控制幾何形體創(chuàng)建后的模型圖3.5下控制臂零件和幾何形體創(chuàng)建后的模型圖3.6轉向節(jié)及其幾何形體創(chuàng)建后的模型圖3.7轉軸和轉向橫拉桿創(chuàng)建后的模型圖3.8減震器創(chuàng)建后的模型圖3.9螺旋彈簧創(chuàng)建后的模型圖3.10驅動軸創(chuàng)建后的模型圖3.11副車架創(chuàng)建后的模型（2）部件間連接主要零件創(chuàng)建完成后定義部件之間的連接，部件間的連接分為模板內部連接和，外部連接，內部部件之間直接通過運動副連接，外部則還需要借助安裝件和通訊器連接。如圖3.12和圖3.13所示。鉸鏈軸套J部件I鉸鏈軸套J部件I部件圖3.12內部連接圖3.13外部連接轉向橫拉桿與轉向節(jié)、上控制臂與轉向節(jié)、下控制臂與轉向節(jié)之間屬于內部連接，都采用球面副連接；轉軸與轉向節(jié)、下控制臂與副車架之間屬于內部連接，都采用轉動副連接；半軸接頭與驅動半軸、驅動半軸與轉軸之間屬于內部連接，且要求等速轉動，因此都采用等速萬向節(jié)；減振器筒與下控制臂之間屬于內部連接，采用萬向節(jié)連接；而下控制臂的前、后端，下控制臂的前、后端，減振器活塞桿，副車架及轉向橫啦桿里端都與外部有連接，對于這些地方的連接先創(chuàng)建安裝件，安裝件通過通訊器與其他子系統連接，再將懸架與這些安裝件連接，這樣就實現了前懸架與其它子系統的連接。減振器筒與安裝件strut_to_body之間用萬向節(jié)連接；上控制臂與安裝件uca_to_body之間用轉動副連接；轉向橫拉桿內端與安裝件tierod_to_body之間用等速萬向節(jié)連接；副車架與安裝件subframe_to_body之間用固定副連接；半軸接頭與安裝件tripot_to_differential之間用移動副連接。安裝件與通訊器的名稱必須匹配，否則無法與外部通訊。上控制臂與安裝件之間，下控制臂與副車架之間，副車架與安裝件之間還采用軸套連接。因為軸套是柔性的，兩個部件之間可以使用多個軸套，但剛性鉸接副不一樣，只能用一個，否則將產生過約束[10]。完成之后模型如圖3.14所示。圖3.14各連接處連接創(chuàng)建后的模型（3）創(chuàng)建懸架參數在創(chuàng)建了懸架的拓撲結構后，還需要定義懸架的特性參數，設置前束角為0.1度，外傾角為-1度，如圖3.15所示。之后，需要定義主銷軸線。對于此雙橫臂懸架來說上、下橫臂的外端點間連線就是主銷軸線。確定主銷軸線有兩種方法：幾何法（Geometric）和瞬時軸法（InstantAxis）。這里我采用幾何法，即以兩個不重疊硬點之間的直線確定轉向軸[11]，如圖3.16所示。圖3.15懸架車輪前束角和外傾角的設置圖3.16定義主銷軸線（4）定義通訊器為保證裝配正確進行，需要定義懸架與懸架試驗臺之間的連接，通過定義通訊器的方法把懸架試驗臺與車輪中心位置連接起來。先查看標準試驗臺通訊器信息，如圖3.17所示。當進行懸架靜載荷分析時，還須將轉軸與轉向節(jié)鎖定，否則，由于組件中存在一個旋轉的自由度將導致分析結果不能收斂，ADAMS/CAR根據通訊器的設定在轉向節(jié)和轉軸之間按分析要求自動鎖定[12]。其過程如下：1.創(chuàng)建一個安裝輸出通訊器，指定懸架試驗臺連接到哪個部件。這個通訊器將完成兩個任務：一是指定與試驗臺連接的部件；另一個是為靜態(tài)鎖止器定義被鎖止部件：spindle。如圖3.18所示。2.創(chuàng)建一個安裝輸出通訊器，為懸架試驗臺的鎖止執(zhí)行器指定被鎖住的部件：轉向節(jié)。如圖3.19所示。3.創(chuàng)建一個位置輸出通訊器，指定懸架試驗臺放置的位置。如圖3.20所示。4.為了核對模板中指定的通訊器的正確性，可以對其進行測試，找出未匹配的通訊器對，再進行修改，確保懸架模板與懸架試驗臺正確組合。如圖3.21所示。圖3.17標準試驗臺的通訊器信息圖3.18創(chuàng)建一個安裝輸出通訊器的設置圖3.19創(chuàng)建另一個安裝輸出通訊器時的設置圖3.20創(chuàng)建一個位置輸出通訊器時的設置圖3.21檢驗通訊器時的設置得到檢驗結果信息如如圖3.22所示。信息窗口顯示了具體通訊文件是否匹配。可以看到匹配的通訊器其子系統與試驗臺的發(fā)送和接收信息是正確的。圖3.22通訊器的檢驗結果這樣建模工作就基本完成了，保存后可退出建模器。3.3建立懸架子系統和總裝配在子系統中可以對硬點進行調節(jié)，改變懸架的結果和性能。創(chuàng)建子系統時還可以將懸架整體向上、下或者前后移動。如果發(fā)現設計時有什么錯誤或者想要改動懸架就可在子系統中進行。在這里，為了與轉向系統連接，將懸架整體下移6mm，后移267mm，然后保存子系統private文件夾中。保存子系統后，還需進一步建立包括懸架試驗臺的裝配組和。由于仿真是基于裝配組合的，所以這一步是必須完成的。在這里將轉向系統也一同裝配進來。裝配后模型如圖3.23所示。圖3.23懸架和試驗臺裝配后的模型3.4本章小結本章在第2章的基礎上計算出越野車前懸架各硬點的坐標，在ADAMS/Car的模板模塊中建立了雙橫臂獨立懸架的三維模型，并建立了懸架子系統和裝配，為后面做懸架實驗和優(yōu)化設計做好了準備。

第4章懸架參數優(yōu)化4.1懸架試驗4.1.1定義參數在對懸架進行仿真之前首先要定義相關的車輛參數，然后需要選擇仿真類型，進行不同的仿真分析。在Simulation菜單中點擊SuspensionAnalysis，再選SetSuspensionParameters，根據第2章第2節(jié)所設定的懸架及整車參數，定義輪胎自由半徑為336mm，簧上質量為1805.8kg，軸距2630mm，輪胎垂向剛度200N/mm，質心高度400mm[13]。設置如圖4.1所示。圖4.1車輛參數的設置4.1.2懸架雙輪同向跳動試驗對于懸架來說，可以進行很多種仿真，如：雙輪同向跳動(ParallelWheelTravel)；雙輪反向跳動(OppssiteWheelTravel)；單輪跳動(SingleWheelTravel)；轉向(Steering)；靜載(StaticLoad)；側傾和垂向力(Roll&VerticalForce)等。在這里我進行的是雙輪同向跳動試驗，這是懸架最常做的試驗之一。在菜單Simulation中選SuspensionAnalysis再選擇ParallelWheelTravel，進行仿真過程參數設置。設置仿真步數為30步，車輪跳動行程為-5050mm。一般仿真步數越多，仿真結果的景點也越高，但需考慮計算機的硬件條件和仿真精度的要求，在這里取30步足夠了[14]。仿真過程參數的設置如圖4.2所示。圖4.2設置仿真過程參數4.1.3繪制、查看運動分析圖在運動仿真分析結束后就可調用ADAMS/PostProcessor模塊繪制仿真分析圖，也可查看仿真動畫。按鍵盤F8鍵進入ADAMS/PostProcessor模塊。在菜單plot中選擇CreatePlots，選圖表配置文件“mdi_suspension_parallel_travel”，如圖4.3所示。在這個后處理模塊中能找到車輪定位參數與車輪跳動量的關系曲線，前束角隨車輪上下跳動的變化曲線如圖4.4所示；車輪外傾角隨車輪上、下跳動的變化曲線如圖4.5所示；主銷后傾角隨車輪上下跳動的變化曲線如圖4.6所示；主銷內傾角隨車輪上下跳動的變化曲線如圖4.7所示；主銷后傾拖距隨車輪上下跳動的變化曲線如圖4.8所示；主銷橫向偏移距(也稱為磨胎半徑)隨車輪上下跳動的變化曲線如圖4.9所示。圖4.3在后處理器中新建一個“plot”圖4.4優(yōu)化前前束角-車輪跳動行程圖4.5優(yōu)化前外傾角-車輪中跳動行程圖4.6優(yōu)化前主銷后傾角-車輪跳動行程圖4.7優(yōu)化前內傾角-車輪中心上下跳動行程圖4.8優(yōu)化前主銷后傾拖距-車輪跳動行程圖4.9優(yōu)化前主銷橫向偏移距-車輪跳動行程4.1.4懸架試驗結果分析由前面的變化曲線可觀察出，當車輪中心從-50mm到50mm同向跳動過程中，車輪前束值(toeangle)從逐漸增大到，變化范圍很小。汽車在行駛時，保持前束不變非常重要，設計上希望在車輪上下跳動過程中，前束不變，這比在汽車靜止時有一個正確的前束更為重要[15]。從這一點看來，此懸架比較符合設計要求。但是由于本次設計的是越野汽車前懸架，對于前懸架而言，車輪上跳時的前束值設計成零至弱負前束的變化為好。設計值取在零附近是為了控制直行時由路面的凹凸引起前束變化，確保良好的直線穩(wěn)定性；取弱負前束變化是為了使車輛獲得弱的不足轉向特性，以使裝載質量變化引起車高變化時也能保持不足轉向；與上跳行程相對應的前束變化最好呈直線。從后兩點要求來看懸架還有待改進。車輪外傾角(camberangle)的變化范圍為-到-。從提高轉向性能出發(fā)，側傾時車輪對地面的傾角最好不變，但在車輛直行狀態(tài)下，由于路面不平引起車輪跳動而使外傾變化時，會由外傾推力而引發(fā)橫向力，因此較大的對地外傾變化會使車輛的直行穩(wěn)定性不好，綜合考慮轉向性能和直行穩(wěn)定性，一般車輪上跳時對車身的外傾變化為-/50mm為宜。由此可知這個選架外傾角的最小值應再大點為好，且由于是越野車的懸架，汽車需要在大比例的越野路面上行駛，其行駛穩(wěn)定性應更多考慮，所以要求外傾角變化范圍應再小點[16]。主銷后傾角(casterangle)的變化范圍為到。主銷后傾角對轉向時車輪的外傾變化影響較大。假如主銷后傾角設計較大，則外傾角會向負方向變化。因此，當前輪主銷后傾角較大時，需增加前輪轉向所必需的橫向力，已抵消外傾推力。這樣車輛的不足轉向較弱，最大橫向加速度會增大。轎車的主銷后傾角一般為前置前驅動車；前置后驅車。越野車一般為四輪驅動，因此這個懸架的后傾角的范圍還算符合要求。當然，希望其變化越小越好[17]。主銷后傾拖距(castermomentarm)的變化范圍是6.8mm15.8mm。若后傾拖距較大，有利用提高轉向輪的回正能力和直線穩(wěn)定性，但轉動轉向盤時的轉向力及保持力會加大。轎車的后傾拖距一般為030mm。因此這個懸架的后傾拖距符合設計要求。主銷內傾角(kinpininclinationangle)的變化范圍是。在實際設計中受結構限制，其變化范圍為。由此可見，主銷內傾角符合設計要求。主銷橫向偏移距(scrubradus)的變化范圍為23.65mm24.87mm。在實際設計中轉向主銷偏移距大致的范圍為-1030mm。因此，主銷偏移距符合設計要求。由以上分析可知，前束角，外傾角，需進一步優(yōu)化。4.2優(yōu)化模型4.2.1選取設計變量和目標函數由經驗和平時做的掃描試驗知道，上、下橫臂外點及各硬點z坐標坐標對懸架定位參數有較大影響，但由于結構限制，上、下橫臂外點不能做什么調整。y坐標對臂長影響最大，也對懸架定位參數有不小的影響。在這里我選擇上橫臂前、后點和轉向橫拉桿外支點的y和z坐標共6個坐標值作為設計變量進行分析，設每個坐標值的變動范圍為-5mm5mm。由上節(jié)懸架分析，決定在優(yōu)化時選取前束角(toeangle)、外傾角(camberangle)和主銷后傾角(casterangle)作為目標函數，目標值分別定義為仿真中的極小值，如圖4.10、圖4.11和圖4.12所示。圖4.10設定目標函數一圖4.11設定目標函數二圖4.12設定目標函數三4.2.2在ADAMS/Insight中進行DOE和優(yōu)化設計首先從ADAMS/Car中啟動ADAMS/Insight。選擇菜單Simulation》DOEInterface》ADAMS/Insightexport，設置如圖4.13所示。圖4.13從ADAMS/Car中啟動ADAMS/Insight啟動ADAMS/Insight后，將Factors中的上橫臂前、后點及轉向橫拉桿的外點的y和z坐標作為設計因素，變動范圍為-55mm，單位都設為mm。然后將剛才創(chuàng)建的測量函數：前束角、外傾角、后傾角創(chuàng)作為響應。設定設計內容(DesignSpecification)為FullFactors，DOEScreening（2—level）。然后創(chuàng)建工作空間(WorkSpace)，得到工作空間矩陣。就可以進行試驗了。經過64迭代運算后得到響應的變化曲線如圖4.1416。圖4.14外傾角最小值-迭代次數圖4.15后傾角最小值-迭代次數圖4.16前束角最小值-迭代次數仿真結束后，返回ADAMS/Insight查看試驗結果選擇菜單Simulation>DOEInterface>ADAMS/Insightdisplay，輸入剛才的試驗名字后就返回ADAMS/Insight中了，查看WorkSpace可看到個次試驗的響應結果。點擊擬合圖標擬合試驗，可查看擬合效果。點擊優(yōu)化圖標，得到如下界面如圖4.17。圖4.17優(yōu)化界面在優(yōu)化界面中可以改變各因素的值查看響應的變化情況，也可改變響應的目標得到各因素的值。綜合各響應的設計要求，得到優(yōu)化前、后的各因素的值如表4.1所示。表4.1優(yōu)化前后各因素值設計因素優(yōu)化前/mm優(yōu)化后/mmhpl_uca_front.y-345-340 hpl_uca_front.z636641hpl_uca_rear.y-375-370hpl_uca_rear.z622627hpl_tierod_outer.y-720-725hpl_tierod_outer.z336341為了更清楚得觀察優(yōu)化前后懸架的性能變化，將優(yōu)化前、后測量函數及一些懸架的其它特性參數隨車輪上、下跳動的變化曲線繪制在同一圖中。優(yōu)化前、后車輪外傾角的變化境況如圖4.18所示。(其中紅線是優(yōu)化后的曲線)可見，優(yōu)化后車輪外傾角變化范圍比優(yōu)化前更小了，越野車行駛時將比優(yōu)化前穩(wěn)定性更好。優(yōu)化前、后主銷后傾角的變化曲線如圖4.19所示。(其中紅線是優(yōu)化后曲線)可以看出優(yōu)化主銷后傾角的變化范圍幾乎不變（變化范圍稍有減小）。圖4.18優(yōu)化前、后外傾角-車輪跳動行程圖4.19優(yōu)化前、后主銷后傾角-車輪跳動行程優(yōu)化前、后前束角的變化情況如圖4.20所示。(其中紅線是優(yōu)化后曲線)從圖中可看出