基于ADAMS轎車懸架設(shè)計與仿真設(shè)計

1、. . . . 基于ADAMS的轎車懸架設(shè)計與仿真摘 要懸架系統(tǒng)是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱。典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)以與減振器等組成，對汽車操縱穩(wěn)定性與平順性有重要的影響。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B級車普遍采用的布置形式。這種懸架系統(tǒng)即有著優(yōu)良的平順性與操縱性，又較好的控制了成本，具有較強(qiáng)的代表性。ADAMS/CAR模塊有懸架系統(tǒng)運(yùn)動學(xué)分析的專門模板，可以方便地建立各種結(jié)構(gòu)形式的懸架，迅速得出懸架的三十多種參數(shù)的性能曲線，可方便地對設(shè)計參數(shù)進(jìn)行修改和調(diào)整以發(fā)現(xiàn)其對各種性能參數(shù)的影響。首先通過對所選車型的理論分析與計算

2、，確定懸架系統(tǒng)初始設(shè)計數(shù)據(jù)。再借助CATIA建立了懸架總體與各零件的三維模型，并通過GSA模塊校核各零件強(qiáng)度與剛度。運(yùn)用ADAMS/CAR分別建立麥弗遜懸架與多連桿懸架模型，進(jìn)行懸架的運(yùn)動學(xué)仿真，得出懸架主要運(yùn)動數(shù)據(jù)。繼而通過對仿真結(jié)果的分析，對原有設(shè)計進(jìn)行修改與優(yōu)化，確定合理了的設(shè)計數(shù)據(jù)。最終通過AutoCAD繪制懸架系統(tǒng)總裝工程圖與零件工程圖，完成懸架設(shè)計任務(wù)。本文研究了懸架系統(tǒng)的設(shè)計與運(yùn)動學(xué)分析，探討了乘用車懸架機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計問題。運(yùn)用CAE技術(shù)實現(xiàn)了懸架運(yùn)動學(xué)優(yōu)化與強(qiáng)度校核，實現(xiàn)了懸架的合理設(shè)計。關(guān)鍵詞：懸架，優(yōu)化設(shè)計，運(yùn)動學(xué)分析，ADAMSthe Design and Simulati

3、on of Vehicle Suspension System Based on ADAMSAbstractThe suspension system is the general term for the transmission which connect device between the vehicle frame and axle or wheel. The typical structure of the suspension is the composited of the bedspring, guider as well as vibration damper, the s

4、uspension system perform an important function on drivability and harshness. The vehicle suspension system studied in this paper is the former McPherson suspension and multi-link suspension, this suspension system is very popular among the B-Class car in China. This suspension system is not only has

5、 the excellent drivability and handling but also has a strong representation on controlling of costs. There are many unique modules for the kinematics of suspension and dynamics analysis in ADAMS/CAR, you can easily create a variety of structural forms of suspensions and get 30 kinds of the performa

6、nce curve of the suspension .The parameters is modified and adjusted very easily to detect its impact on various performance parameters.At first, we get the initial design data of the suspension system by the analysis and calculation of the selected models. And then the three-dimensional models of t

7、he suspension are established with the CATIA, and through the GSA module to check the strength and stiffness of each part. McPherson suspension and multi-link suspension model are established in ADAMS / CAR to obtain the results of the kinematic simulation of the suspension motion data. Subsequently

8、, endorsed by the analysis of simulation results, the original design will be modified and optimized to determine a reasonable design data. At last, the suspension system assembly drawings and part drawings are drawn by AutoCAD. Then the suspension design tasks are fished. This paper studies the pro

9、blem of design and kinematic analysis of the suspension and problem of the car suspension organizations optimization. In this paper, the CAE technology is used to achieving optimization and strength check of suspension kinematics. At last the results show that this method of designing suspension is

10、effective, we fish the design task to design the system of former McPherson suspension and multi-link suspension.Key Words: Suspension, Optimization Design, Kinematics Analysis, ADAMS目 錄摘 要IAbstractII第 1 章 緒論11.1 本課題研究意義和背景11.2 國外研究現(xiàn)狀概述11.3 本課題主要研究容2第 2 章 懸架系統(tǒng)的設(shè)計42.1 懸架的設(shè)計要求42.2 懸架總體設(shè)計42.2.1 懸架頻率的選擇

11、42.2.2 懸架的工作行程52.2.3 懸架剛度計算52.3 彈性元件的設(shè)計62.4 減振器的設(shè)計62.4.1 相對阻尼系數(shù)選擇62.4.2 減振器阻尼系數(shù)設(shè)計72.4.3 減振器最大卸荷力F0的確定82.4.4 減振器工作缸直徑確定82.5 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計92.6 本章小結(jié)10第 3 章 CATIA建模與分析113.1 CAD技術(shù)概述與CATIA簡介113.2 CATIA建模過程123.2.1 前后彈簧的建模123.2.2 減振器的建模123.2.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與轉(zhuǎn)向節(jié)建模143.2.4 前后懸架裝配153.3 主要零件的CAE校核163.4 本章小結(jié)18第 4 章 懸架運(yùn)動學(xué)仿真194.1

12、懸架仿真簡介194.1.1 懸架仿真發(fā)展與現(xiàn)狀194.1.2 懸架的仿真參數(shù)介紹204.2 ADAMS/CAR應(yīng)用介紹214.2.1 ADAMS簡介214.2.2 ADAMS/CAR模塊特點214.3 前懸架的運(yùn)動學(xué)仿真224.3.1 運(yùn)動學(xué)模型建立224.3.2 仿真計算與結(jié)果分析234.3.3 坐標(biāo)數(shù)據(jù)優(yōu)化244.3.4 優(yōu)化結(jié)果分析254.4 后懸架的運(yùn)動學(xué)仿真264.4.1 運(yùn)動學(xué)模型建立264.4.2 仿真計算與結(jié)果分析274.4.3 坐標(biāo)數(shù)據(jù)優(yōu)化284.4.4 優(yōu)化結(jié)果分析294.5 本章小結(jié)29第 5 章 運(yùn)用AutoCAD的工程圖繪制305.1 AutoCAD簡介305.2 建

13、立CAD國標(biāo)模版305.3 懸架工程圖繪制315.3 本章小結(jié)33結(jié) 論34致 35參考文獻(xiàn)3637 / 42第 1 章 緒論1.1 本課題研究意義和背景隨著國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，人們對汽車的功能提出了越來越多的要求，要求汽車行駛具有良好的平順性和操縱穩(wěn)定性1。懸架是現(xiàn)代汽車的重要組成之一，其對汽車的平順型、操縱穩(wěn)定性、通用性、舒適性與汽車的壽命等多種使用性都有很大影響，因此設(shè)計優(yōu)良的懸架系統(tǒng)，對提高汽車產(chǎn)品的質(zhì)量有著極大的作用。汽車的車輪外傾角、主銷后傾角、主銷傾角、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。以上參數(shù)的選定決定了懸架系統(tǒng)的基本性能，在懸架設(shè)計中應(yīng)當(dāng)重點考慮。

14、機(jī)械系統(tǒng)的計算機(jī)仿真技術(shù)變得日益重要，這種應(yīng)用在于仿真軟件能夠使用計算機(jī)代碼和方程準(zhǔn)確的模擬真實的機(jī)械系統(tǒng)，避免了傳統(tǒng)的產(chǎn)品開發(fā)過程中零部件和樣機(jī)的反復(fù)制造、試驗等過程。同時硬件建設(shè)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(lǐng)市場贏得了更多的機(jī)會2。鑒于仿真軟件帶來的上述優(yōu)點，其應(yīng)用正在變得越來越廣泛。在眾多的軟件中，汽車工業(yè)中廣泛應(yīng)用的ADAMS則是非常具有代表性的一個運(yùn)動學(xué)與動力學(xué)仿真軟件。ADAMS/CAR模塊有懸架運(yùn)動學(xué)動力學(xué)分析的專門模板，可以方便地建立各種結(jié)構(gòu)形式的懸架，迅速得出懸架的多達(dá)三十多種參數(shù)的性能曲線。模型全部采用數(shù)字化設(shè)計，可方便地對設(shè)計參數(shù)進(jìn)行修改和調(diào)整以發(fā)現(xiàn)其對

15、各種性能參數(shù)的影響，優(yōu)化設(shè)計目標(biāo)，最終為企業(yè)提供產(chǎn)品開發(fā)的解決方案。1.2 國外研究現(xiàn)狀概述在研究汽車諸多的行駛性能中，汽車動力學(xué)研究的建模、分析與求解始終是一個關(guān)鍵性問題。汽車本身是一個復(fù)雜的多體系統(tǒng)，由于它的作情況、使用環(huán)境的復(fù)雜多變，給汽車動力學(xué)研究帶來了很大困難。同時由于理論方法和計算手段的限制，該學(xué)科曾一度發(fā)展較為緩慢3。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(xué)的方法人工求解，從而導(dǎo)致汽車的許多重要的動力學(xué)特性無法得到較精確的定量分析。二十世紀(jì)八十年代初，不僅有許多通用的軟件可以對汽車系統(tǒng)進(jìn)行分析計算，而且還有各種針對汽車某一類問題的專用多體軟件。研究的圍從局部結(jié)構(gòu)

16、到整車系統(tǒng)，涉與汽車系統(tǒng)動力學(xué)的方方面面。用多體動力學(xué)研究汽車動力學(xué)的工作雖然起步較晚，但發(fā)展還是較快的4。優(yōu)化設(shè)計始于二十世紀(jì)五十年代，普與應(yīng)用于七十年代，是最優(yōu)化數(shù)學(xué)與計算機(jī)技術(shù)相結(jié)合的產(chǎn)物。與傳統(tǒng)的試算法、表格法、圖算法等設(shè)計方法相比，優(yōu)化設(shè)計技術(shù)可以大大縮短設(shè)計周期、提高設(shè)計質(zhì)量，尤其是在傳統(tǒng)設(shè)計方法無法涉與的汽車復(fù)雜多體系統(tǒng)的最優(yōu)動力學(xué)特性設(shè)計問題方面5。 采用優(yōu)化設(shè)計技術(shù)可以最大限度地考慮從不同角度提出的設(shè)計要求，在各種約束條件下，尋找滿足預(yù)定要求的最優(yōu)汽車動力學(xué)性能。我國從二十世紀(jì)七十年代中后期開始了機(jī)械優(yōu)化設(shè)計理論、方法和應(yīng)用的研究，并逐漸地將這些研究成果應(yīng)用于汽車工程設(shè)計之中

17、。優(yōu)化設(shè)計技術(shù)在汽車工程領(lǐng)域的應(yīng)用最初就是從懸架系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計開始的。因為汽車懸架系統(tǒng)的設(shè)計對汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性以與汽車零部件的使用壽命等都有十分重要的影響，設(shè)計中所涉與的因素很多，用傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式設(shè)計出的方案是難以滿足多方面的要求的，優(yōu)化設(shè)計技術(shù)的出現(xiàn)為這一問題的解決提供了強(qiáng)有力的工具6。 近年來，隨著多體動力學(xué)軟件功能的擴(kuò)展，在汽車多體復(fù)雜系統(tǒng)動力學(xué)模型環(huán)境下，對汽車各子系統(tǒng)的性能參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化將逐步開始運(yùn)用，從而可以使模型精度和優(yōu)化計算結(jié)果的精度大大提高，在三維汽車振動等效模型的基礎(chǔ)上，應(yīng)用汽車多體系統(tǒng)動力學(xué)模型可將更多的影響因素考慮進(jìn)來，如在模型中考慮懸架中采用的橡膠襯套，并計

18、入懸架彈簧和減振器與輪胎的非線性特性，然后用非線性整車模型進(jìn)行優(yōu)化分析7。此外，汽車的主動和半主動懸架逐漸成為國外懸架技術(shù)研究的熱點，尤其是在懸架參數(shù)的控制方法和控制策略方面，引起了眾多學(xué)者的關(guān)注。但對于控制對象一懸架特性參數(shù)的動態(tài)變化圍研究也是相當(dāng)重要的，這對開發(fā)出高性能的主動或半主動懸架系統(tǒng)起到關(guān)鍵作用。1.3 本課題主要研究容汽車懸架系統(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。懸架的幾何結(jié)構(gòu)決定著車輛的主銷定位角、轉(zhuǎn)向特性等性能。本課題是以基于大眾集團(tuán)PQ46平臺的第六代Passat汽車為原型車進(jìn)行研究分析，對其前后懸架系統(tǒng)進(jìn)行了重新設(shè)計。(1)設(shè)

19、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(shè)計參數(shù)。(2)運(yùn)用CATIA建立懸架系統(tǒng)三維模型，校核零件剛度。(3)利用ADAMS分別建立前后懸架運(yùn)動學(xué)模型，并進(jìn)行左右輪平行跳動工況仿真，并根據(jù)仿真結(jié)果進(jìn)行懸架優(yōu)化設(shè)計，得到合理的優(yōu)化結(jié)構(gòu)，提高車輛的行駛性能。(4)分別繪制懸架總裝圖與重要零件圖。在工程圖繪制過程中，確定各零件配合、定位和公差，并選擇相應(yīng)的加工工藝，提出了合理的技術(shù)要求。第 2 章 懸架系統(tǒng)的設(shè)計2.1 懸架的設(shè)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；在加減速與轉(zhuǎn)彎和制動時的傾覆力和側(cè)傾力可使車身產(chǎn)生俯仰和側(cè)傾振動。這些

20、振動與沖擊會嚴(yán)重影響車輛的平順性和操縱穩(wěn)定性等重要性能。懸架作為上述各種力和力矩的傳動裝置，其傳遞特性的好壞是影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性最重要、最直接的因素8。汽車懸架系統(tǒng)基本上是由彈性元件、減振器和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三大部分組成。這三部分分別起緩沖、減振和導(dǎo)向作用，共同承擔(dān)傳遞輪胎與車身之間的各種力和力矩的任務(wù)。為此，汽車懸架系統(tǒng)的設(shè)計應(yīng)滿足下列要求：(1) 保證汽車有良好的行駛平順性；(2) 具有合適的衰減振動能力；(3) 保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性；(4) 制動或加速時保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適；(5) 有良好的隔聲能力；(6) 結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間尺寸要?。?7) 可

21、靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質(zhì)量小的同時，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。2.2 懸架總體設(shè)計懸架設(shè)計可以大致分為結(jié)構(gòu)型式與主要參數(shù)選擇和詳細(xì)設(shè)計兩個階段，有時還要反復(fù)交叉進(jìn)行。由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性，并且涉與其他總成的布置，因而一般要與總布置共同協(xié)商確定。2.2.1 懸架頻率的選擇對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質(zhì)量分配系數(shù)取0.81.2之間，由計算知本設(shè)計近似取=1。前后偏頻n1，n2表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好一般對于鋼制彈簧的轎車，n1約為11.3Hz，n2約為1.171.5Hz，非常接近人體步行時的自然頻率。本設(shè)計中前偏頻選擇1.0Hz，

22、后偏頻選擇1.1Hz。2.2.2 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(yīng)當(dāng)不小于160mm。懸架靜撓度fc指汽車在滿載靜止時懸架上的載荷FW與此時懸架剛度才c之比。懸架靜撓度計算公式為： (2-1)式中 n懸架的相應(yīng)偏頻(Hz)。則由公式計算知：前懸架靜撓度為250mm，后懸架靜撓度為270mm。懸架的動撓度fd是指從滿載經(jīng)平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。對乘用車，fd取7090mm，本設(shè)計取fd為80mm。前后懸架fd+fc分別為330mm和287mm，前后懸架皆大約160mm,故前后懸架撓度都設(shè)計符合

23、要求。2.2.3 懸架剛度計算已知整車裝備質(zhì)量：m=1565kg，滿載質(zhì)量為1780kg，取簧上質(zhì)量為1780kg，取簧下質(zhì)量為80kg，剛度計算公式為： (2-2)式中 cs汽車前懸架剛度(N/mm)；ms前懸架簧上質(zhì)量(kg)；n前懸架偏頻(Hz)。由計算知：前懸架剛度為： 17747.3N/m；后懸架剛度為： 20997N/m。2.3 彈性元件的設(shè)計彈性元件一般由鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、氣體彈簧和橡膠彈簧這些部件中的一部分或者幾部分組成。由于汽車不可能行駛在絕對平坦的路面上，路面作用于車輪上的垂直反力，往往是沖擊性的。這種沖擊力傳到車身和車架時，將可能引起汽車零部件的疲勞和損傷。為

24、了緩和這種沖擊力，在汽車行駛系中，除了采用彈性的充氣輪胎以外，還在懸架中裝有彈性元件，使車身(或者車架)和車輪(或者車橋)之間作為彈性聯(lián)系9。查表選擇彈簧材料為60Si2MnA，彈簧鋼絲直徑的計算公式為：(2-3)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8.3× 104MPa；Dm彈簧中徑，取110mm；Ci汽車前懸架剛度(N/mm)。由計算知，前懸架彈簧直徑為12mm；后懸架彈簧直徑為14mm。2.4 減振器的設(shè)計汽車懸架系統(tǒng)中，一般都采用液力減振器。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

25、迅速衰減，以改善汽車的行駛平順性。本設(shè)計中選擇雙筒式液力減振器。2.4.1相對阻尼系數(shù)選擇相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。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(shù)Y取得小些，伸行程時的相對阻尼系數(shù)S取得大些。兩者之間保持Y=(0.250.50)S的關(guān)系。設(shè)計時，先選取Y與S的平均值。相對無摩擦的彈性元件懸架，取0.250.35之間；對有摩擦的彈性元件懸架，值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取Y=0.5S。本設(shè)計伸相對阻尼系數(shù)選擇0.4，壓縮相對阻尼

26、系數(shù)選擇0.2，平均阻尼系數(shù)選擇0.3。2.4.2減振器阻尼系數(shù)設(shè)計減振器的阻尼系數(shù)計算公式為： (2-4)懸架系統(tǒng)固有頻率為： (2-5)實際上，應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。本設(shè)計前懸架為麥弗遜懸架，其阻尼系數(shù)為： (2-6)式中 相對阻尼系數(shù)；ms前懸架簧上質(zhì)量(kg)；a懸架安裝角度；汽車前懸架固有頻率(Hz)。后懸架為多連桿懸架，其阻尼系數(shù)為： (2-7)式中 相對阻尼系數(shù)；ms后懸架簧上質(zhì)量(kg)；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)。由計算知，前懸架減振器阻尼系數(shù)為1773.4N.s/m；后懸架減振器阻尼系數(shù)為1182

27、.4N.s/m。2.4.3減振器最大卸荷力F0的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達(dá)到一定值時，減振器打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度vx。卸荷速度的計算公式為： (2-8)式中 A車身振幅，取±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)。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：vx=0.04×6.9×0.8×cos10°=0.25m/s，符合vx在0.150.30之間圍要求。根據(jù)伸行程最大卸荷力公式：F0 = vx (2-9)可以計算最大卸荷力。該式中，c是沖擊載荷系數(shù)，取c=1.5。

28、代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力 F0 為295.6N。2.4.4減振器工作缸直徑確定減振器工作缸直徑計算公式為： (2-10)式中 p工作缸最大壓力，取3 MPa；連桿直徑與工作缸直徑比值，取0.4；F0伸行程最大卸荷力(N)；代入計算得工作缸直徑D為：19.9mm。減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm 等幾種。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。2.5 導(dǎo)向機(jī)

29、構(gòu)設(shè)計獨立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求有：車輪跳動時，輪距變化不超過±4mm以防止輪胎早期磨損。車輪跳動時，前輪定位角變化特性合理。轉(zhuǎn)彎時，車身在 0.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角不大于34°，并保證車輪與車身傾斜同向，以增加不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)10。制動與加速時，車身應(yīng)有“抗點頭”與“抗后坐”效應(yīng)。應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度，以可靠地承受與傳遞除垂直力以外的力和力矩。導(dǎo)向機(jī)構(gòu)決定了車輪跳動時的運(yùn)動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以與汽車前后側(cè)傾中心與縱傾中心的位置。利用經(jīng)驗數(shù)據(jù)軟件，根據(jù)車輛總體參數(shù)、懸架布置形式與彈簧剛度，對導(dǎo)向機(jī)構(gòu)初始值進(jìn)行初選。前懸架初選值計算如圖2-1，后懸架初選值計算的如圖2

30、-2。圖2-1 麥弗遜懸架分析圖2-2 后懸架分析2.6 本章小結(jié)本章講述了汽車懸架系統(tǒng)設(shè)計的各項基本要求，并以PQ46平臺為原型對懸架系統(tǒng)各機(jī)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計。汽車懸架系統(tǒng)的設(shè)計主要包括彈性元件、減振器、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計決定著系統(tǒng)的運(yùn)動學(xué)性能，減振器與彈性元件決定著懸架的振動特性。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。第 3 章 CATIA建模與分析3.1 CAD技術(shù)概述與CATIA簡介汽車行業(yè)是CAD技術(shù)最先應(yīng)用的領(lǐng)域之一，到現(xiàn)在，CAD技術(shù)幾乎被所有汽車公司所采用，可以說CAD技術(shù)的應(yīng)用水平，已經(jīng)成為評價一個國家汽車工業(yè)水平的重要指標(biāo)。

31、CAD技術(shù)在企業(yè)中的成功應(yīng)用，不僅帶來了企業(yè)技術(shù)上的創(chuàng)新，同時帶動了企業(yè)經(jīng)營管理模式的變革。因此，它對我國傳統(tǒng)產(chǎn)業(yè)的改造、新技術(shù)的興起，以與汽車工業(yè)提高國際競爭力等方面，起到了巨大的推動作用11。CATIA是法國達(dá)索公司的產(chǎn)品開發(fā)旗艦解決方案。CATIA將機(jī)械設(shè)計，工程分析與仿真，數(shù)控加工，網(wǎng)絡(luò)應(yīng)用解決方案有機(jī)的結(jié)合在一起，為用戶提供嚴(yán)密的無紙工作環(huán)境。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(dá)到縮短設(shè)計生產(chǎn)周期、提高產(chǎn)品質(zhì)量與降低費用的目的。CATIA的混合建模功能涉與到草圖設(shè)計模塊、基礎(chǔ)零件模塊、創(chuàng)成曲面模塊與鈑金設(shè)計模塊?？梢詫?/p>

32、現(xiàn)工程圖繪制、三維模型建立與曲面修復(fù)等功能。CATIA/GSA創(chuàng)成式應(yīng)力分析模塊在產(chǎn)品開發(fā)過程中為工程師提供了一個應(yīng)力分析工具，為鑄件、鍛件或厚壁零件設(shè)計的提供指導(dǎo)。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(jī)械和熱力學(xué)這樣的許多方面的分析準(zhǔn)備幾何模型12。該產(chǎn)品同時具有強(qiáng)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。本設(shè)計中運(yùn)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(yīng)力分析功能，對主要受力元件進(jìn)行剛度與強(qiáng)度校核。3.2CATIA建模過程3.2.1 前后彈簧的建模在混合建模功能中利用掃略操作來創(chuàng)建彈簧，首先建立前懸

33、架彈簧。進(jìn)入曲面設(shè)計模塊，繪制螺旋線作為掃描軌跡線。螺旋線螺距為25mm, 彈簧中經(jīng)為96.0mm, 彈簧螺旋角為7°，彈簧自由高度近似取174mm。然后建立掃略輪廓，在螺旋線的起點先建立一個平面，以此平面為支撐繪制彈簧的截面圓，彈簧鋼絲直徑為12mm。選擇工具欄“掃掠成形實體”，“掃掠成形定義”對話框中設(shè)定掃掠成形實體參數(shù)，在“輪廓”文本框中選擇圓形草圖。在Profile control(輪廓控制)下拉列表框中選擇Keep angle選項。建立如圖3-1的彈簧。建立后懸架彈簧的步驟同上，螺旋線螺距為28mm, 彈簧中經(jīng)為104mm, 彈簧螺旋角為7°，彈簧自由高度近似取1

34、53mm。然后建立掃略輪廓，在螺旋線的起點先建立一個平面，在這個平面再繪制彈簧的截面，彈簧鋼絲直徑為14mm。建立如圖3-2彈簧。圖3-1 前懸架彈簧 圖3-2 后懸架彈簧 轉(zhuǎn)切除彈簧端部，選中模型樹中的zx參考平面，即進(jìn)入草圖繪制模式。在彈簧的兩端繪制出一個矩形，標(biāo)注矩形的一邊到彈簧端部的距離。使用拉伸切除功能，剪切彈簧兩端，完成彈簧建模。3.2.2 減振器的建模減振器組件包括：活塞桿、工作缸筒、活塞、伸閥、儲油缸筒、壓縮閥、.補(bǔ)償閥、流通閥、導(dǎo)向座、.防塵罩、油封，減振器外筒上焊接安裝支座。本文設(shè)計的連接結(jié)構(gòu)是一種上部為螺紋連接，下部為吊環(huán)連接形式的減振器，上部以上螺紋與穿在螺紋上的橡膠襯

35、套、墊圈和車身連接，下部以吊環(huán)與吊環(huán)的附件和橫臂連接。活塞桿與活塞采用基礎(chǔ)零件建模模塊設(shè)計，應(yīng)用拉伸操作，選用鋼材料。工作缸筒與安裝支座采用“Sheet metal Design”鈑金模塊設(shè)計，并預(yù)先標(biāo)注安裝定位銷位置。油封與密封結(jié)構(gòu)件選擇的材料是丁腈橡膠，連接型式是粘接結(jié)構(gòu)。粘接結(jié)構(gòu)是橡膠部分和金屬骨架分別加工制造，再用膠粘接在一起成為外露骨架型。零件建模完成后，在ASS模塊中對各零件進(jìn)行組裝。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。以減振器中軸線為徑向基準(zhǔn)，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(zhǔn)，使用面間距離確定位位置。組裝后，前懸

36、架減振器如圖3-3，后懸架減振器如圖3-4。圖3-3前懸架減振器圖 3-4 后懸架減振器圖3.2.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與轉(zhuǎn)向節(jié)建模建立導(dǎo)向機(jī)構(gòu)時，采用基礎(chǔ)零件建模模塊設(shè)計。以拉伸與剪切建立鉸接點，延連桿軸線設(shè)立平面。以平面為基礎(chǔ)，繪制輪過界面線，應(yīng)用輪廓掃略生成模型。建立前懸架轉(zhuǎn)向節(jié)如圖3-5，前懸架下橫臂如圖3-6，后懸架連桿如圖3-7，后懸架上橫臂如圖3-8。圖3-5前懸架轉(zhuǎn)向節(jié) 圖3-6前懸架下橫臂圖3-7后懸架連桿 圖3-8后懸架上橫臂3.2.4 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(zhǔn)，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。并以懸架為父級裝配模塊引入減振器

37、子裝配，實現(xiàn)父級裝配的柔性修改。各零部件位置選定后，在元件之間設(shè)置約束關(guān)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(yù)計的反應(yīng)。前懸架裝配完畢如圖3-9，后懸架裝配完畢如圖3-10。圖3-9前懸架系統(tǒng) 圖3-10后懸架系統(tǒng)以整車布置尺寸裝配前后懸架如圖3-11：圖3-11整車懸架系統(tǒng)3.3 主要零件的CAE校核導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在懸架中負(fù)責(zé)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(jī)構(gòu)傳遞到車身和車架上。而縱向力、側(cè)向力與力矩均由轉(zhuǎn)向節(jié)、連桿與橫臂承受和傳遞，這三種組件受力最為復(fù)雜12。因此本設(shè)計主要對以上

38、三種組件進(jìn)行剛度與強(qiáng)度校核。CATIA有限元分析模塊可以進(jìn)行的分析有Static case靜態(tài)分析， Frequency case模態(tài)分析，Buckling Case撓度分析，Combined case組合分析等。本文分析結(jié)果以應(yīng)力應(yīng)變云圖輸出，剛度與強(qiáng)度校核功能，對懸架結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析。首先對所分析零件限定約束，在預(yù)設(shè)受力點分別設(shè)定X、Y、Z方向的受力。選擇默認(rèn)網(wǎng)格劃分，設(shè)定材料為鋁，抗拉強(qiáng)度195MPa、伸長率1.5%、硬度65HB。計算結(jié)果將由應(yīng)力云與應(yīng)變云得出，文件將由External Storage對話框選頂保存目錄。當(dāng)添加力安全系數(shù)選擇3時，鋁件有限元分析如圖3-113-14：

39、圖3-11連桿強(qiáng)度校核 圖3-12連桿剛度校核圖3-13橫臂強(qiáng)度校核圖 3-14橫臂剛度校核圖由分析結(jié)果知，各部件最大應(yīng)力為：后懸架前拉桿126MPa, 后懸架后拉桿75MPa,后懸架橫臂56.2MPa，全部小于材料的許用應(yīng)力195MPa，各零件強(qiáng)度符合設(shè)計要求。各部件最大位移為：后懸架前拉桿0.79mm, 后懸架后拉桿1.30mm,后懸架上橫臂0.94mm，且各零件變形均在合理圍,強(qiáng)度符合設(shè)計要求。45鋼抗拉強(qiáng)度為600MPa,屈服強(qiáng)度為355MPa,伸長率為16%，斷面收縮率為40%，沖擊功為39J。對于選用45號鋼為材料的部件，有限元分析結(jié)果如圖3-15與圖3-16。圖3-15轉(zhuǎn)向節(jié)強(qiáng)度

40、校核 圖3-16轉(zhuǎn)向節(jié)剛度校核由分析結(jié)果知，各部件最大應(yīng)力為：前懸架轉(zhuǎn)向節(jié)297MPa，后懸架轉(zhuǎn)向節(jié)143MPa。全部小于600MPa，各零件強(qiáng)度符合要求。各部件最大位移為：前懸架轉(zhuǎn)向節(jié)2.16mm，后懸架轉(zhuǎn)向節(jié)1.14mm,各零件變形均在合理圍。3.4 本章小結(jié)本章概述了CAD技術(shù)的發(fā)展概況，并簡要介紹了CATIA這一汽車設(shè)計過程中常用的軟件。本章主要介紹了論文在設(shè)計過程中所建立的CATIA模型的各項細(xì)節(jié)，并分節(jié)介紹了懸架系統(tǒng)各個部分的建模過程。并應(yīng)用GSA模塊對各主要零件進(jìn)行了CAE分析，校核了零件的強(qiáng)度與剛度。CATIA軟件的應(yīng)用，在簡化設(shè)計過程的同時，保障了零件設(shè)計質(zhì)量。第 4 章 懸

41、架運(yùn)動學(xué)仿真4.1 懸架仿真簡介4.1.1 懸架仿真發(fā)展與現(xiàn)狀在整車運(yùn)動過程中，當(dāng)路面存在一定的不平度時，輪胎和車身之間的相對位置將發(fā)生變化，這也將造成車輪定位參數(shù)發(fā)生相應(yīng)的變動。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(jī)件的磨損并降低整車操縱穩(wěn)定性和其他相關(guān)性能，所以原則上，車輪定位參數(shù)的變化量不能太大。懸架的運(yùn)動學(xué)與動力學(xué)分析是汽車布置設(shè)計、運(yùn)動校核的重要容之一，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。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。車輪跳動分析可以讓我們發(fā)現(xiàn)懸架垂直跳動時懸架特性如何改變?？偣部梢詧?zhí)行以下三種車輪

42、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。傳統(tǒng)設(shè)計一般采用經(jīng)驗設(shè)計、數(shù)學(xué)推導(dǎo)法以與幾何作圖等方法，雖然可以滿足設(shè)計要求，但精度和效率不高。傳統(tǒng)的方法已經(jīng)很難滿足日益加速的設(shè)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(shè)計方法。多體系統(tǒng)動力學(xué)是在經(jīng)典力學(xué)基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，與車輛設(shè)計、航天器控制、機(jī)器人學(xué)、機(jī)械動力學(xué)等領(lǐng)域密切相關(guān)且起重要作用的新的力學(xué)分支。隨著近幾十年來對機(jī)械系統(tǒng)的高性能、高精度的設(shè)計要求不斷的提升，加之高速

43、度、高性能計算機(jī)的發(fā)展和計算方法的成熟，多體系統(tǒng)動力學(xué)已由早期的多剛體系統(tǒng)動力學(xué)發(fā)展成為多柔體系統(tǒng)動力學(xué)。近年來計算機(jī)技術(shù)、 隨機(jī)振動理論、 試驗方法以與系統(tǒng)動力學(xué)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。數(shù)字化虛擬樣機(jī)技術(shù)是縮短車輛研發(fā)周期、降低開發(fā)成本、提高產(chǎn)品設(shè)計和制造質(zhì)量的重要途徑，是汽車企業(yè)的一項關(guān)鍵核心技術(shù)。隨著虛擬產(chǎn)品開發(fā)、虛擬設(shè)計技術(shù)的逐漸成熟,計算機(jī)仿真技術(shù)得到大量應(yīng)用，從子系統(tǒng)設(shè)計到整車系統(tǒng)的匹配都采用數(shù)字化虛擬樣機(jī)技術(shù)。隨著多體動力學(xué)軟件功能的擴(kuò)展，在汽車多體復(fù)雜動力學(xué)模型環(huán)境下，對汽車各個子系統(tǒng)的性能參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化將逐漸開始使用，從而使模型精度和優(yōu)

44、化計算結(jié)果的精度大大提高14。這種應(yīng)用在于仿真軟件能夠使用計算機(jī)代碼和方程準(zhǔn)確的模擬真實的機(jī)械系統(tǒng)，避免了傳統(tǒng)的產(chǎn)品開發(fā)過程中零部件和樣機(jī)的反復(fù)制造、試驗等過程，同時硬件建設(shè)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(lǐng)市場贏得了更多的機(jī)會。4.1.2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(jī)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。本設(shè)計主要涉與車輪外傾角、主銷后傾角、主銷傾角、主銷偏距、車輪前束角。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。外傾角不宜

45、過大，否則會使輪胎產(chǎn)生偏磨損。主銷傾角(Kingpin Inclination Angle)，是指主銷軸線和地面垂直線在橫向平面的夾角。主銷傾角越大，則汽車前部抬起就越高，前輪的自動回正作用就越明顯，但轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤比較費力，轉(zhuǎn)向輪的輪胎磨損增加。主銷后傾角(Caster Angle)，是指主銷軸線和地面垂直線在縱向平面的夾角。主銷后傾角為正值時有抑制制動時的點頭作用，但太大時會使車輪支撐處反力矩過大，易造成車輪擺振或轉(zhuǎn)向盤上力的變化。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。地面對轉(zhuǎn)向的阻力力矩，與主銷偏距的大小成正比，主銷偏距越小，轉(zhuǎn)向阻力矩也越小。

46、所以，一般希望主銷偏距小一些，以減小轉(zhuǎn)向操縱力以與地面對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的沖擊。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，兩車輪前端略向收縮，這種現(xiàn)象稱為車輪前束。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(shè)計原則是在車輪跳動時，變化量越小越好。4.2 ADAMS/CAR應(yīng)用介紹4.2.1 ADAMS簡介ADAMS軟件是Mechanical Dynamics Inc公司開發(fā)的虛擬樣機(jī)分析軟件，目前已經(jīng)被全世界各行各業(yè)的數(shù)百家主要制造商采用。ADAMS一方面是虛擬樣機(jī)分析的應(yīng)用軟

47、件，用戶可以運(yùn)用該軟件非常方便地對虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析。另一方面，又是虛擬樣機(jī)分析開發(fā)工具，其開放性的程序結(jié)構(gòu)和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進(jìn)行特殊類型虛擬樣機(jī)分析的二次開發(fā)工具平臺15。ADAMS軟件由基本模塊、擴(kuò)展模塊、接口模塊、專業(yè)領(lǐng)域模塊與工具箱5類模塊組成。用戶不僅可以采用通用模塊對一般的機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行仿真，而且可以采用專用模塊針對特定工業(yè)應(yīng)用領(lǐng)域的問題進(jìn)行快速有效的建模與仿真分析。ADAMS軟件可以方便地建立參數(shù)化實體模型，并應(yīng)用了多體系統(tǒng)動力學(xué)原理進(jìn)行仿真計算。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(xué)原理自動建立動力學(xué)方程，

48、并用數(shù)值分析的方法求解這個動力學(xué)方程。4.2.2 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(包括整車與各個總成)的動態(tài)仿真與分析。對于懸架系統(tǒng)來說，ADAMS/CAR在仿真結(jié)束后，可自動計算出38種懸架特性，根據(jù)這些常規(guī)的懸架特性，用戶又可定義出更多的懸架特性，產(chǎn)品設(shè)計人員完全可以通過這些特性曲線來對懸架進(jìn)行綜合性能的評價和分析。應(yīng)用ADAMS/CAR對懸架系統(tǒng)進(jìn)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?？紤]到汽車基本上為一縱向?qū)ΨQ系統(tǒng)，軟件模塊已預(yù)先對建模過程進(jìn)行了處理，產(chǎn)品設(shè)計人員只需建立左邊或右邊的1/2懸架模型，另一半將會根據(jù)對

49、稱性自動生成，當(dāng)然設(shè)計人員也可建立非對稱的分析模型。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(chǔ)之上，而子總成又是建立在模版的基礎(chǔ)上，模版是整個模型中最基本的模塊。然而模版又是整個建模過程中最重要的部分，分析總成的絕大部分建模工作都是在模版階段完成的。4.3 前懸架的運(yùn)動學(xué)仿真4.3.1 運(yùn)動學(xué)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(biāo)，ADAMS/CAR中懸架的幾何特性主要由設(shè)定硬點的坐標(biāo)決定。懸架運(yùn)動定位參數(shù)采用ISO坐標(biāo)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

50、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(cè)為Y軸正向,以車前進(jìn)方向的反方向為X軸正向。本設(shè)計前懸架系統(tǒng)中各關(guān)鍵點的坐標(biāo)由設(shè)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4-1。表4-1前懸架參數(shù)懸架硬點X方向坐標(biāo)Y方向坐標(biāo)Z方向坐標(biāo)下控制臂前點-68.0-241.0215.0下控制臂外點0.0-597.5198.2下控制臂后點133.0-255.0212.0彈簧下支座8.0-576.0401.0減振器安裝座8.0-580.0340.0副車架前點-400.0-550.0250.0副車架后點400.0-450.0225.0橫向穩(wěn)定桿點224.0-400.0252.0橫向

51、穩(wěn)定桿外點180.0-597.3250.0減振器上安裝座26.0-528.0693.0車輪中心0.0-776.0275.0建立麥弗遜懸架過程中，對模型做如下假設(shè)：除了彈簧外，前懸架中其它零部件都認(rèn)為是剛體，忽略各運(yùn)動副的摩擦力，輪胎簡化為剛性體。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4-1。圖4-1前懸架建模4.3.2 仿真計算與結(jié)果分析建成懸架模型后，將懸架模型與測試平臺裝配。然后對懸架模型進(jìn)行上下跳動量為-5050mm的左右輪平行跳動工況仿真，仿真步長為50步。仿真結(jié)束后，然后

52、進(jìn)入ADAMS/Postprocessor模塊，選擇車輪跳動量為橫坐標(biāo)，單位為毫米。分別輸出車輪外傾角、主銷后傾角、主銷傾角、主銷偏距、車輪前束角的數(shù)據(jù)曲線，如圖4-2。根據(jù)曲線分析各數(shù)值的極值與變化值。由分析結(jié)果知，數(shù)據(jù)中車輪外傾角變化值大于5°與主銷傾角大于10°。主銷傾角可以使汽車轉(zhuǎn)向回正、轉(zhuǎn)向操作輕便，在車輪跳動時，主銷傾角變化較大，將會使轉(zhuǎn)向沉重，加速輪胎磨損。車輪外傾角變化造成車輪出現(xiàn)過大的不足轉(zhuǎn)向或過度轉(zhuǎn)向趨勢。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，但是變化圍小，對操縱穩(wěn)定性不會產(chǎn)生太大的影響。而且變化趨勢比較均勻，輪胎的磨損較為均勻，符合

53、設(shè)計要求。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傾角進(jìn)行優(yōu)化。圖4-2前懸架仿真結(jié)果4.3.3 坐標(biāo)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(biāo)進(jìn)行改變來達(dá)到優(yōu)化定位參數(shù)的目的。通過多次調(diào)整尺寸參數(shù)，得到優(yōu)化坐標(biāo)如下表4-2。表4-2優(yōu)化后坐標(biāo)懸架硬點X方向坐標(biāo)Y方向坐標(biāo)Z方向坐標(biāo)下控制臂前點-68.0-263.0311.0下控制臂外點0.0-597.5198.2下控制臂后點133.0-255.0305.0彈簧下支座8.0-576.0401.0減振器安裝座8.0-580.0340.0副車架前點-400.0-550.0250.0副車架后點

54、400.0-450.0225.0橫向穩(wěn)定桿點200.0-400.0300.0橫向穩(wěn)定桿外點180.0-597.3250.0減振器上安裝座26.0-528.0693.0車輪中心0.0-776.0275.0對優(yōu)化后模型進(jìn)行相應(yīng)參數(shù)仿真，并在ADAMS/Postprocessor模塊中繪制分析曲線。4.3.4 優(yōu)化結(jié)果分析對優(yōu)化后仿真結(jié)果進(jìn)行分析，并于初始數(shù)據(jù)仿真結(jié)果進(jìn)行對比，車輪外傾角對比結(jié)果如圖4-3，主銷傾角對比結(jié)果如圖4-4。圖4-3車輪外傾角對比圖4-4主銷傾角對比圖中虛線為原數(shù)據(jù)，實線為優(yōu)化后數(shù)據(jù)。由分析結(jié)果知，車輪外傾角變化值降低為2.3°，主銷傾角的變化值降為1.9

55、6;，最大值為9.1°，各數(shù)值在優(yōu)化后明顯減小，并達(dá)到設(shè)計要求。由此得出本次優(yōu)化數(shù)據(jù)可用。4.4 后懸架的運(yùn)動學(xué)仿真4.4.1 運(yùn)動學(xué)模型建立由于PQ46平臺車型的后多連桿懸架由雙橫臂懸架演變而來，所以在不影響分析結(jié)果的前提下，本設(shè)計仿真過程中將后懸架簡化為雙橫臂懸架。本文后懸架運(yùn)動參數(shù)采用ISO坐標(biāo)制，選擇兩車輪接地中心連線的中點為坐標(biāo)原點，x 軸指向汽車前進(jìn)方向的左側(cè)，y軸與重力方向相反，z軸指向汽車的前進(jìn)方向。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4-3。表4-3后懸架參數(shù)懸架硬點X方向坐標(biāo)Y方向坐標(biāo)Z方向坐標(biāo)下控制臂前點-200.0-400.0200.0下控制臂外點