車輛優(yōu)化設計理論與實踐_第6章

1、車輛優(yōu)化設計理論與實踐江蘇大學江蘇大學汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院 2022-5-6江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院1江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院第6章 優(yōu)化設計在汽車上的應用實例優(yōu)化設計在汽車上的應用實例n 6.1汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計n 6.2 汽車發(fā)動機與傳動系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化匹配n 6.3變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計n 6.4汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計n 6.5自卸汽車舉什機構的優(yōu)化設計n 6.6 動力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設計n 6.7 汽車萬向傳動裝置的多目標優(yōu)化設計2022-5-62江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工

2、程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.1.理想特性 o 汽車轉向梯形機構的主要功能是使得汽車轉向時內、外轉向輪的轉角保持一定的關系。若忽略車輪側偏角的影響，則在轉向過程中為了使所有車輪都處于純滾動而無滑動狀態(tài)，理想的內、外轉向輪轉角關系應為：LtLt .RfctgLKarcctg2022-5-63江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.2.實際特性o 圖給出了轉向梯形的坐標系及其幾何關系。 2022-5-64江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.2.實際特性1

3、coscossinsincoscosLwddtcossinsincoscossin1 1coscossinsincoscosRwddRcossinsincoscossin1Rddcossincoscos2212022-5-65江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.2.實際特性LoRmKf,222221cosFPSFPFPSoR2022-5-66江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.3 優(yōu)化數(shù)學模型 o汽車轉向梯形機構優(yōu)化設計，目的在于合理選擇參數(shù)，使由轉向梯形機構給出的實

4、際轉角盡量接近理論轉角。根據(jù)方差理論，希望兩函數(shù)的均方根值誤差最小，則取目標函數(shù)為：o 式中 權因子 1 -1222000max,-21,-21niLnLniLnLiLiiLiLLiLLXffwXffwXffwnXFLiw2022-5-67江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.3 優(yōu)化數(shù)學模型 o 希望在最常用的中間位置附近的小轉角范圍內偏差盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損，而在不常用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求，因此權因子?。簃axo205 . 0201011005 . 1LLiooLiooLiLiw2022-5-68

5、江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.3 優(yōu)化數(shù)學模型 o 為了保證轉向梯形正常工作，梯形臂和橫拉桿的夾角，在極限轉向時應不超過規(guī)定的角度，即應滿足性能約束條件：o 即 0160-oooLoomKKKmcoscos2coscos2coscoscoscos2cosmax2210160-o2022-5-69江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.1 汽車轉向梯形機構的優(yōu)化設計o 6.1.3 優(yōu)化數(shù)學模型 o 設計變量及過小，會使橫拉桿上的軸向力過大；太大又會使布置困難，因而各設計變量的取值范圍構成的約束條件為：o 綜上

6、所述可知，轉向梯形機構的優(yōu)化設計是一個三維的單目標函數(shù)非線性最優(yōu)化問題，可用復合形法或懲罰函數(shù)法求解。 max00min0maxminmaxminmmmKKK2022-5-610江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2 汽車發(fā)動機與傳動系參數(shù)的優(yōu)化匹配o 對于汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性，通常是在進行實車試驗之后，才給予最后評價。這樣不但費時、成本高，而且產(chǎn)品設計盲目性大。如果根據(jù)優(yōu)化設計思想，運用計算機模擬技術，對傳動系主要參數(shù)進行優(yōu)化設計，則在產(chǎn)品設計階段就能夠相當精確地掌握新車型的性能。o 影響汽車動力性和燃料經(jīng)濟性的因素很多，此處討論的是在發(fā)動機已選定的條件下，如何選擇

7、傳動系的速比，以達到在保證汽車必要的動力性的前提下，具有最佳的燃料經(jīng)濟性。2022-5-611江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2 汽車發(fā)動機與傳動系參數(shù)的優(yōu)化匹配o 6.2.1汽車動力性和燃料經(jīng)濟性模擬計算o 通常用起步換擋加速時間作為汽車動力性的評價指標，同時校核最高車速和最大爬坡度；而燃料經(jīng)濟性則用多工況百公里油耗來評價。o （1）0-65起步換擋的加速時間awfkaGFFFgdtdvaavta6 . 3/niitT12022-5-612江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2 汽車發(fā)動機與傳動系參數(shù)的優(yōu)化匹配o 6.2.1汽車動力性和燃料經(jīng)濟

8、性模擬計算o （2）最高車速 汽車最高車速系指用直接檔（或超速檔）在水平路面直線行駛時的最高車速，且滿足關系式。0wfkFFF015.21/20aDakTkeAvCfGriiT2022-5-613江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2 汽車發(fā)動機與傳動系參數(shù)的優(yōu)化匹配o 6.2.1汽車動力性和燃料經(jīng)濟性模擬計算o （3）百公里油耗 百公里油耗按“六工況”試驗規(guī)范模擬計算求得， 2022-5-614江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2 汽車發(fā)動機與傳動系參數(shù)的優(yōu)化匹配o 6.2.1汽車動力性和燃料經(jīng)濟性模擬計算o “六工況”試驗規(guī)范包括扥估算、加速和

9、減速三個過程。o 1）等速過程o 2）加速過程o 3）減速過程o 4）百公里油耗gPbQt367200/jnjijjininjjatQtQQQQ11012/tqQb0sQQs/100biaisiiQQQQ21102022-5-615江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2 汽車發(fā)動機與傳動系參數(shù)的優(yōu)化匹配o 6.2.2.優(yōu)化設計數(shù)學模型o 取主減速比和變速器各檔速比（對四檔變速器）為設計變量，即o 合理選擇傳動系參數(shù)，使之在保證汽車必要的動力性的前提下，具有最佳的燃料經(jīng)濟性，為此取下述綜合評價指標為目標函數(shù)TkkkTiiiixxxxX32104321 sQwTwXf2120

10、22-5-616江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2.2.優(yōu)化設計數(shù)學模型o 約束條件包括：o （1）最高車速的校核 式中 直接檔最大功率時的車速 013. 1/0/96. 0max2max1papavvXgvvXgpv2022-5-617江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2.2.優(yōu)化設計數(shù)學模型o 約束條件包括：o （2）最大爬坡度要求o 式中 0/10maxmax3kTekaiiMrGXgmaxmaxmaxsincos f2022-5-618江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2.2.優(yōu)化設計數(shù)學模型o 約束條件包括：o

11、 （3）設計變量取值范圍要求 000000003max131133min11032max129232min18max1171min16max0050min04kkkkkkkkkkkkiiXgiiXgiiXgiiXgiiXgiiXgiiXgiiXg2022-5-619江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.2.2.優(yōu)化設計數(shù)學模型o 約束條件包括：o 各檔傳動比的修正：為提高較高檔位下發(fā)動機的平均功率，改善汽車的動力性，隨著檔位的提高，相鄰兩檔的傳動比間隔略有減少。因此有 0/213212kkkkiiiiXg 0/32313kkkiiiXg2022-5-620江蘇大學江蘇大學

12、汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 齒輪傳動在工業(yè)中應用極為廣泛。近年來，齒輪傳動的優(yōu)化設計研究已有很大的發(fā)展。在改進齒輪工作性能方面有：按齒面接觸強度的齒廓最佳形狀的設計；齒輪副中形成最佳油膜條件下漸開線齒輪幾何參數(shù)的優(yōu)化設計；齒輪傳動裝置傳動參數(shù)的優(yōu)化設計；在滿足強度要求下單位功率重量或體積最小的變速器優(yōu)化設計等。在提高齒輪傳動動態(tài)性能方面有：動載荷和噪聲最小化的研究；慣性質量的最優(yōu)分配及彈性參數(shù)的最優(yōu)選擇等。2022-5-621江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 6.3.1直齒圓柱齒輪傳動裝置質量指

13、標的優(yōu)化設計2022-5-622江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 6.3.1直齒圓柱齒輪傳動裝置質量指標的優(yōu)化設計o 取設計變量為o o 由于齒輪和軸的尺寸是決定減速器總成大小和重量的原始依據(jù)，因此可按它們的體積之和為最小來建立目標函數(shù)。齒輪和軸的體積可近似表示為：7654321xxxxxxxXT21211llddmzb 2122222242 . 1)(43 . 0)(4)(jjnjnjwjwjojbddbddbddV2124jjjld2022-5-623江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設

14、計o 式中o 約束條件可根據(jù)下列條件給出。o 1）應大于不生產(chǎn)根切的最小齒數(shù) ，即ddddmizmdmzmdizmdzmdnnww221112111201016 . 16 . 1880)(2min1xzXg2022-5-624江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 約束條件可根據(jù)下列條件給出。o 2）相對齒寬條件若給定為 ，則有o 3）總尺寸條件若給定為 ，則有BmbA/0/)(0/)(313312BxxXgxxAXgFzzm)(210)1 ()(324FixxXg2022-5-625江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3

15、 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 4）齒輪模數(shù)應大于零，即o 5）齒輪軸的最小尺寸若分別規(guī)定為 和 ，則有0)(35xXgdmin1dmin20)(0)(5min274min16xdXgxdXg2022-5-626江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 6）輪齒的彎曲應力及接觸應力不大于其許用值，即o 7）齒輪軸的最大撓度應不大于其許用值，即0)(0)(0)(10229118jjXgXgXg0)(0)(2max2121max111ffXgffXg2022-5-627江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設

16、計o 8）齒輪軸的計算應力不大于其許用值 o 綜上所述，這是一個具有7個設計變量和多個不等式約束條件的非線性優(yōu)化問題，可用內點懲罰函數(shù)法求解。o 上述方法同樣適用于以最小體積或重量為目標函數(shù)的多級圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設計，并可作為圓錐齒輪和蝸桿傳動優(yōu)化設計的參考。 0)(0)(22411113XgXg2022-5-628江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 6.3.2圓柱齒輪傳動裝置齒輪嚙合參數(shù)的優(yōu)化設計o 已知箱體、軸、和軸承結構的尺寸，現(xiàn)要求通過優(yōu)選齒輪的嚙合參數(shù)，達到提高其承載能力或在已有的工作條件下延長其使用壽命的目的。首先必須找出哪

17、些嚙合參數(shù)與承載能力有關，并導出其數(shù)學關系式。2022-5-629江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 對于二級圓柱齒輪傳動裝置而言，影響承載能力系數(shù) 的獨立變量僅有傳動比 、螺旋角 和第一、二級傳動的中心距變動系數(shù) 、 。因此設計變量為o 為提高齒輪的接觸強度，應盡量增大承載能力系數(shù)，也就是使其倒數(shù)最小。對第一級和第二級齒輪傳動來說，應分別使其最小 )(Xi12214321ixxxxXTT)(/1)()(/1)(2211XXfXXf2022-5-630江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o

18、另外，為了使兩級齒輪趨于等強度，中間軸上兩個齒輪允許傳遞的力矩差的相對值應趨于最小，即下式最小o 式中 )()()()(1213XMXMXMXf)1/()()()1/()()(2222211111iXiACXMiXiACXM2022-5-631江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 由上可知，這是一個多目標優(yōu)化設計問題?？刹捎媒y(tǒng)一目標法將它們組合成一個總的“統(tǒng)一目標函數(shù)” o 式中 權因子，由各項設計指標的重要程度以及它們的量綱和量級的不同而定。 )()(31XfXfiii)321(、ii2022-5-632江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院

19、汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 約束條件可根據(jù)下列條件給出。o 1）應保證齒輪的軸向重疊系數(shù)o 若取齒寬 ，法向模數(shù) ， 不超過 ，則有1)/(sinmbnAb4 . 0Amn02. 015012/)(0/sin201)(2221XgXg2022-5-633江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 為使第一、二級傳動均有良好的潤滑條件，應使o 限制第二級大齒輪的直徑，以免超出箱體規(guī)定尺寸，則有iii01. 0/310)01. 0/()(313iBixXg0126 . 1)(111124xxAixiAXg2022-5-634江

20、蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.3 變速器傳動齒輪的優(yōu)化設計o 為使嚙合角不致過大，避免出現(xiàn)較大的徑向力，對中心距變動系數(shù)給出如下限制：o 可見，這是一個4維8個不等式約束的非線性優(yōu)化問題，可用隨機方向搜索法求解。01)(0)(01)(0)(48473635xXgxXgxXgxXg2022-5-635江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計o 膜片彈簧因其結構相對緊湊和優(yōu)良的非線性特性在汽車離合器中得到廣泛地應用。在汽車膜片彈簧離合器中，膜片彈簧起著壓緊彈簧和分離杠桿的作用，其特性決定離合器的主要工作性能。在離合器開發(fā)中，膜片

21、彈簧的設計顯得尤為重要。2022-5-636江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 1.設計變量o 選取 以及在接合工作點相應于彈簧工作壓緊力的大端變形為最優(yōu)化設計的變量，即o rRrRhH、TBTrRrRhHxxxxxxxX76543212022-5-637江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 2.目標函數(shù)o 膜片彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)可以有以下膜片彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)可以有以下幾種選擇：彈簧工作時的最大應力為最??；幾種選擇：彈簧工作時的最大應力為最??；在從動盤摩擦片磨損前、后，壓

22、緊力之差的在從動盤摩擦片磨損前、后，壓緊力之差的絕對值最??；在分離行程中，駕駛員作用的絕對值最小；在分離行程中，駕駛員作用的分離操縱力平均值為最??；在摩擦片磨損的分離操縱力平均值為最小；在摩擦片磨損的極限范圍內，彈簧壓緊力變化絕對值的平均極限范圍內，彈簧壓緊力變化絕對值的平均值為最小等。值為最小等。 2022-5-638江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o （1）彈簧工作時的最大）彈簧工作時的最大應力為最小應力為最小o 蝶簧部分內上緣點蝶簧部分內上緣點 的切的切向壓應力最大，該點的最向壓應力最大，該點的最大應力：大應力： o 目標函數(shù)表示

23、為：目標函數(shù)表示為：Br)-(22r)-(-r)-(22r-)-1 (22maxeeeeBtrhhrrhrrEmax11min)(tBxf2022-5-639江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o （2）摩擦片磨損前、后，壓緊力之差的絕對值最?。┠Σ疗p前、后，壓緊力之差的絕對值最小o 為了保證離合器可靠地傳遞扭矩，要求在摩擦片磨損過程中彈簧的壓緊力不降低，并且變化盡可能小。o 工作點 點壓緊力：o 工作點 點壓緊力：o 目標函數(shù)表示為：目標函數(shù)表示為：AB),(AArRrRhHFF),(BBrRrRhHFFBAFFxf-min)(220

24、22-5-640江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o （3）在分離行程中，駕駛員作用的分離操縱力平均值為最小o 操縱省力以減輕駕駛員的勞動強度，是設計離合器所追求的一個重要性指標。膜片彈簧壓緊力與分離軸承作用力有如下關系： FrrrRFf- 222-2-)-()In()-(16-hrRrRHrRrRHrRR/rEhrrrRFf)/( ,(1nirRrRhHFFfBi2022-5-641江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o （3）在分離行程中，駕駛員作用的分離操縱力平均值為最小o 目標

25、函數(shù)為：o 其他還有的目標有：o （4）在摩擦片磨損的極限范圍內，彈簧壓緊力變化絕對值的平均值為最小 o (5)保證膜片彈簧工作特性變化接近理想特性o (6)保證膜片彈簧特性中間區(qū)域的平緩程度11131min)(niiFnxf2022-5-642江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 3.約束條件o (1)為使離合器可靠地傳遞扭矩，膜片彈簧的工作壓力應與新工作時所要求的壓緊力相等，即： o (2)為了保證工作點A，B，C有較合適的位置，應正確選擇 相對于 的位置，一般 ，即：0FFBBH95. 08 . 0/HB95. 08 . 0rRrR

26、HB2022-5-643江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 3.約束條件o (3)為了保證摩擦片磨損后離合器仍然能夠可靠地傳遞扭矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于新摩擦片時的壓緊力：o (4)為了滿足離合器使用性能要求，彈簧的 與初始底錐角應在一定的范圍內： BAFF hH/0 . 2/5 . 1hH15)/(arctan9rRH2022-5-644江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 3.約束條件o (5)彈簧各部分有關尺寸的比值應符合下述范圍：o (6

27、)為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，錐式膜片彈簧的壓盤加載點半徑應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間的范圍，為了避免加載點正好作用在摩擦片的外邊上，適當縮減其最大尺寸，即o 推式： o 拉式： 35. 1/2 . 1rR1002R/70h0 . 5/5 . 30rR)52(2/4/ )(DRdD)52(2/4/ )(DrdD2022-5-645江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 3.約束條件o (7)根據(jù)彈簧結構的布置要求， 之差應在一定的范圍內： 0rrrrRRf、，、，、72RR61rr400rrf2022-5-646江蘇大學江蘇大

28、學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 3.約束條件o (7)根據(jù)彈簧結構的布置要求， 之差應在一定的范圍內： 2022-5-647江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o 3.約束條件o (8)膜片彈簧的分離指能夠起到分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定的范圍內選擇，即o 推式：o o 拉式：o (9)膜片彈簧各個工作位置點的最大壓應力不應該超過其許用值，即： 5 . 43 . 2rRrrf0 . 95 . 3rRrRfBtBtmaxAtAtmax2022-5-648江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設計的數(shù)學模型o (10)為了減輕駕駛員踩踏板時的勞動強度，要求在分離過程中最終分離力不要大于工作點點時的壓緊力，即BCFF 2022-5-649江蘇大學江蘇大學 汽車與交通工程學院汽車與交通工程學院6.4.2算例分析o 以