車輛優(yōu)化設(shè)計(jì)理論與實(shí)踐-第6章

車輛優(yōu)化設(shè)計(jì)理論與實(shí)踐江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院

2023/2/1江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院1江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院第6章優(yōu)化設(shè)計(jì)在汽車上的應(yīng)用實(shí)例6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.2汽車發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化匹配6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.4汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.5自卸汽車舉什機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.6動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.7汽車萬向傳動(dòng)裝置的多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)2023/2/12江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.1.理想特性汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的主要功能是使得汽車轉(zhuǎn)向時(shí)內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角保持一定的關(guān)系。若忽略車輪側(cè)偏角的影響，則在轉(zhuǎn)向過程中為了使所有車輪都處于純滾動(dòng)而無滑動(dòng)狀態(tài)，理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角關(guān)系應(yīng)為：2023/2/13江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.2.實(shí)際特性圖給出了轉(zhuǎn)向梯形的坐標(biāo)系及其幾何關(guān)系。2023/2/14江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.2.實(shí)際特性2023/2/15江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.2.實(shí)際特性2023/2/16江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.3優(yōu)化數(shù)學(xué)模型汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，目的在于合理選擇參數(shù)，使由轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)給出的實(shí)際轉(zhuǎn)角盡量接近理論轉(zhuǎn)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(biāo)函數(shù)為：式中——權(quán)因子

2023/2/17江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.3優(yōu)化數(shù)學(xué)模型希望在最常用的中間位置附近的小轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)偏差盡量小，以減少高速行駛時(shí)輪胎的磨損，而在不常用且車速較低的最大轉(zhuǎn)角時(shí)，可適當(dāng)放寬要求，因此權(quán)因子取：2023/2/18江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.3優(yōu)化數(shù)學(xué)模型為了保證轉(zhuǎn)向梯形正常工作，梯形臂和橫拉桿的夾角，在極限轉(zhuǎn)向時(shí)應(yīng)不超過規(guī)定的角度，即應(yīng)滿足性能約束條件：即2023/2/19江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.1汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1.3優(yōu)化數(shù)學(xué)模型設(shè)計(jì)變量及過小，會(huì)使橫拉桿上的軸向力過大；太大又會(huì)使布置困難，因而各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為：綜上所述可知，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)是一個(gè)三維的單目標(biāo)函數(shù)非線性最優(yōu)化問題，可用復(fù)合形法或懲罰函數(shù)法求解。

2023/2/110江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2汽車發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化匹配對(duì)于汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性，通常是在進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)之后，才給予最后評(píng)價(jià)。這樣不但費(fèi)時(shí)、成本高，而且產(chǎn)品設(shè)計(jì)盲目性大。如果根據(jù)優(yōu)化設(shè)計(jì)思想，運(yùn)用計(jì)算機(jī)模擬技術(shù)，對(duì)傳動(dòng)系主要參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，則在產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段就能夠相當(dāng)精確地掌握新車型的性能。影響汽車動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性的因素很多，此處討論的是在發(fā)動(dòng)機(jī)已選定的條件下，如何選擇傳動(dòng)系的速比，以達(dá)到在保證汽車必要的動(dòng)力性的前提下，具有最佳的燃料經(jīng)濟(jì)性。2023/2/111江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2汽車發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化匹配6.2.1汽車動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性模擬計(jì)算通常用起步換擋加速時(shí)間作為汽車動(dòng)力性的評(píng)價(jià)指標(biāo)，同時(shí)校核最高車速和最大爬坡度；而燃料經(jīng)濟(jì)性則用多工況百公里油耗來評(píng)價(jià)。（1）0-65起步換擋的加速時(shí)間2023/2/112江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2汽車發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化匹配6.2.1汽車動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性模擬計(jì)算（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(shí)的最高車速，且滿足關(guān)系式。2023/2/113江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2汽車發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化匹配6.2.1汽車動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性模擬計(jì)算（3）百公里油耗百公里油耗按“六工況”試驗(yàn)規(guī)范模擬計(jì)算求得，2023/2/114江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2汽車發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化匹配6.2.1汽車動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性模擬計(jì)算“六工況”試驗(yàn)規(guī)范包括扥估算、加速和減速三個(gè)過程。1）等速過程2）加速過程3）減速過程4）百公里油耗2023/2/115江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2汽車發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化匹配6.2.2.優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型取主減速比和變速器各檔速比（對(duì)四檔變速器）為設(shè)計(jì)變量，即合理選擇傳動(dòng)系參數(shù)，使之在保證汽車必要的動(dòng)力性的前提下，具有最佳的燃料經(jīng)濟(jì)性，為此取下述綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)為目標(biāo)函數(shù)2023/2/116江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2.2.優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型約束條件包括：（1）最高車速的校核式中—直接檔最大功率時(shí)的車速2023/2/117江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2.2.優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型約束條件包括：（2）最大爬坡度要求式中2023/2/118江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2.2.優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型約束條件包括：（3）設(shè)計(jì)變量取值范圍要求2023/2/119江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.2.2.優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型約束條件包括：各檔傳動(dòng)比的修正：為提高較高檔位下發(fā)動(dòng)機(jī)的平均功率，改善汽車的動(dòng)力性，隨著檔位的提高，相鄰兩檔的傳動(dòng)比間隔略有減少。因此有2023/2/120江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)在工業(yè)中應(yīng)用極為廣泛。近年來，齒輪傳動(dòng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)研究已有很大的發(fā)展。在改進(jìn)齒輪工作性能方面有：按齒面接觸強(qiáng)度的齒廓最佳形狀的設(shè)計(jì)；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(shè)計(jì)；齒輪傳動(dòng)裝置傳動(dòng)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)；在滿足強(qiáng)度要求下單位功率重量或體積最小的變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)等。在提高齒輪傳動(dòng)動(dòng)態(tài)性能方面有：動(dòng)載荷和噪聲最小化的研究；慣性質(zhì)量的最優(yōu)分配及彈性參數(shù)的最優(yōu)選擇等。2023/2/121江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.3.1直齒圓柱齒輪傳動(dòng)裝置質(zhì)量指標(biāo)的優(yōu)化設(shè)計(jì)2023/2/122江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.3.1直齒圓柱齒輪傳動(dòng)裝置質(zhì)量指標(biāo)的優(yōu)化設(shè)計(jì)取設(shè)計(jì)變量為

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(biāo)函數(shù)。齒輪和軸的體積可近似表示為：

2023/2/123江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)式中約束條件可根據(jù)下列條件給出。1）應(yīng)大于不生產(chǎn)根切的最小齒數(shù)，即2023/2/124江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)約束條件可根據(jù)下列條件給出。2）相對(duì)齒寬條件若給定為，則有3）總尺寸條件若給定為，則有2023/2/125江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)4）齒輪模數(shù)應(yīng)大于零，即5）齒輪軸的最小尺寸若分別規(guī)定為和，則有2023/2/126江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)6）輪齒的彎曲應(yīng)力及接觸應(yīng)力不大于其許用值，即7）齒輪軸的最大撓度應(yīng)不大于其許用值，即2023/2/127江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)8）齒輪軸的計(jì)算應(yīng)力不大于其許用值綜上所述，這是一個(gè)具有7個(gè)設(shè)計(jì)變量和多個(gè)不等式約束條件的非線性優(yōu)化問題，可用內(nèi)點(diǎn)懲罰函數(shù)法求解。上述方法同樣適用于以最小體積或重量為目標(biāo)函數(shù)的多級(jí)圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)，并可作為圓錐齒輪和蝸桿傳動(dòng)優(yōu)化設(shè)計(jì)的參考。2023/2/128江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.3.2圓柱齒輪傳動(dòng)裝置齒輪嚙合參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)已知箱體、軸、和軸承結(jié)構(gòu)的尺寸，現(xiàn)要求通過優(yōu)選齒輪的嚙合參數(shù)，達(dá)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。首先必須找出哪些嚙合參數(shù)與承載能力有關(guān)，并導(dǎo)出其數(shù)學(xué)關(guān)系式。2023/2/129江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)裝置而言，影響承載能力系數(shù)的獨(dú)立變量僅有傳動(dòng)比、螺旋角和第一、二級(jí)傳動(dòng)的中心距變動(dòng)系數(shù)、。因此設(shè)計(jì)變量為為提高齒輪的接觸強(qiáng)度，應(yīng)盡量增大承載能力系數(shù)，也就是使其倒數(shù)最小。對(duì)第一級(jí)和第二級(jí)齒輪傳動(dòng)來說，應(yīng)分別使其最小2023/2/130江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)另外，為了使兩級(jí)齒輪趨于等強(qiáng)度，中間軸上兩個(gè)齒輪允許傳遞的力矩差的相對(duì)值應(yīng)趨于最小，即下式最小式中2023/2/131江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)由上可知，這是一個(gè)多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)問題?？刹捎媒y(tǒng)一目標(biāo)法將它們組合成一個(gè)總的“統(tǒng)一目標(biāo)函數(shù)”

式中─權(quán)因子，由各項(xiàng)設(shè)計(jì)指標(biāo)的重要程度以及它們的量綱和量級(jí)的不同而定。2023/2/132江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)約束條件可根據(jù)下列條件給出。1）應(yīng)保證齒輪的軸向重疊系數(shù)若取齒寬，法向模數(shù)，不超過，則有2023/2/133江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)為使第一、二級(jí)傳動(dòng)均有良好的潤滑條件，應(yīng)使限制第二級(jí)大齒輪的直徑，以免超出箱體規(guī)定尺寸，則有2023/2/134江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.3變速器傳動(dòng)齒輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)為使嚙合角不致過大，避免出現(xiàn)較大的徑向力，對(duì)中心距變動(dòng)系數(shù)給出如下限制：可見，這是一個(gè)4維8個(gè)不等式約束的非線性優(yōu)化問題，可用隨機(jī)方向搜索法求解。2023/2/135江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4離合器膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)膜片彈簧因其結(jié)構(gòu)相對(duì)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(yīng)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，膜片彈簧的設(shè)計(jì)顯得尤為重要。2023/2/136江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型1.設(shè)計(jì)變量選取以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力的大端變形為最優(yōu)化設(shè)計(jì)的變量，即

2023/2/137江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型2.目標(biāo)函數(shù)膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)可以有以下幾種選擇：彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最??；在從動(dòng)盤摩擦片磨損前、后，壓緊力之差的絕對(duì)值最??；在分離行程中，駕駛員作用的分離操縱力平均值為最?。辉谀Σ疗p的極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化絕對(duì)值的平均值為最小等。

2023/2/138江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型（1）彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小蝶簧部分內(nèi)上緣點(diǎn)的切向壓應(yīng)力最大，該點(diǎn)的最大應(yīng)力：

目標(biāo)函數(shù)表示為：2023/2/139江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型（2）摩擦片磨損前、后，壓緊力之差的絕對(duì)值最小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。工作點(diǎn)點(diǎn)壓緊力：工作點(diǎn)點(diǎn)壓緊力：目標(biāo)函數(shù)表示為：2023/2/140江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型（3）在分離行程中，駕駛員作用的分離操縱力平均值為最小操縱省力以減輕駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度，是設(shè)計(jì)離合器所追求的一個(gè)重要性指標(biāo)。膜片彈簧壓緊力與分離軸承作用力有如下關(guān)系：

2023/2/141江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型（3）在分離行程中，駕駛員作用的分離操縱力平均值為最小目標(biāo)函數(shù)為：其他還有的目標(biāo)有：（4）在摩擦片磨損的極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化絕對(duì)值的平均值為最小

(5)保證膜片彈簧工作特性變化接近理想特性

(6)保證膜片彈簧特性中間區(qū)域的平緩程度2023/2/142江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型3.約束條件

(1)為使離合器可靠地傳遞扭矩，膜片彈簧的工作壓力應(yīng)與新工作時(shí)所要求的壓緊力相等，即：

(2)為了保證工作點(diǎn)A，B，C有較合適的位置，應(yīng)正確選擇相對(duì)于的位置，一般，即：2023/2/143江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型3.約束條件

(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(yīng)大于新摩擦片時(shí)的壓緊力：

(4)為了滿足離合器使用性能要求，彈簧的與初始底錐角應(yīng)在一定的范圍內(nèi)：2023/2/144江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型3.約束條件(5)彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合下述范圍：(6)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(diǎn)半徑應(yīng)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(diǎn)正好作用在摩擦片的外邊上，適當(dāng)縮減其最大尺寸，即推式：拉式：2023/2/145江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型3.約束條件(7)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)的布置要求，之差應(yīng)在一定的范圍內(nèi)：2023/2/146江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型3.約束條件(7)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)的布置要求，之差應(yīng)在一定的范圍內(nèi)：2023/2/147江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型3.約束條件(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(yīng)在一定的范圍內(nèi)選擇，即推式：

拉式：

(9)膜片彈簧各個(gè)工作位置點(diǎn)的最大壓應(yīng)力不應(yīng)該超過其許用值，即：

2023/2/148江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.1膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型(10)為了減輕駕駛員踩踏板時(shí)的勞動(dòng)強(qiáng)度，要求在分離過程中最終分離力不要大于工作點(diǎn)點(diǎn)時(shí)的壓緊力，即2023/2/149江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院6.4.2算例分析以某車型離合器各尺寸參數(shù)作為參考，分析了優(yōu)化前、后膜片彈簧的性能。如表6-1所示，方案1為原設(shè)計(jì)方案，采用與經(jīng)驗(yàn)配合的試湊法而得，其中摩擦片外徑為228mm，內(nèi)徑為150mm；方案2～方案7為優(yōu)化結(jié)果。2023/2/150江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院

表6-1幾種方案膜片彈簧尺寸參數(shù)對(duì)比mm方案14.302.60105.0083.50101.0082.6024.852.43120.0089.38113.02