汽車設計 課件 第8、9章 制動系統設計、汽車系統性能設計

汽

車

設

計汽車設計汽車底盤現代設計第八章制動系統設計汽車設計8.1概述8.2制動器的結構方案分析8.3制動器主要參數的確定8.4制動器的設計與計算8.5制動驅動機構8.6制動力調節(jié)機構8.7線控制動系統本章內容汽車設計8.1概述行車、駐車、應急和輔助制動是汽車的四種制動裝置。（1）行車制動裝置能夠在汽車正常行駛中根據駕駛員的意愿給汽車以必要的減速度，直至停車。駕駛員能夠在行駛中用腳來操縱行車制動裝置。（2）駐車制動裝置，主要作用是使汽車在原地可靠地停住，特別是在坡道上。為了能夠長期提供穩(wěn)定的駐車制動力，駐車制動裝置一般采用機械驅動機構。另外，汽車的坡上起步也可以使用駐車制動裝置。（3）應急制動裝置，主要在行車制動裝置發(fā)生故障時起作用，保證汽車還具有一定的制動能力。駐車制動裝置也可以起到應急制動裝置的作用。（4）輔助制動裝置，一般用來在汽車下長坡時防止車速過快保持穩(wěn)定車速使用，并且可以減輕或解除行車制動裝置的負荷。上述制動裝置都由制動器和制動驅動機構組成。汽車設計制動系統提出的設計要求具有足夠的制動效能。工作可靠，行車制動系至少有兩套相互獨立的驅動制動器的管路。在任何速度和各種載荷條件下制動,汽車都不能喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。防止水和污物進入制動器工作表面，以免影響制動性能。制動器的熱穩(wěn)定性較好，操縱輕便。噪聲盡可能小、熱穩(wěn)定性良好。作用滯后性盡可能好，包括產生制動和解除制動所需要的時間要盡可能的短（氣制動車型不得超過0.6s，汽車列車不超過0.8s）。摩擦襯片（塊）應該有符合標準的使用壽命。應設置自動調整間隙機構來消除摩擦副因磨損而產生的間隙。當制動驅動裝置的任何元件產生故障，應有報警提示。汽車設計8.2制動器的結構方案分析制動器有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后小、易于連接且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高而只在一部分重型汽車上用來做車輪制動器或緩速器。液力式制動器只用作緩速器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用作中央制動器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式的不同，可分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器；鼓式和盤式制動器的結構形式有多種。汽車設計8.2.1鼓式制動器

鼓式制動器分類：領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式等幾種，見圖a)～圖f)。a)領從蹄式b)單向雙領蹄式c)雙向雙領蹄式d)雙從蹄式e)單向自增力式f)雙向自增力式制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，被稱為制動器效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種無因次指標稱為制動器效能因數。制動器效能因數的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比，即制動器效能的穩(wěn)定性是指其效能因數K對摩擦因數f

的敏感性（dK/df

）。使用中f

隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對f

的變化敏感性要小。汽車設計鼓式制動器的機械式張開裝置

一般有3種，如圖所示。汽車設計各類鼓式制動器性能對比見下表。

雙從蹄式領從蹄式雙領蹄式雙向雙領蹄式單向增力式雙向增力式前進倒退制動效果不同不變不同不變不同不變制動器效能穩(wěn)定性居第一位居第二位僅強于增力式僅強于增力式差差兩蹄片上單位壓力相等不等相等相等不等不等磨損均勻不均勻均勻均勻不均勻不均勻輪轂軸承受力不受力受力不受力不受力受力受力結構復雜簡單復雜復雜簡單復雜調整間隙容易容易容易困難困難困難適用雙回路適用不適用適用適用不適用不適用汽車設計盤式制動器分類：鉗盤式、全盤式兩類。鉗盤式：制動器的固定摩擦元件是制動塊，裝在與車軸連接且不能繞車軸軸線旋轉的制動鉗中。制動襯塊與制動盤接觸面很小，在盤上所占的中心角一般僅30'～50'，故這種盤式制動器又稱為點盤式制動器。全盤式：制動器中摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，作用原理如同離合器，故又稱離合器式制動器。全盤式制動器中用得較多的是多片全盤式制動器。多片全盤式制動器既可用作車輪制動器，也可用作緩行器。8.2.2盤式制動器汽車設計a)固定鉗式b)滑動鉗式c)擺動鉗式鉗盤式制動器分類：(1)固定鉗式制動器；制動鉗固定不動，制動盤兩側均有液壓缸。制動時僅兩側液壓缸中的制動塊向盤面移動。這種形式也稱為對置活塞式或浮動活塞式。(2)浮動鉗式制動器：①滑動鉗式制動器；制動鉗可以相對于制動盤作軸向滑動，其中只在制動盤的內側置有液壓缸，外側的制動塊固裝在鉗體上。當車輛制動時，活塞在液壓作用下使活動的制動塊被壓靠到制動盤上，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊被壓向制動盤的另一側，直到兩制動塊受力均等為止。②擺動鉗式制動器；同樣是單側液壓缸結構，制動鉗體與固定于車軸上的支座鉸接。鉗體在與制動盤垂直的平面內擺動從而實現制動。顯然，這種制動方式下制動塊不可能全面而均勻地磨損。為此，有必要將襯塊的形狀預先做成楔形（摩擦面對背面的傾斜角為6°左右）。在使用過程中，當襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻（一般為1mm左右）后應該立即更換。汽車設計固定鉗式的優(yōu)點：●易于保證鉗的剛度；●結構及制造工藝與一般的制動輪缸相差不多；●容易實現從鼓式到盤式的改型；●很能適應不同回路驅動系統的要求(可采用三液壓缸或四液壓缸結構)。固定鉗式的缺點：●必須用跨越制動盤的內部油道或外部油管來連通，導致制動器的徑向和軸向尺寸增大；●增加了制動器的受熱機會，容易使制動液溫度過高而汽化●固定鉗式制動器要兼作駐車制動器，必須在主制動鉗上另外附裝一套供駐車制動用的輔助制動鉗，或是采用如圖所示的盤鼓結合式制動器。汽車設計浮動鉗式制動器的優(yōu)點：●僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能更進一步靠近輪轂；●制動液汽化可能性??；●成本低；●浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。制動鉗的安裝位置可以在車軸之前或之后,如圖所示。制動鉗位于軸后能使制動時輪轂軸承的合成載荷

F

減小；制動鉗位于軸前，則可避免輪胎向鉗內甩濺泥污。左圖制動鉗位于軸前，右圖制動鉗位于軸后汽車設計(1)熱穩(wěn)定性好。(2)水穩(wěn)定性好，浸水后性能降低不多。(3)制動力矩與汽車運動方向無關。(4)易于構成雙回路制動系，使系統有較高的可靠性和安全性。(5)尺寸小、質量小、散熱良好。(6)壓力在制動襯塊上分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻。(7)更換襯塊工作簡單容易。(8)襯塊與制動盤之間的間隙小(0.05-0.15mm)，縮短了制動協調時間。(9)易于實現間隙自動調整。盤式制動器的優(yōu)點缺點(1)難以完全防止塵污和銹蝕(封閉的多片全盤式制動器除外)。(2)兼作駐車制動器時，所需附加的手驅動機構比較復雜。(3)在制動驅動機構中必須裝用助力器。(4)因為襯塊工作面積小，所以磨損快，使用壽命低，需用高材質的襯塊。盤式制動器在轎車前輪上得到廣泛的應用。汽車設計8.3制動器主要參數的確定8.3.1鼓式制動器主要參數的確定①制動鼓內徑D乘用車：D/Dr=0.64~0.74商用車：D/Dr=0.70~0.83制動鼓內徑尺寸應參照專業(yè)標準QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選?、谀Σ烈r片寬度b和包角β包角β一般不宜大于120°;制動襯片寬度尺寸系列見QC/T309-1999。③摩擦襯片起始角β0一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令β0

=90°-

β/2④制動器中心到張開力F0作用線的距離e使距離e（右上圖）盡可能大,初步設計時可暫定e=0.8R左右。⑤制動蹄支承點位置坐標a和c使a盡可能大而c盡可能小。初步設計時，也可暫定a=0.8R左右。Dr是輪輞直徑汽車設計8.3.2盤式制動器主要參數的確定①制動盤直徑D

通常選擇為輪輞直徑70%~79%，汽車總質量大于2t時制動盤直徑應取上限②制動盤厚度h

實心制動盤厚度可取為10~20mm;

通風式制動盤厚度取為20~50mm;

采用較多的是20~30mm③摩擦襯塊外半徑R2與內半徑R1

外半徑R2與內半徑R1（右圖）的比值不大于1.5

④制動襯塊面積A

推薦的選擇質量大小：1.6~3.5kg/cm2汽車設計8.4制動器的設計與計算8.4.1鼓式制動器的設計與計算對于緊蹄的徑向變形δ1和壓力p1為：

有兩個自由度的緊蹄（增勢蹄）摩擦襯片的徑向變形規(guī)律:①壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律如果是松蹄，則蹄將沿支承面向上滑動，但是轉動方向不變，φ1為負值。汽車設計一個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律表面的徑向變形和壓力為:緊蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律，上式同時適用于松蹄。汽車設計②計算蹄片上的制動力矩法向力

制動力矩

列力平衡方程解得其中b為寬度緊蹄制動力矩表達還可為：其中f為蹄鼓間的摩擦系數③制動力矩與張開力之間的關系汽車設計對于緊蹄

制動力矩最大壓力法向力的合成分量為法向合力F1

與x1

軸的夾角為汽車設計對于松蹄

制動力矩最大壓力法向力的合成分量為法向合力F1

與x1

軸的夾角為汽車設計不自鎖條件緊蹄摩擦力f?F1

在OXY坐標系中的分力為緊蹄徑向合力F1

在OXY坐標系中的分力為緊蹄支承點的水平推力FxL

為④鼓式制動器的自鎖檢查緊蹄自鎖條件即汽車設計8.4.2盤式制動器的設計與計算盤式制動器的制動力矩為其中，Fo為單側襯塊加于制動盤的總摩擦力也可定義為其中，Ra為有效作用半徑要求：平面度允差為0.012mm，表面粗糙度為Ra=0.7~1.3μm，兩摩擦表面的平行度公差不應大于0.05mm，端面圓跳動公差不應大于0.03mm。

汽車設計8.4.3襯片磨損特性計算影響磨損的因素：摩擦襯片（襯塊）的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓（制動盤）的材質及加工情況，以及襯片（襯塊）本身材質等許多因素的影響，試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。當制動器的能量負荷越大時，摩擦襯片（襯塊）的磨損就會越嚴重。雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為其中，ma

是汽車質量；δ

是汽車旋轉質量換算系數；v1、v2分別是制動的初速度、末速度；j是制動減速度；t

是制動時間；A1

、A2

分別是前、后制動器襯片（襯塊）的摩擦面積；β

是制動力分配系數。在緊急制動停車的情況下，v2=0，并且認為δ

=1。汽車設計(1)鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2為宜，(2)計算時取減速度

j=0.6g。(3)制動初速度v1：①轎車用100km/h（27.8m/s）；

②總質量3.5t以下的貨車用80km/h（22.2m/s）；③總質量3.5t以上的貨車用65km/h（18m/s）。(4)轎車的盤式制動器在同上的v1和j的條件下，比能量耗散率e1≤6.0W/mm2。每單位襯片（襯塊）摩擦面積的制動器摩擦力比摩擦力f0

為選擇：在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2為宜，與之相應的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力p]=f0/f=1.37~1.60N/mm2（設摩擦因數f=0.3~0.35）。

對于平均單位壓力有如下關系汽車設計8.4.4前、后輪制動器制動力矩的確定首先，選定同步附著系數φ0，其次，計算前、后輪制動力矩的比值第三，根據汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩Mμ1max；第四，再根據前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩Mμ2max。

汽車設計8.4.5應急制動和駐車制動所需的制動力矩①應急制動應急制動時，后輪一般都將抱死滑移后橋制動力矩

后輪制動力

②駐車制動上坡駐車制動車輪制動器發(fā)出其中i0為主傳動比中央制動器發(fā)出其中re為車輪有效半徑其中Fz為汽車重力，l是汽車軸距，lf是汽車質心到前軸距離，z是制動減速度后輪最大制動力其中Fzr為后輪垂直力，α是坡度角最大坡度角其中α是要求的坡度角要求駐車制動力車輪制動器中央制動器汽車設計下坡駐車制動后輪最大制動力其中Fzr為后輪垂直力，α是坡度角最大坡度角其中α是要求的坡度角要求駐車制動力車輪制動器中央制動器汽車設計8.5制動驅動機構8.5.1簡單制動系（人力制動系）機械式：液壓式：機械效率低，傳動比小，潤滑點多；結構簡單，成本低，工作可靠（故障少）；應用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。作用滯后時間較短(0.1~0.3s)，工作壓力大(達10~20MPa),結構簡單，質量小，機械效率較高；

制動驅動機構用于將駕駛員或其他動力源的制動作用力傳給制動器，使之產生制動力矩。根據制動力來源的不同，制動驅動機構可以分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又可以分為機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的不同類型。傳動比有限，液壓管路過度受熱會導致制動效能降低甚至失效，氣溫過低時(-25℃及更低)工作可靠性降低，局部損壞會導致整體失能，操縱沉重；僅在微型汽車上使用。汽車設計1.氣壓制動系：制動驅動力大、操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便結構復雜、笨重、成本高；作用滯后時間較長（0.3~0.9s）；簧下質量大；噪聲大8.5.2動力制動系動力制動系是利用發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源，而駕駛員作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中的控制元件進行操縱。只適用于中型、重型貨車以及客車2.氣頂液式制動系：作用滯后時間短、兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點結構復雜、質量大、造價高主要用于重型汽車上，一部分總質量為9~11t的中型汽車上也有所采用3.全液壓動力制動系：開式（常流式）系統：不制動時，制動液在無負荷狀況下由油泵經制動閥到儲液罐不斷地循環(huán)流動，制動時則借助于閥的節(jié)流而產生所需的液壓進入輪缸油泵故障時，開式在制動系統將立即不起制動作用閉式（常壓式）系統：因回路平時保持著高液壓，故又稱為常壓式。它對制動操縱的反應比開式的快，但對回路的密封要求較高油泵故障時，閉式系統有可能利用回路中的蓄能器的液壓繼續(xù)進行若干次制動各種形式的動力制動系在其動力系統失效使回路中的氣壓或液壓達不到正常壓力時，制動作用即會全部喪失汽車設計真空伺服制動氣壓伺服制動液壓伺服制動0.05~0.07MPa

0.6~0.7MPa8.5.3伺服制動系伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套由其他能源提供助力的裝置，是兼用人力和發(fā)動機動力作為制動能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統產生，而在動力伺服系統失效時，可全由人力驅動液壓系統產生一定程度的制動力，即由伺服制動轉變?yōu)槿肆χ苿?。因此，廣泛的應用在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上。按能源分類多用于總質量在1.1~1.35t以上的轎車及裝載質量在6t以下的輕、中型貨車上多用于裝載質量為6~12t的中、重型貨車以及少數高級轎車助力式增壓式按助力特點分類真空助力式氣壓助力式真空增壓式氣壓增壓式尺寸小，制動反應快；對零部件加工精度和密封性能要求很高；主要用于高級轎車汽車設計8.5.4分路系統全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或多個互相獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制動作用。a)一軸對一軸(Ⅱ)

型,布置較為簡單，可與傳統的單輪缸（或單制動氣室）鼓式制動器配合使用，成本較低；目前廣泛應用在各類汽車特別是商用車上。b)交叉(X)

型,

結構簡單，用于主銷偏移距為負值（達20mm）的汽車上。c)一軸對半軸(HI)

型,

d)半軸一輪對半軸一輪(LL)

型，e)雙半軸對雙半軸(HH)

型，結構較復雜。汽車設計8.5.5液壓制動驅動機構的設計計算①

制動輪缸直徑d的確定②

制動主缸直徑d0的確定③

制動踏板力Fp第i個輪缸的工作容積所有輪缸的總工作容積初步設計時可取制動主缸工作容積為

主缸活塞行程S0和活塞直徑d0:,一般要求：最大踏板力一般為500N（轎車）或700N（貨車）。設計時，制動踏板力可在200~350N的范圍內選取。④

制動踏板工作行程最大踏板行程：

(計入襯片或襯塊的允許磨損量)(a)對轎車最大應不大于100~150mm，(b)對貨車不大于180mm。其中F0為制動蹄（塊）張開力，d為輪缸直徑，p為制動管路壓力；p一般不超過10~12MPa，d應在標準尺寸系列中選?。℉G2865-1997）其中di為第i個輪缸活塞的直徑，n

為輪缸中活塞的數目，

δi第i個輪缸活塞在完全制動時的行程，初步設計時，對鼓式制動器可取δi=2.0~2.5mm其中m為輪缸數目d0應符合QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列其中ip為為踏板機構傳動比，

η為踏板機構及液壓主缸的機械效率，可取η=

0.82~0.86δ01為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取δ01=1.5~2.0mm，δ02為主缸活塞的空行程汽車設計8.5.6真空助力器的設計計算助力器處于平衡狀態(tài)時有靜特性方程式中，

Fp

為真空助力器的輸出力，F0為控制推桿上的輸入力，F1

為助力器回位彈簧的作用力，F2為推桿回位彈簧的作用力，p0

為平衡前A、B兩腔的壓力差，P為A腔的最大真空度，A1

為膜片的有效面積，A2

為控制閥套管的截面積，A3

為橡膠反作用盤的截面積，A4為控制活塞的面積，A5

為制動主缸推桿柄部的截面積，η為助力器效率系數，一般取0.90~0.95。助力器的輸出力達到最大助力點時有真空助力器助力特性曲線一般設計到最大助力點時，對于乘用車，制動踏板力可取200~250N，對于商用車，制動踏板力可取300~450N。汽車設計8.6制動力調節(jié)機構8.6.1限壓閥制動力分配系數恒定的制動系，除了在φ0附近的不大區(qū)段以外，附著系數利用率都很低。此外，由于理想的制動力分配特性曲線（I

線）是因汽車實際裝載情況而異的，為符合滿載時的車輪抱死順序和附著系數利用率要求而確定的實際制動力分配特性線（β線），在部分裝載和空載的情況下不能令人滿意。因此，越來越多的各類汽車采用了不同形式的制動力調整裝置，以使實際制動力分配特性曲線盡可能地接近理想特性。限壓閥的靜特性如圖(b)中的折線OAB所示。圖中曲線1和2

分別為汽車滿載和空載時的前、后制動管路理想壓力分配特性曲線。圖中與坐標軸成45°夾角的直線OK為不用任何制動力調節(jié)裝置時的實際制動管路壓力分配靜特性。限壓閥適用于軸距短且質心高、制動時軸荷轉移較多的汽車，而不適用于滿載和空載理想特性曲線1和2距離很大的商用車，為了克服限壓閥的缺點，又派生出比例閥、慣性閥和輻射式比例閥等，以滿足不同類型汽車的需要。汽車設計8.6.2防抱死制動系統（ABS）基本功能:感知制動輪每一瞬時的運動狀態(tài)，相應地調節(jié)制動器制動力矩的大小，避免出現車輪的抱死現象。它可使汽車在制動時維持方向穩(wěn)定性和縮短制動距離，有效地提高行車安全性?；瑒勇蔛：分類：ABS系統控制方法主要有兩種：①邏輯門限值控制方法；②現代控制方法?？刂颇康模涸诟鞣N工況下制動時都可獲得最佳的滑動率S，由此可獲得最短的制動距離。ABS的組成1-踏板，2-主缸，3-壓力調節(jié)器，4-輪缸，5-制動盤，6-車輪，7-輪速傳感器，8-回輪齒圈，9-電子控制器，10-報警燈汽車設計8.7線控制動系統8.7.1電子液壓制動EHB系統線控制動(Brake-by-Wire)技術是智能線控底盤的關鍵技術，包含傳統制動技術，基于動力學、運動學、電控等多學科融合技術，技術壁壘較高。傳統的制動系統無法實現主動制動和制動壓力的精確、快速控制，不能滿足智能汽車對制動系統的要求，制動系統需要電動化和智能化。目前線控制動系統可分為電子液壓制動EHB(Electro-HydraulicBrake)系統和電子機械制動EMB(Electro-MechanicalBrake)系統兩類?沒有真空助力器，結構簡單緊湊?電動驅動，響應迅速?易集成ABS、ESC等輔助功能，兼容性強?踏板解耦，能夠主動制動以及能量回收是否一體化集成踏板的解耦形式OneBoxTwoBox全解耦半解耦分類：國外國內Bosch、Continental、ZF/TRW都擁有自己的EHB產品清華大學、南航、吉大、同濟、北理、西南、武漢理工等大學都有相關技術研究成果。浙江亞太、同馭汽車、蕪湖伯利特、拿森等公司也研發(fā)了此類產品行業(yè)發(fā)展現狀汽車設計8.7.2電子機械制動EMB系統?結構精簡，降低整車質量?易于維護，便于安裝調試?完全解耦，制動響應更加迅速?便于底盤域控制及智能駕駛技術發(fā)展EMB系統取消了制動系統液壓備份部分，可與ABS、TCS、ESC等模塊配合實現車輛底盤集成控制，與傳統制動系統在結構以及執(zhí)行器上有著明顯的區(qū)別按照制動器執(zhí)行結構的盤式或者鼓式之分，EMB又可以分為機電盤式制動器(Electro-MechanicalDiskBrake)和機電鼓式制動器(Electro-MechanicalDrumBrake)。目前更多的機構選擇的是機電盤式制動器。當前的EMB實現并沒有標準形式，20世紀90年代，Continental、Siemens、Bosch等公司率先開始EMB產品的研發(fā)與試制汽車設計8.7.3

IBooster結構及設計IBooster電子助力器主要由輸入推桿、助力器閥體、電子控制單元、踏板行程傳感器、電子換向無刷電機、齒輪齒條機構、制動主缸等元件組成。右圖為Bosch公司的I-Booster產品，此產品可適用于燃油車、混合動力汽車以及純電動汽車。電機助力，二級齒輪推動主缸，可以模擬不同的制動踏板感覺，也能夠進行能量回收控制，擁有機械冗余備份以及軟件備份來增加可靠性。?可實現多種制動模式的任意切換?在自動駕駛的制動環(huán)境下發(fā)揮出色?可提升車輛駕駛的安全性能Bosch公司I-Booster產品汽車設計本章完謝謝!汽

車

設

計汽車設計汽車底盤現代設計第9章汽車系統性能設計汽車設計9.1車輛模型建立9.2汽車操縱穩(wěn)定性計算9.3汽車結構動力學設計9.4汽車結構輕量化設計9.5汽車結構抗疲勞和可靠性設計9.6汽車結構計算機輔助設計本章內容汽車設計9.1車輛模型建立

汽車設計在構建黑匣子模型的許多方法中，基于神經網絡的方法必須提及。這樣的網絡可以模擬復雜和高度非線性系統，調節(jié)它們的參數（網絡的權重）產生與輸入相關的輸出，其模擬實際系統的輸入－輸出關系。實際上，分析模型和黑匣子模型之間的區(qū)別并不像看起來那樣清晰。系統的復雜性常常使得難以編寫精確描述其部件行為的方程式，而不能始終以所需精度了解參數的值。在這種情況下，模型是通過編寫近似于系統響應的一般模式的方程來構建的，其中確定的參數使模型的響應盡可能接近于實際系統的響應。在這種情況下，所識別的參數丟失了與系統在概念上相鏈接的各個部分有關的物理意義，它們變成了系統的全局參數。汽車設計9.1.2連續(xù)和離散模型連續(xù)函數理論是處理可變形連續(xù)性的自然工具。描述車身各點位移的函數:

相對于時間至少可微分兩次

,是位移速度，

則是加速度。假設作用在車身上的力由函數

表示，運動方程一般可寫為當模型不全部是由二階方程組成時（通常情況下它們是），可以通過使用多個輔助變量將其減小到一階的一組方程。如果模型具有n個自由度（由n個廣義坐標定義）并且由一組n個二階方程組成，則需要n個輔助變量（通常是廣義速度），所得到的模型由2n個一階方程組成。2n個變量（n個廣義坐標和n個廣義速度）是系統的狀態(tài)變量。包含狀態(tài)變量的向量稱為狀態(tài)向量，通常用z表示。如果在狀態(tài)變量的導數中求解2n個一階方程的集合變量，或者以單位形式求解，則具有形式:離散模型的最簡單的方法是通過將其慣性特性集中在一定數量的剛體甚至材料點中，其彈性和阻尼特性在無質量的彈簧和阻尼器中集中。

，汽車設計9.1.3分析和數值模型一旦離散化模型并寫入運動方程式，假設初始條件已經表述，對任何輸入響應的研究都是沒有困難的。

一般的方法是使用許多可用的數值積分算法中的一對構成模型的普通微分方程進行數值積分。

局限性

：

不能計算出系統的一般行為，只反映其對給定實驗條件的響應

如果模型復雜，或者具有難以進行數值積分的特征，則可能需要較長的計算時間（因而成本較高）

其對參數值變化的影響的預測以許多不同模擬為代價。優(yōu)點：

如果模型可以簡化為具有常數系數的一組線性微分方程，則可以獲得運動方程的一般解

可以獨立于其強迫函數研究系統的自由行為

可以使用諸如拉普拉斯或傅里葉變換之類的數學工具來獲得頻域或拉普拉斯域中的解

這通常是可用于非線性系統的唯一解決方案

汽車設計9.2汽車操縱穩(wěn)定性計算不足轉向度K的物理意義是以讓車輛保持等半徑穩(wěn)態(tài)行駛為目的的單位側向加速度的增加量所需要的前輪轉向角增加量。由于車輛的不足轉向特性一般與速度有關，這種定義有一些小的誤差。但這種定義易懂且便于計算。在車輛的不足轉向性能設計中，一般可以忽略上述不大的誤差。9.2.1線性三自由度車輛操縱性模型及模型參數圖9-1示出線性三自由度車輛操縱性模型，其中采用SAE操縱性坐標系統，Z軸通過車輛總質心垂直向下，坐標原點

Z軸與懸上質量側傾軸線

的交點，X軸水平向前，Y軸水平向右。三個自由度分別是橫擺角速度：質心偏離角：懸上質量側傾角：圖9-1線性三自由度車輛操縱性模型汽車設計有關的模型公式為：汽車設計在穩(wěn)態(tài)轉向情況下

：汽車設計側傾轉向（rollsteer）：測量側傾轉向特性的試驗原理如圖9-2所示

同時測量車輪轉向角和車身側傾角，得到如圖9-3所示的車輪轉向角-車身側傾角特性曲線。利用這些曲線計算側傾轉向系數（rollsteercoefficient）

1.車身側傾的影響（9-22）

（a）（b）圖9-2測量側傾轉向特性的試驗原理圖圖9-3車輪轉向角-車身側傾角特性曲線汽車設計側傾外傾（rollcamber）：在車身發(fā)生側傾時，由于懸架導向機構和轉向桿系的運動學特性，車輪的外傾角一般也發(fā)生變化。車輪外傾角會引起一個側向力（車輪外傾推力），它對車輛的不足轉向有影響。在利用圖9-2所示試驗系統進行側傾試驗時，在測量車輪轉向角和車身側傾角的同時，還測量車輪外傾角，得到如圖9-4所示的車輪外傾角-車身側傾角特性曲線。利用這些曲線計算側傾外傾角系數

,也就是在0側傾角時的曲線斜率，這是因為在低側向加速度范圍內所發(fā)生的側傾角一般比較小。

（9-23）

圖9-4車輪外傾角-車身側傾角特性曲線汽車設計2.輪胎力的影響車輛轉向工況下，懸架和轉向系統會承受來自地面作用在輪胎接地面上的側向力。由側向力造成彈性懸架和轉向系統的車輪轉向角和外傾角的變化，分別稱為側向力變形轉向（lateralforcecompliancesteer）和側向力變形外傾（lateralforcecompliancecamber）。圖9-5示出用于測量側向力變形轉向和側傾的試驗原理，其中在浮動輪胎托盤上施加增量。注意圖9-6中車輪轉向角

的符號即在汽車向左轉向行駛、側向力指向左方的情況下，規(guī)定向右的轉向角

取正。從圖9-7中可以計算側向力變形外傾系數

也就是在0側向力時的曲線斜率。（9-24）

圖9-5用于測量側向力變形轉向和外傾的試驗原理圖圖9-6車輪轉向角-側向力特性曲線圖9-7車輪外傾角-側向力特性曲線汽車設計3.輪胎回正力矩的影響車輛轉向工況下，輪胎接地面還會承受來自地面的回正力矩，該力矩會影響車輪的轉向角使其變小。這些回正力矩作用在懸架和轉向系統上。由回正力矩造成彈性懸架和轉向系統的車輪轉向角和外傾角的變化，分別稱為回正力矩變形轉向和回正力矩變形外傾。圖9-8示出用于測量回正力矩變形轉向和側傾的試驗原理，其中在浮動輪胎托盤上施加一個回正力矩

同時測量車輪轉向角

和外傾角

，獲得車輪轉向角-回正力矩特性曲線（見圖9-9）。從圖9-9中可以計算回正力矩變形轉向系數

，也就是在0回正力矩時的曲線斜率

（9-25）

圖9-8用于測量回正力矩變形轉向和外傾的試驗原理圖圖9-9車輪轉向角-回正力矩特性曲線

汽車設計4.車輛質量分布和輪胎側偏剛度的影響5.剛體車身回正力矩轉向車輪上來自地面的回正力矩的整體作用會影響車輛使其脫離轉向行駛，既有利于不足轉向。但其影響不大，通常取剛體車身回正力矩轉向

=0.25（°

）/g

。車輛質量在前﹑后軸上的分布直接決定車輛在轉向行駛時前、后軸上需要發(fā)出的側向力。為了產生這些側向力，前、后軸輪胎需要產生的側偏角對車輛的不足轉向影響比較大。前輪側偏角越大車輛越趨于直線行駛，既不足轉向。而后輪側偏角越大車輛轉向加劇，既過多轉向。作用于車輪的垂直載荷及其側偏剛度決定了側偏角的大小，垂直載荷越大、輪胎側偏剛度越小，側偏角就越大。汽車設計6.側傾剛度的測量車輛側傾剛度（rollstiffness）的單位是N·m/（°）。圖9-2示出進行側傾剛度測量的原理圖，其中車身固定。分別測量前﹑后懸架的側傾剛度，然后把它們疊加起來得到車輛的側傾剛度。側傾力矩

的公式為：（9-26）

圖9-10示出獲得的側傾力矩-側傾角特性曲線。圖9-10側傾力矩-側傾角特性曲線從圖9-10中可以計算側傾剛度

，也就是在0側傾角時的曲線斜率

（9-27）

汽車設計9.2.2不足轉向度K的計算圖9-1，圖9-11示出考慮車輛懸架變形﹑側傾特性的車輛轉向模型。假設方向盤的轉角為

轉向系統的角傳動比為

則得到一個前輪的參考轉角

,。圖9-11考慮轉向柔度的車輛轉向模型在轉向過程中，由于輪胎上的作用力、力矩（例如垂直力、輪胎側偏力、回正力矩等）和懸架的運動，使車輪產生變形轉角如圖9-1，圖9-11所示。把式（9-4）和式（9-6）相加，得（9-29）

把式（9-29）與式（9-1）進行比較，可以看出（9-30）

汽車設計推導不足轉向度K表達式的另外一種方法：前、后橋中心的速度分別為：

偏離角分別是

：有如下關系式：

從圖9-11可以看出：把式（9-33）、式（9-34）代入式（9-32），得：對式（9-1）相對于側向加速度

求導得（9-38）（9-39）定義兩個參數，前轉向柔度

后轉向柔度

（9-40）（9-41）（9-42）

在穩(wěn)態(tài)轉向時：（9-43）汽車設計9.3汽車結構動力學設計主要作用：

▲為了在汽車使用中避免共振、降低噪聲、確保安全可靠，需要知道結構振動的固有頻率及其相應的振型。▲若所受動載荷的頻率與某些結構的固有頻率接近時，結構將產生強烈的振動，從而引起很大的動應力，造成早期疲勞破壞或產生不允許的變形?！嚰艿淖冃螘觿∑嚫鞑考恼駝?，加速這些汽車構件的損壞，增加環(huán)境噪聲，加快駕駛員的疲勞，縮短其有效工作時間，影響行車的安全。因此，對車架的動態(tài)特性進行設計，有利于為降低車輛的振動，改善汽車的工作舒適性、乘坐舒適性、行駛安全性都具有重要意義。汽車設計9.3.1振動模態(tài)分析的基本理論及方法(1)模態(tài)分析的定義●模態(tài)分析是確定結構振動特性（固有頻率和振型）的一種技術。●經典定義：將線性定常系統振動微分方程組中的物理坐標變換為模態(tài)坐標，使方程組解耦，成為一組以模態(tài)坐標及模態(tài)參數描述的獨立方程，以便求出系統的模態(tài)參數?！褡鴺俗儞Q的變換矩陣為模態(tài)矩陣，其每列為模態(tài)振型。模態(tài)是機械結構的固有振動特性，每一個模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。汽車設計(2）多自由度系統模態(tài)分析理論基礎①基本概念設多自由度系統有N個自由度，并假設系統是線性，定常數的，力學模型如圖9-12

所示，其運動微分方程為：(9-44)Fourier變換得到系統在頻域中的運動微分方程：(9-45)式中，是阻抗矩陣，而其倒數即為傳遞函數矩陣。②方程組的解——可表示為各階模態(tài)的響應的線性組合：(9-46)式中，表示為第l個測點第r階模態(tài)的振型系數。圖9-12兩自由度自由系統的幅頻圖汽車設計③

模態(tài)的振型系數第r階模態(tài)向量，反映了該階模態(tài)的振動形狀，記為：由各階模態(tài)向量組成的矩陣稱為模態(tài)矩陣，記為：它是N×N階矩陣。式(14-14)中，稱為第

r階模態(tài)坐標。

的物理意義：各階模態(tài)對響應的貢獻量。

的數學意義：加權系數。一般低階模態(tài)比高階模態(tài)有較大的權系數或貢獻。模態(tài)正交性表示：(9-52)(9-53)第r階模態(tài)頻率由下式得到：(9-54)利用模態(tài)正交性對方程解耦，可得第r階模態(tài)力：(9-50)汽車設計9.3.2

結構響應分析的基本理論與方法

●底盤的響應分為兩部分：

瞬態(tài)響應——分析結構的瞬態(tài)響應特性，查看結構在時域的變化；

強迫響應——查看結構在激勵頻率附近的響應，了解結構在頻率域的變化情況。通常叫諧響應分析。●區(qū)別：瞬態(tài)分析是時間歷程分析；諧響應分析是進行頻率段掃描。汽車設計（1）結構響應分析的基本理論諧響應分析的動力方程：(9-64)其位移可以表示為：(9-65)式中，φ為相位差，

為節(jié)點的最大位移。式(14-43)的復數形式表示為：(9-66)激勵力也可以表示為：(9-68)式中,表示激勵力的振幅。綜合可得動力方程為：(9-70)汽車設計(2)常用的分析方法采用三種方法：完全(Full)法、縮減(Reduced)法及模態(tài)疊加法。a.完全法完全法采用完整的系統矩陣計算瞬態(tài)響應(沒有矩陣縮減），它是三種方法中功能最強的，允許包括各類非線性特性（塑性、大變形、大應變等）。優(yōu)點容易使用，不必關心選擇主自由度或振型允許各種類型的非線性特性采用完整矩陣，不涉及質量矩陣近似在一次分析就能得到所有的位移和應力允許施加所有類型的載荷允許在實體模型上施加的載荷缺點：比其它方法的開銷大。汽車設計b.縮減法縮減法通過采用主自由度及縮減矩陣壓縮問題規(guī)模。缺點初始解只計算主自由度的位移，第二步進行擴展計算，得到完整空間上的位移、應力和力；不能施加單元載荷（壓力、溫度等所有載荷必須加在用戶定義的主自由度上整個瞬態(tài)分析過程中時間步長必須保持恒定唯一允許的非線性是簡單的點—點接觸（間隙條件）優(yōu)點：比完全法快且開銷小。汽車設計c.模態(tài)疊加法模態(tài)疊加法通過對模態(tài)分析得到的振型（特征值）乘上因子并求和來計算結構響應。優(yōu)點比縮減法或完全法更快開銷更??；只要模態(tài)分析不采用PowerDynamics方法，通過LVSCALE命令將模態(tài)分析中施加的單元載荷引入到瞬態(tài)分析中；允許考慮模態(tài)阻尼缺點整個瞬態(tài)分析過程中時間步長必須保持恒定，不允許采用自動時間步長；唯一允許的非線性是簡單的點—點接觸（間隙條件）；不能施加強制位移（非零）位移。汽車設計9.4汽車結構輕量化設計

9.4.1.盡量直接的力導入與力平衡設計中應使受力直接導入到主承載結構上。如果采用偏轉或者回轉設計，通常會因其復雜應力狀態(tài)導致承載效果不佳，其結果是冗余的結構，示例如圖9-13

。應多采用對稱的設計，其好處是可利用結構內部力平衡。在如桿和梁等純支承性設計中，這樣的方式會使得剪場設計得到更好地利用。在型材的設計中也是一樣，閉口型材比開口型材可承受更高的載荷，而產生的變形則小得多。這一點適用于各種幾何形狀的橫截面?？偟脑瓌t是設計結構或型材應是封閉的，至少也是可分割的，如圖9-14所示

圖9-13支撐結構中典型的力導入問題圖9-14支撐結構與截面的典型力平衡問題汽車設計9.4.2.盡量大的截面二次矩與阻力矩在承受彎曲、扭轉和壓彎載荷的設計中，應在盡可能小的面積上實現大的截面二次矩與阻力矩，既達到盡量大的剖面形狀因子。這種做法是將較多的材料從結構中心移開，并將其設置在外部的高承載區(qū)域。圖9-15所示為設計的步驟，即從實心橫截面到空心橫截面以及到三明治橫梁的設計過程

?？招男筒牡慕孛娑尉赝ǔ１葘嵭臋M截面的高出很多。其所受到的局限是，結構的尺寸需有規(guī)律地放大，但自重要降低。通過采用適當的型芯結構，可以使得三明治結構設計很好地適應于受控載荷的類型，結構化型芯的抗彎剛度要比均勻化型芯的抗彎剛度高出約4倍。圖9-15大剖面形狀因子的橫截面汽車設計9.4.3.輕盈的結構帶有加強肋的或下弦桿的支承結構、三明治結構的剛度通常都比實心支承結構的剛度要高出很多，可良好的完成輕量化的目的。圖9-16所示為通過加強肋或下弦桿加固的平板、網格板和疙瘩板實現結構的輕量化設計。圖9-16用肋或者橫梁來增加板的剛度9.4.4.利用曲率的自然支承作用可通過預彎曲設計增加直盤或直板得截面二次矩，并提高其抗彎剛度、壓彎剛度和翹曲剛度，消除不穩(wěn)定的趨勢，如圖9-17所示。圖9-17通過預彎曲的構件提高支承載荷汽車設計9.4.5.在主承載方向進行有針對性的加固設計有針對性地引入正交各向異性或者各向異性設計可提高構件在確定方向上的剛度。利用設計或者材料力學上的各向異性，以提高結構的承載能力和不穩(wěn)定極限。如圖9-18所示。還可以通過不同的板材厚度（如拼焊板與拼焊管）來增加剛度，如采用激光焊接的方法將不同厚度與質量的板材焊接在一起，并一起加工成形，通過這種方法可加工出空心型材（如液壓成形）與大的平面構件，如圖9-19所示。另外，還可以采用增強剛度的材料組合，如鋼-鋁型材/板材/復合（激光軋制轉換接頭）。這里所采用的連接技術為有針對性的表面堆焊與擠壓。成形有機板，也稱為熱塑性纖維復合塑料，采用玻璃纖維、碳纖維或者芳綸纖維的單一方向連續(xù)纖維，也具有很好的應用前景。圖9-18有針對性地加強剛度的構件圖9-19在乘用車車輪外罩殼上通過板厚變化和幾何尺寸的配合的平面加固方式汽車設計9.4.6.優(yōu)先遵循集成化原則輕量化設計結構應由盡量少的構件組成。連接多個單一構件需要繁多的連接工作和材料消耗，可能會使其可靠性降低或是導致裝配困難，如圖9-20所示。采用這種方法的優(yōu)點是可以節(jié)省材料、提升結構的安全性能、減少加工量，但模具的成本會更高。圖9-20將多個單一構件集成為整體式結構件汽車設計9.5汽車結構抗疲勞和可靠性設計9.5.1零部件的抗疲勞設計方法現行的抗疲勞設計方法很多，大致可分為以下4種：

無限壽命設計法名義應力法疲勞壽命設計方法有限壽命設計法局部應力—應變法損傷容限設計方法可靠性設計方法汽車設計9.5.1.1無限壽命設計方法(1)無限壽命設計法的基本概念●無限壽命設計法的出發(fā)點：零件在低于疲勞極限的應力下具有無限壽命。也就是說，當零件的工作應力小于疲勞極限時，零件能夠長期安全使用。該方法適用于地面上的民用機械?！駸o限壽命設計法的設計條件：①等幅加載時，工作應力σmax<σ-1(疲勞極限)。②變幅、交變應力中，如果超過疲勞極限的過載應力數值不大、作用次數又很少時，可忽略，而按作用次數較多的最大交變應力σmax<σ-1(疲勞極限)進行設計?！駸o限壽命設計方法路線：先用靜強度設計確定零件尺寸，再用這種方法的設計條件進行疲勞強度校核。汽車設計

(2)對稱循環(huán)(R=－1)設計計算公式

對稱循環(huán)下的強度條件

（9-72）式中，nσ

、nτ

——工作安全系數；

σa、τa

——應力幅;σ-1D、

τ-1D——對稱循環(huán)下的零件疲勞極限；

τ-1、σ-1——對稱循環(huán)下的材料疲勞極限；

[n]——許用安全系數；

KσD、KτD

——對稱循環(huán)下零件疲勞降低系數。汽車設計(3)簡單的非對稱循環(huán)(R＝常數)設計計算公式

強度條件當極限應力線用直線形式時，使用以下強度條件：正應力(9-74a)

切應力(9-74b)

式中,σaD、τaD

——應力比為R時零件疲勞極限幅值；

σm、τm

——平均應力；

φσ、φτ

——平均應力折算系數。

φσ=(2σ-1

－σ0)

/σ0≈σ-1

/σf

(9-75)σ0

——

脈動循環(huán)下的材料疲勞極限。見式(9-75)。汽車設計9.5.2汽車可靠性設計

9.5.2.1可靠性的概念及設計原理

可靠性設計參數——主要有：載荷、強度、尺寸和壽命等，實際上都是隨機變量。(1)可靠性設計步驟

①確定系統的可靠度指標：按需要、技術水平、研制時間、成本等確定系統可靠度指標。

②進行失效形式分析、影響分析、可靠度預測,估算系統的可靠度。

③對一些缺乏經驗的部分需進行必要的試驗,并了解：各部分間可靠性的關系和薄弱環(huán)節(jié)。

④進行可靠度分配,賦予各部分直到基本單元的合理的可靠度指標。

⑤根據不同的計算準則，進行各單元或零件的可靠性設計計算。汽車設計(2)衡量可靠性的尺度

可靠度,即完成規(guī)定功能的概率。概率指標不可靠度,完不成規(guī)定功能的概率。衡量可靠性(或稱故障概率,

的指標失效概率及破壞概率)

壽命指標失效前平均時間(MTTF)

平均故障間隔(MTBF)

可靠性用概率表示時稱為可靠度。汽車設計①可靠度

●可靠度——用隨機變量T表示產品從開始工作到發(fā)生失效或故障的概率，其概率密度為f(t)，則該產品在t

時刻的可靠度

●可靠度的觀測值——對于不可修復的產品，在規(guī)定的時間內，能完成規(guī)定功能的產品數Ns(t)(也稱殘存數)與在該區(qū)間開始時投入工作產品數N之比

(9-77)Nf(t)——到t時刻未完成規(guī)定功能產品數,即失效數；(9-76)

●任務可靠度——從時刻t1工作到時刻t1+t2的條件可靠度稱為任務可靠度：

(9-78)

如已知壽命概率密度f(t)，則(9-79)

●任務可靠度的觀測值

(9-80)汽車設計②從單件的可靠度研究系統的可靠度

●可靠性設計可以應用于一個零件、一臺機器、一個機組或整個生產系統，以上統稱為“系統”。由幾個部分組成的系統，各部分的可靠度分別為

R1、R2、…、Rn?！翊撓到y——若系統中任一部分的失效會導致系統失效，就稱之為串聯系統。串聯系統的可靠度

Rs＝R1R2…Rn(9-81)●并聯系統——若系統中所有部分都失效，系統才失效，就稱之為并聯系統。并聯系統的可靠度

Rs＝l－(1－R1)(1－R2)…(1－Rn)(9-82)③失效率

定義：產品工作到某一時刻，單位時間內發(fā)生故障的概率。設有N個產品，工作到時刻t的失效數為n(t)，再工作到時刻(t＋Δt)的失效數為n(t＋Δt)，則失效率λ(t)可用下面的公式表示：(9-83)

失效率的單位——用時間表示時，多用%/103小時＝10－5/小時為單位。汽車設計④失效率曲線失效率λ(t)隨時間而變化，是時間的函數。

失效率有三種:遞減失效率；等值失效率；遞增失效率。在實際的產品或系統中,在不進行預防性維修時或對于不可修復的產品，其失效率隨時間的變化如圖所示(浴盆曲線)。I期——失效早期，失效率下降的時期。

II期——偶然失效期。在這期間,

因為故障的發(fā)生是隨機的。

III期——耗損失效期。主要是由于產品的老化、疲勞、磨損和其它形式的耗損造成的，故失效率再度上升。汽車設計

⑤平均壽命是壽命的平均值。對于不可修復的產品，平均壽命用失效前平均時間表示，簡記為MTTF。對于可修復的產品，平均壽命則用平均故障間隔來表示，簡記為MTBF。⑥可靠壽命和中值壽命

●可靠壽命——是給定的可靠度所對應的時間，一般記為t(R)。t(R)＝R-1(R)(9-87)式中，R-1——R的反函數，即由R(t)＝R反求t。●中值壽命——當指定R=0.5，即

R(t)=F(t)=0.5時的壽命稱為中值壽命,記為或t0.5、t(0.5)。圖9-23可靠性壽命與中值壽命

汽車設計9.6汽車結構計算機輔助設計目前，計算機輔助設計在機械、電子、航空航天、土木工程、石油等行業(yè)得到廣泛應用。軟件的類型——主要包括通用前、后處理軟件，通用有限元求解軟件和行業(yè)專用軟件。汽車行業(yè)主要應用軟件——有限元軟件。它所涉及的專業(yè)領域相當廣泛，應用成熟度相對較高。“CAD”的概念——趨向于計算機輔助繪圖ComputerAidedDrawing)。計算機輔助工程——用CAE(ComputerAidedEngineering)來代替計算機輔助設計。汽車設計9.6.1計算機輔助設計●計算機輔助圖形設計的基本功能：定義所設計產品的二維、三維幾何模型?！竦湫偷挠嬎銠C輔助圖形設計系統，分為兩類：一類是二維系統；另一類是三維系統。設計者在二維平面中繪制物體的投影圖來表達自己的設計構想(圖9-24)，在三維空間中構造三維形體來表達設計構想(圖9-25)。圖9-24計算機輔助二維繪圖圖9-25計算機輔助三維繪圖汽車設計●計算機繪圖軟件特點

——提供了豐富的機械結構圖型繪制功能、編輯功能,使繪圖工作變得簡單、方便。廣泛應用于CAD/CAE領域的一些商業(yè)軟件見表9-1。表9-1CAD/CAE領域的一些商業(yè)軟件應用領域軟

件集成系統CAD二維繪圖AutoCAD、CAXA電子圖板、AutoCADExpressToolsPro/EngineerUnigraphicsCATIAI-DEASCAD三維繪圖SolidEdge、SolidWorks、Inventor、MechanicalDesktopCAENASTRAN、ANSYS、PATRAN、ADAMS、HyperWorks汽車設計9.6.2有限元輔助設計方法

1.有限元法與有限元分析有限元法(FiniteElementMethod，簡稱FEM)，也稱有限單元法。發(fā)展：美國——上世紀七十年代，有限元法應用到車輛設計中；

我國——七十年代中期起步，近二十年開始用于汽車行業(yè)。隨著計算機條件的改善和大型商業(yè)軟件的應用，汽車有限元計算技術有了很大進步，促進了汽車設計水平的提高。●有限元法的基本思想是：將求解區(qū)域離散為一組有限個、且按一定方式相互連接在一起的單元的組合體，即，是用一組離散化的單元組集來代替連續(xù)體結構進行分析，將一個表示機構或連續(xù)體的求解域離散為若干個子域（單元），并通過邊界上的結點相互結成為組合體，同時各個單元通過它們的角結點相互聯結。汽車設計1.有限元法與有限元分析有限元分析可分成三個階段：前處理、計算處理和后處理。

前處理——建立有限元模型，完成單元網格劃分；

后處理——采集處理分析結果，使用戶能簡便提取信息，了解計算結果。(1)有限元求解問題的基本步驟第1步：根據實際問題近似確定求解域的物理性質和幾何區(qū)域；第2步：求解域離散化，習慣上稱為有限元網絡劃分。求解域的離散化是有限元法的核心技術之一；第3步：確定狀態(tài)變量及控制方程；第4步：推導有限單元的列式，形成單元矩陣；第5步：將單元總裝形成離散域的總矩陣方程（聯合方程組）；第6步：聯立方程組求解和結果比較評價，并確定是否需要重復計算。汽車設計(2)有限元方法的常用單元類型在底盤車架的單元類型上，常用如下三種單元：薄殼單元、梁單元、實體單元。①殼體單元特性：采用板殼單元進行離散。

適用范圍：車架的縱、橫梁及連接板，動力總成的殼體等?；纠碚摷僭O：薄殼發(fā)生微小變形時，忽略沿殼體厚度方向的變形。殼體變形時中面不但發(fā)生彎曲，而且也將產生面內伸縮變形。主要有三種單元類型：平板型殼單元、曲面型殼單元和退化型殼單元。如圖9-26為平板型矩形殼單元示意圖，該單元每個節(jié)點有6個自由度即x，y，z方向上的位移自由度和繞x，y，z軸旋轉自由度。圖9-26平板型矩形殼單元示意圖汽車設計②梁單元特性梁單元模型——將結構簡化為有一組兩節(jié)點的梁單元組成的框架結構，以梁單元的截面特性來反映實際結構的特性。自由度——每個節(jié)點有六個位移分量，如圖9-27所示，即沿三個單元坐標方向的線位移u、v、w和繞三個軸的轉角θx、θy、θz。應用——早期應用較多，現在用的少了。優(yōu)點——劃分的單元數目和節(jié)點數目少，計算速度快。缺點——梁單元模型難以模擬底盤的許多構件、反映焊接、鉚接等連接形式，和分析各個部件的應力集中問題。圖9-27

梁單元示意圖汽車設計③實體單元特性優(yōu)點——實體單元是一種最能表達實際零件信息的單元。幾乎能反映全部的幾何變化。缺點——對計算機硬件要求較高。種類——很多，一般單元有8個結點，每個結點有6個自由度，即沿x,y,z的平動自由度和轉動自由度。變形優(yōu)勢——該種單元有各向異性或者正交各向異性材料特性。通過節(jié)點M,N,O和P或K,L可以生成四面體單元，同理也可以生成楔形和錐形體。其幾何描述、節(jié)點位置、坐標系等參見圖9-28。圖9-28實體單元幾何示意圖汽車設計(3)有限元網格的劃分

一般遵循一定的原則：(a)

靜力分析時，變形計算劃分網格可以取得較少；應力應變計算取相對較多的網格。(b)

動態(tài)特性分析時，低階模態(tài)計算可以選擇較少的網格；高階模態(tài)計算,應選擇較多的網格。(c)

結構的響應分析中，位移響應可以選擇較少的網格；計算應力響應,網格要相對較多。(d)

需要的高階單元數要遠遠小于低階單元的單元數。

有限元網格生成方法——有拓撲分解法、結點連元法、網格模板法、映射法和幾何分解法等。目前，往往將上述方法混合使用,還可進行局部細化。網格質量——體現網格幾何形狀的合理性，質量太差的網格甚至會中止計算過程。汽車設計2汽車底盤有限元建模方法(1)建立結構的有限元模型主要包括：模型的簡化、幾何模型的建立、建模的單元的選擇、網格劃分等。建模的