基于ADAMS轿车悬架设计与仿真设计

1、. . . . 基于ADAMS的轿车悬架设计与仿真摘 要悬架系统是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称。典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以与减振器等组成，对汽车操纵稳定性与平顺性有重要的影响。本文所研究车型的悬架系统为前麦弗逊悬架后多连杆悬架，该系统是目前国B级车普遍采用的布置形式。这种悬架系统即有着优良的平顺性与操纵性，又较好的控制了成本，具有较强的代表性。ADAMS/CAR模块有悬架系统运动学分析的专门模板，可以方便地建立各种结构形式的悬架，迅速得出悬架的三十多种参数的性能曲线，可方便地对设计参数进行修改和调整以发现其对各种性能参数的影响。首先通过对所选车型的理论分析与计算

2、，确定悬架系统初始设计数据。再借助CATIA建立了悬架总体与各零件的三维模型，并通过GSA模块校核各零件强度与刚度。运用ADAMS/CAR分别建立麦弗逊悬架与多连杆悬架模型，进行悬架的运动学仿真，得出悬架主要运动数据。继而通过对仿真结果的分析，对原有设计进行修改与优化，确定合理了的设计数据。最终通过AutoCAD绘制悬架系统总装工程图与零件工程图，完成悬架设计任务。本文研究了悬架系统的设计与运动学分析，探讨了乘用车悬架机构优化设计问题。运用CAE技术实现了悬架运动学优化与强度校核，实现了悬架的合理设计。关键词：悬架，优化设计，运动学分析，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 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究意义和背景11.2 国外研究现状概述11.3 本课题主要研究容2第 2 章 悬架系统的设计42.1 悬架的设计要求42.2 悬架总体设计42.2.1 悬架频率的选择

11、42.2.2 悬架的工作行程52.2.3 悬架刚度计算52.3 弹性元件的设计62.4 减振器的设计62.4.1 相对阻尼系数选择62.4.2 减振器阻尼系数设计72.4.3 减振器最大卸荷力F0的确定82.4.4 减振器工作缸直径确定82.5 导向机构设计92.6 本章小结10第 3 章 CATIA建模与分析113.1 CAD技术概述与CATIA简介113.2 CATIA建模过程123.2.1 前后弹簧的建模123.2.2 减振器的建模123.2.3 导向机构与转向节建模143.2.4 前后悬架装配153.3 主要零件的CAE校核163.4 本章小结18第 4 章 悬架运动学仿真194.1

12、悬架仿真简介194.1.1 悬架仿真发展与现状194.1.2 悬架的仿真参数介绍204.2 ADAMS/CAR应用介绍214.2.1 ADAMS简介214.2.2 ADAMS/CAR模块特点214.3 前悬架的运动学仿真224.3.1 运动学模型建立224.3.2 仿真计算与结果分析234.3.3 坐标数据优化244.3.4 优化结果分析254.4 后悬架的运动学仿真264.4.1 运动学模型建立264.4.2 仿真计算与结果分析274.4.3 坐标数据优化284.4.4 优化结果分析294.5 本章小结29第 5 章 运用AutoCAD的工程图绘制305.1 AutoCAD简介305.2 建

13、立CAD国标模版305.3 悬架工程图绘制315.3 本章小结33结 论34致 35参考文献3637 / 42第 1 章 绪论1.1 本课题研究意义和背景随着国民经济的发展，人们对汽车的功能提出了越来越多的要求，要求汽车行驶具有良好的平顺性和操纵稳定性1。悬架是现代汽车的重要组成之一，其对汽车的平顺型、操纵稳定性、通用性、舒适性与汽车的寿命等多种使用性都有很大影响，因此设计优良的悬架系统，对提高汽车产品的质量有着极大的作用。汽车的车轮外倾角、主销后倾角、主销倾角、主销偏距、车轮前束角等参数，对汽车平顺性与操纵稳定性有重要的影响。以上参数的选定决定了悬架系统的基本性能，在悬架设计中应当重点考虑。

14、机械系统的计算机仿真技术变得日益重要，这种应用在于仿真软件能够使用计算机代码和方程准确的模拟真实的机械系统，避免了传统的产品开发过程中零部件和样机的反复制造、试验等过程。同时硬件建设成本的降低节省了大量的时间和财力，为产品迅速占领市场赢得了更多的机会2。鉴于仿真软件带来的上述优点，其应用正在变得越来越广泛。在众多的软件中，汽车工业中广泛应用的ADAMS则是非常具有代表性的一个运动学与动力学仿真软件。ADAMS/CAR模块有悬架运动学动力学分析的专门模板，可以方便地建立各种结构形式的悬架，迅速得出悬架的多达三十多种参数的性能曲线。模型全部采用数字化设计，可方便地对设计参数进行修改和调整以发现其对

15、各种性能参数的影响，优化设计目标，最终为企业提供产品开发的解决方案。1.2 国外研究现状概述在研究汽车诸多的行驶性能中，汽车动力学研究的建模、分析与求解始终是一个关键性问题。汽车本身是一个复杂的多体系统，由于它的作情况、使用环境的复杂多变，给汽车动力学研究带来了很大困难。同时由于理论方法和计算手段的限制，该学科曾一度发展较为缓慢3。因此，在许多实际研究中，不得不把模型简化，以便使用古典力学的方法人工求解，从而导致汽车的许多重要的动力学特性无法得到较精确的定量分析。二十世纪八十年代初，不仅有许多通用的软件可以对汽车系统进行分析计算，而且还有各种针对汽车某一类问题的专用多体软件。研究的围从局部结构

16、到整车系统，涉与汽车系统动力学的方方面面。用多体动力学研究汽车动力学的工作虽然起步较晚，但发展还是较快的4。优化设计始于二十世纪五十年代，普与应用于七十年代，是最优化数学与计算机技术相结合的产物。与传统的试算法、表格法、图算法等设计方法相比，优化设计技术可以大大缩短设计周期、提高设计质量，尤其是在传统设计方法无法涉与的汽车复杂多体系统的最优动力学特性设计问题方面5。 采用优化设计技术可以最大限度地考虑从不同角度提出的设计要求，在各种约束条件下，寻找满足预定要求的最优汽车动力学性能。我国从二十世纪七十年代中后期开始了机械优化设计理论、方法和应用的研究，并逐渐地将这些研究成果应用于汽车工程设计之中

17、。优化设计技术在汽车工程领域的应用最初就是从悬架系统的优化设计开始的。因为汽车悬架系统的设计对汽车的行驶平顺性、操纵稳定性以与汽车零部件的使用寿命等都有十分重要的影响，设计中所涉与的因素很多，用传统的经验公式设计出的方案是难以满足多方面的要求的，优化设计技术的出现为这一问题的解决提供了强有力的工具6。 近年来，随着多体动力学软件功能的扩展，在汽车多体复杂系统动力学模型环境下，对汽车各子系统的性能参数进行优化将逐步开始运用，从而可以使模型精度和优化计算结果的精度大大提高，在三维汽车振动等效模型的基础上，应用汽车多体系统动力学模型可将更多的影响因素考虑进来，如在模型中考虑悬架中采用的橡胶衬套，并计

18、入悬架弹簧和减振器与轮胎的非线性特性，然后用非线性整车模型进行优化分析7。此外，汽车的主动和半主动悬架逐渐成为国外悬架技术研究的热点，尤其是在悬架参数的控制方法和控制策略方面，引起了众多学者的关注。但对于控制对象一悬架特性参数的动态变化围研究也是相当重要的，这对开发出高性能的主动或半主动悬架系统起到关键作用。1.3 本课题主要研究容汽车悬架系统在车辆行驶过程在中起着非常的作用，其性能的优劣直接影响车辆的平顺性与操纵稳定性。悬架的几何结构决定着车辆的主销定位角、转向特性等性能。本课题是以基于大众集团PQ46平台的第六代Passat汽车为原型车进行研究分析，对其前后悬架系统进行了重新设计。(1)设

19、计前麦弗逊悬架后多连杆悬架系统的车辆模型，得到悬架设计参数。(2)运用CATIA建立悬架系统三维模型，校核零件刚度。(3)利用ADAMS分别建立前后悬架运动学模型，并进行左右轮平行跳动工况仿真，并根据仿真结果进行悬架优化设计，得到合理的优化结构，提高车辆的行驶性能。(4)分别绘制悬架总装图与重要零件图。在工程图绘制过程中，确定各零件配合、定位和公差，并选择相应的加工工艺，提出了合理的技术要求。第 2 章 悬架系统的设计2.1 悬架的设计要求汽车行驶中路面的不平坦、凸起和凹坑使车身在车轮的垂直作用力下起伏波动，产生振动与冲击；在加减速与转弯和制动时的倾覆力和侧倾力可使车身产生俯仰和侧倾振动。这些

20、振动与冲击会严重影响车辆的平顺性和操纵稳定性等重要性能。悬架作为上述各种力和力矩的传动装置，其传递特性的好坏是影响汽车行驶平顺性和操纵稳定性最重要、最直接的因素8。汽车悬架系统基本上是由弹性元件、减振器和导向机构三大部分组成。这三部分分别起缓冲、减振和导向作用，共同承担传递轮胎与车身之间的各种力和力矩的任务。为此，汽车悬架系统的设计应满足下列要求：(1) 保证汽车有良好的行驶平顺性；(2) 具有合适的衰减振动能力；(3) 保证汽车具有良好的操纵稳定性；(4) 制动或加速时保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适；(5) 有良好的隔声能力；(6) 结构紧凑、占用空间尺寸要小；(7) 可

21、靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。2.2 悬架总体设计悬架设计可以大致分为结构型式与主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉与其他总成的布置，因而一般要与总布置共同协商确定。2.2.1 悬架频率的选择对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数取0.81.2之间，由计算知本设计近似取=1。前后偏频n1，n2表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好一般对于钢制弹簧的轿车，n1约为11.3Hz，n2约为1.171.5Hz，非常接近人体步行时的自然频率。本设计中前偏频选择1.0Hz，

22、后偏频选择1.1Hz。2.2.2 悬架的工作行程悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成，对于一般轿车而言，悬架总工作行程应当不小于160mm。悬架静挠度fc指汽车在满载静止时悬架上的载荷FW与此时悬架刚度才c之比。悬架静挠度计算公式为： (2-1)式中 n悬架的相应偏频(Hz)。则由公式计算知：前悬架静挠度为250mm，后悬架静挠度为270mm。悬架的动挠度fd是指从满载经平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。对乘用车，fd取7090mm，本设计取fd为80mm。前后悬架fd+fc分别为330mm和287mm，前后悬架皆大约160mm,故前后悬架挠度都设计符合

23、要求。2.2.3 悬架刚度计算已知整车装备质量：m=1565kg，满载质量为1780kg，取簧上质量为1780kg，取簧下质量为80kg，刚度计算公式为： (2-2)式中 cs汽车前悬架刚度(N/mm)；ms前悬架簧上质量(kg)；n前悬架偏频(Hz)。由计算知：前悬架刚度为： 17747.3N/m；后悬架刚度为： 20997N/m。2.3 弹性元件的设计弹性元件一般由钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、气体弹簧和橡胶弹簧这些部件中的一部分或者几部分组成。由于汽车不可能行驶在绝对平坦的路面上，路面作用于车轮上的垂直反力，往往是冲击性的。这种冲击力传到车身和车架时，将可能引起汽车零部件的疲劳和损伤。为

24、了缓和这种冲击力，在汽车行驶系中，除了采用弹性的充气轮胎以外，还在悬架中装有弹性元件，使车身(或者车架)和车轮(或者车桥)之间作为弹性联系9。查表选择弹簧材料为60Si2MnA，弹簧钢丝直径的计算公式为：(2-3)式中 i弹簧有效工作圈数，此处取8；G弹簧材料的剪切弹性摸量，取8.3× 104MPa；Dm弹簧中径，取110mm；Ci汽车前悬架刚度(N/mm)。由计算知，前悬架弹簧直径为12mm；后悬架弹簧直径为14mm。2.4 减振器的设计汽车悬架系统中，一般都采用液力减振器。汽车受到不平路面冲击后，将产生振动，这种持续的振动容易使乘员感到不舒适和疲劳，因此悬架中安装有减振器，使振动

25、迅速衰减，以改善汽车的行驶平顺性。本设计中选择双筒式液力减振器。2.4.1相对阻尼系数选择相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Y取得小些，伸行程时的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持Y=(0.250.50)S的关系。设计时，先选取Y与S的平均值。相对无摩擦的弹性元件悬架，取0.250.35之间；对有摩擦的弹性元件悬架，值取的小些。为避免悬架碰撞车驾，取Y=0.5S。本设计伸相对阻尼系数选择0.4，压缩相对阻尼

26、系数选择0.2，平均阻尼系数选择0.3。2.4.2减振器阻尼系数设计减振器的阻尼系数计算公式为： (2-4)悬架系统固有频率为： (2-5)实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。本设计前悬架为麦弗逊悬架，其阻尼系数为： (2-6)式中 相对阻尼系数；ms前悬架簧上质量(kg)；a悬架安装角度；汽车前悬架固有频率(Hz)。后悬架为多连杆悬架，其阻尼系数为： (2-7)式中 相对阻尼系数；ms后悬架簧上质量(kg)；汽车后悬架固有频率(Hz)；a后悬架下横臂长度(mm)；b后悬架上横臂长度(mm)。由计算知，前悬架减振器阻尼系数为1773.4N.s/m；后悬架减振器阻尼系数为1182

27、.4N.s/m。2.4.3减振器最大卸荷力F0的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度vx。卸荷速度的计算公式为： (2-8)式中 A车身振幅，取±40mm；汽车后悬架固有频率(Hz)；a后悬架下横臂长度(mm)；b后悬架上横臂长度(mm)。代入数据计算得卸荷速度为：vx=0.04×6.9×0.8×cos10°=0.25m/s，符合vx在0.150.30之间围要求。根据伸行程最大卸荷力公式：F0 = vx (2-9)可以计算最大卸荷力。该式中，c是冲击载荷系数，取c=1.5。

28、代入数据可得最大卸荷力 F0 为295.6N。2.4.4减振器工作缸直径确定减振器工作缸直径计算公式为： (2-10)式中 p工作缸最大压力，取3 MPa；连杆直径与工作缸直径比值，取0.4；F0伸行程最大卸荷力(N)；代入计算得工作缸直径D为：19.9mm。减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm 等几种。选择工作缸直径D=45mm 的减振器，活塞行程S=100mm， Lmin=L+S=240+100=340mm（压缩到底的长度），Lmax=L+S=340+240 =580mm（拉足的长度），防尘罩直径Dc= 56mm，壁厚取2mm。2.5 导向机

29、构设计独立悬架导向机构的要求有：车轮跳动时，轮距变化不超过±4mm以防止轮胎早期磨损。车轮跳动时，前轮定位角变化特性合理。转弯时，车身在 0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于34°，并保证车轮与车身倾斜同向，以增加不足转向效应10。制动与加速时，车身应有“抗点头”与“抗后坐”效应。应具有足够的强度，以可靠地承受与传递除垂直力以外的力和力矩。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以与汽车前后侧倾中心与纵倾中心的位置。利用经验数据软件，根据车辆总体参数、悬架布置形式与弹簧刚度，对导向机构初始值进行初选。前悬架初选值计算如图2-1，后悬架初选值计算的如图2

30、-2。图2-1 麦弗逊悬架分析图2-2 后悬架分析2.6 本章小结本章讲述了汽车悬架系统设计的各项基本要求，并以PQ46平台为原型对悬架系统各机构进行了设计。汽车悬架系统的设计主要包括弹性元件、减振器、导向机构的设计，导向机构的设计决定着系统的运动学性能，减振器与弹性元件决定着悬架的振动特性。悬架元件基本参数对汽车平顺性与操纵稳定性有重要的影响，是悬架性能优劣的决定因素。第 3 章 CATIA建模与分析3.1 CAD技术概述与CATIA简介汽车行业是CAD技术最先应用的领域之一，到现在，CAD技术几乎被所有汽车公司所采用，可以说CAD技术的应用水平，已经成为评价一个国家汽车工业水平的重要指标。

31、CAD技术在企业中的成功应用，不仅带来了企业技术上的创新，同时带动了企业经营管理模式的变革。因此，它对我国传统产业的改造、新技术的兴起，以与汽车工业提高国际竞争力等方面，起到了巨大的推动作用11。CATIA是法国达索公司的产品开发旗舰解决方案。CATIA将机械设计，工程分析与仿真，数控加工，网络应用解决方案有机的结合在一起，为用户提供严密的无纸工作环境。特别是CATIA中的针对汽车、摩托车业的专用模块，使CATIA拥有了最宽广的专业覆盖面，从而帮助客户达到缩短设计生产周期、提高产品质量与降低费用的目的。CATIA的混合建模功能涉与到草图设计模块、基础零件模块、创成曲面模块与钣金设计模块。可以实

32、现工程图绘制、三维模型建立与曲面修复等功能。CATIA/GSA创成式应力分析模块在产品开发过程中为工程师提供了一个应力分析工具，为铸件、锻件或厚壁零件设计的提供指导。CATIA有限元模型生成器产品作为一个完整的工具，可为诸如机械和热力学这样的许多方面的分析准备几何模型12。该产品同时具有强大的网格划分功能，配以自动化的特征，便可生成有限元模型。本设计中运用CATIA混合建模功能对前后悬架系统建立三维模型，之后借助CATIA/GSA模块的创成式零件应力分析功能，对主要受力元件进行刚度与强度校核。3.2CATIA建模过程3.2.1 前后弹簧的建模在混合建模功能中利用扫略操作来创建弹簧，首先建立前悬

33、架弹簧。进入曲面设计模块，绘制螺旋线作为扫描轨迹线。螺旋线螺距为25mm, 弹簧中经为96.0mm, 弹簧螺旋角为7°，弹簧自由高度近似取174mm。然后建立扫略轮廓，在螺旋线的起点先建立一个平面，以此平面为支撑绘制弹簧的截面圆，弹簧钢丝直径为12mm。选择工具栏“扫掠成形实体”，“扫掠成形定义”对话框中设定扫掠成形实体参数，在“轮廓”文本框中选择圆形草图。在Profile control(轮廓控制)下拉列表框中选择Keep angle选项。建立如图3-1的弹簧。建立后悬架弹簧的步骤同上，螺旋线螺距为28mm, 弹簧中经为104mm, 弹簧螺旋角为7°，弹簧自由高度近似取1

34、53mm。然后建立扫略轮廓，在螺旋线的起点先建立一个平面，在这个平面再绘制弹簧的截面，弹簧钢丝直径为14mm。建立如图3-2弹簧。图3-1 前悬架弹簧 图3-2 后悬架弹簧 转切除弹簧端部，选中模型树中的zx参考平面，即进入草图绘制模式。在弹簧的两端绘制出一个矩形，标注矩形的一边到弹簧端部的距离。使用拉伸切除功能，剪切弹簧两端，完成弹簧建模。3.2.2 减振器的建模减振器组件包括：活塞杆、工作缸筒、活塞、伸阀、储油缸筒、压缩阀、.补偿阀、流通阀、导向座、.防尘罩、油封，减振器外筒上焊接安装支座。本文设计的连接结构是一种上部为螺纹连接，下部为吊环连接形式的减振器，上部以上螺纹与穿在螺纹上的橡胶衬

35、套、垫圈和车身连接，下部以吊环与吊环的附件和横臂连接。活塞杆与活塞采用基础零件建模模块设计，应用拉伸操作，选用钢材料。工作缸筒与安装支座采用“Sheet metal Design”钣金模块设计，并预先标注安装定位销位置。油封与密封结构件选择的材料是丁腈橡胶，连接型式是粘接结构。粘接结构是橡胶部分和金属骨架分别加工制造，再用胶粘接在一起成为外露骨架型。零件建模完成后，在ASS模块中对各零件进行组装。相合类型约束用于对齐几何元素，根据所选择的几何元素，可以获得同心、同轴或共面约束。以减振器中轴线为径向基准，对组建使用对中定义确定定位位置，以活塞上表面为轴向基准，使用面间距离确定位位置。组装后，前悬

36、架减振器如图3-3，后悬架减振器如图3-4。图3-3前悬架减振器图 3-4 后悬架减振器图3.2.3 导向机构与转向节建模建立导向机构时，采用基础零件建模模块设计。以拉伸与剪切建立铰接点，延连杆轴线设立平面。以平面为基础，绘制轮过界面线，应用轮廓扫略生成模型。建立前悬架转向节如图3-5，前悬架下横臂如图3-6，后悬架连杆如图3-7，后悬架上横臂如图3-8。图3-5前悬架转向节 图3-6前悬架下横臂图3-7后悬架连杆 图3-8后悬架上横臂3.2.4 前后悬架装配首先在装配中引入转向节，以转向节为装配基准，并将转向节锚定，之后通过转向节铰接处定位面定位各横臂与连杆。并以悬架为父级装配模块引入减振器

37、子装配，实现父级装配的柔性修改。各零部件位置选定后，在元件之间设置约束关系并使用Compass罗盘移动已加上了约束的元件，检查元件是否会根据加上的约束作出预计的反应。前悬架装配完毕如图3-9，后悬架装配完毕如图3-10。图3-9前悬架系统 图3-10后悬架系统以整车布置尺寸装配前后悬架如图3-11：图3-11整车悬架系统3.3 主要零件的CAE校核导向机构在悬架中负责车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠的传递，路面对车轮的垂直载荷依次通过转向节、下球头销、下横臂和减振机构传递到车身和车架上。而纵向力、侧向力与力矩均由转向节、连杆与横臂承受和传递，这三种组件受力最为复杂12。因此本设计主要对以上

38、三种组件进行刚度与强度校核。CATIA有限元分析模块可以进行的分析有Static case静态分析， Frequency case模态分析，Buckling Case挠度分析，Combined case组合分析等。本文分析结果以应力应变云图输出，刚度与强度校核功能，对悬架结构进行有限元分析。首先对所分析零件限定约束，在预设受力点分别设定X、Y、Z方向的受力。选择默认网格划分，设定材料为铝，抗拉强度195MPa、伸长率1.5%、硬度65HB。计算结果将由应力云与应变云得出，文件将由External Storage对话框选顶保存目录。当添加力安全系数选择3时，铝件有限元分析如图3-113-14：

39、图3-11连杆强度校核 图3-12连杆刚度校核图3-13横臂强度校核图 3-14横臂刚度校核图由分析结果知，各部件最大应力为：后悬架前拉杆126MPa, 后悬架后拉杆75MPa,后悬架横臂56.2MPa，全部小于材料的许用应力195MPa，各零件强度符合设计要求。各部件最大位移为：后悬架前拉杆0.79mm, 后悬架后拉杆1.30mm,后悬架上横臂0.94mm，且各零件变形均在合理围,强度符合设计要求。45钢抗拉强度为600MPa,屈服强度为355MPa,伸长率为16%，断面收缩率为40%，冲击功为39J。对于选用45号钢为材料的部件，有限元分析结果如图3-15与图3-16。图3-15转向节强度

40、校核 图3-16转向节刚度校核由分析结果知，各部件最大应力为：前悬架转向节297MPa，后悬架转向节143MPa。全部小于600MPa，各零件强度符合要求。各部件最大位移为：前悬架转向节2.16mm，后悬架转向节1.14mm,各零件变形均在合理围。3.4 本章小结本章概述了CAD技术的发展概况，并简要介绍了CATIA这一汽车设计过程中常用的软件。本章主要介绍了论文在设计过程中所建立的CATIA模型的各项细节，并分节介绍了悬架系统各个部分的建模过程。并应用GSA模块对各主要零件进行了CAE分析，校核了零件的强度与刚度。CATIA软件的应用，在简化设计过程的同时，保障了零件设计质量。第 4 章 悬

41、架运动学仿真4.1 悬架仿真简介4.1.1 悬架仿真发展与现状在整车运动过程中，当路面存在一定的不平度时，轮胎和车身之间的相对位置将发生变化，这也将造成车轮定位参数发生相应的变动。如果车轮定位参数的变动过大的话，将会加剧轮胎和转向机件的磨损并降低整车操纵稳定性和其他相关性能，所以原则上，车轮定位参数的变化量不能太大。悬架的运动学与动力学分析是汽车布置设计、运动校核的重要容之一，也是研究汽车平顺性、操纵稳定性等汽车性能的主要方法。悬架分析的类型有：车轮跳动分析；侧倾与垂直力分析；转向分析；静载荷分析；外部文件分析。车轮跳动分析可以让我们发现悬架垂直跳动时悬架特性如何改变。总共可以执行以下三种车轮

42、垂直跳动分析：左右车轮平行垂直跳动分析；左右车轮反向垂直跳动分析；单边车轮垂直跳动分析与左右车轮反向垂直跳动分析相比，侧倾与垂直力分析允许车轮的垂直位置自调整，只要能确保各个车轮的垂直载荷的总和保持恒定13。传统设计一般采用经验设计、数学推导法以与几何作图等方法，虽然可以满足设计要求，但精度和效率不高。传统的方法已经很难满足日益加速的设计需求，为缩短开发周期、降低开发成本，有必要采用新的设计方法。多体系统动力学是在经典力学基础上发展起来的，与车辆设计、航天器控制、机器人学、机械动力学等领域密切相关且起重要作用的新的力学分支。随着近几十年来对机械系统的高性能、高精度的设计要求不断的提升，加之高速

43、度、高性能计算机的发展和计算方法的成熟，多体系统动力学已由早期的多刚体系统动力学发展成为多柔体系统动力学。近年来计算机技术、 随机振动理论、 试验方法以与系统动力学研究的发展，使得汽车平顺性的仿真分析更为全面、更接近实际使用情况。数字化虚拟样机技术是缩短车辆研发周期、降低开发成本、提高产品设计和制造质量的重要途径，是汽车企业的一项关键核心技术。随着虚拟产品开发、虚拟设计技术的逐渐成熟,计算机仿真技术得到大量应用，从子系统设计到整车系统的匹配都采用数字化虚拟样机技术。随着多体动力学软件功能的扩展，在汽车多体复杂动力学模型环境下，对汽车各个子系统的性能参数进行优化将逐渐开始使用，从而使模型精度和优

44、化计算结果的精度大大提高14。这种应用在于仿真软件能够使用计算机代码和方程准确的模拟真实的机械系统，避免了传统的产品开发过程中零部件和样机的反复制造、试验等过程，同时硬件建设成本的降低节省了大量的时间和财力，为产品迅速占领市场赢得了更多的机会。4.1.2悬架的仿真参数介绍为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向的轻便性和减小轮胎与机件间的磨损，转向轮、转向节和车轴三者之间与车架必须保持一定的相对位置，这种具有一定相对位置的安装称为车轮定位。本设计主要涉与车轮外倾角、主销后倾角、主销倾角、主销偏距、车轮前束角。车轮外倾角(Camber Angle)，是指车轮旋转平面与纵向垂直平面之间的夹角。外倾角不宜

45、过大，否则会使轮胎产生偏磨损。主销倾角(Kingpin Inclination Angle)，是指主销轴线和地面垂直线在横向平面的夹角。主销倾角越大，则汽车前部抬起就越高，前轮的自动回正作用就越明显，但转向时转动转向盘比较费力，转向轮的轮胎磨损增加。主销后倾角(Caster Angle)，是指主销轴线和地面垂直线在纵向平面的夹角。主销后倾角为正值时有抑制制动时的点头作用，但太大时会使车轮支撑处反力矩过大，易造成车轮摆振或转向盘上力的变化。主销偏距(Scrub Radius)，是指主销与地面的交点到轮胎接地中心的距离。地面对转向的阻力力矩，与主销偏距的大小成正比，主销偏距越小，转向阻力矩也越小。

46、所以，一般希望主销偏距小一些，以减小转向操纵力以与地面对转向系统的冲击。车轮前束角(Toe Angle)，是指汽车两个前轮安装后，在通过车轮轴线而与地面平行的平面，两车轮前端略向收缩，这种现象称为车轮前束。车辆行驶时，前束的变化过大，将会影响车辆的直线行驶稳定性，同时增大轮胎与地面间的滚动阻力，加剧轮胎的磨损，所以前束角的设计原则是在车轮跳动时，变化量越小越好。4.2 ADAMS/CAR应用介绍4.2.1 ADAMS简介ADAMS软件是Mechanical Dynamics Inc公司开发的虚拟样机分析软件，目前已经被全世界各行各业的数百家主要制造商采用。ADAMS一方面是虚拟样机分析的应用软

47、件，用户可以运用该软件非常方便地对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析。另一方面，又是虚拟样机分析开发工具，其开放性的程序结构和多种接口，可以成为特殊行业用户进行特殊类型虚拟样机分析的二次开发工具平台15。ADAMS软件由基本模块、扩展模块、接口模块、专业领域模块与工具箱5类模块组成。用户不仅可以采用通用模块对一般的机械系统进行仿真，而且可以采用专用模块针对特定工业应用领域的问题进行快速有效的建模与仿真分析。ADAMS软件可以方便地建立参数化实体模型，并应用了多体系统动力学原理进行仿真计算。只要用户输入具体多体系统的模型参数，ADAMS软件就可以根据多体系统动力学原理自动建立动力学方程，

48、并用数值分析的方法求解这个动力学方程。4.2.2 ADAMS/CAR模块特点CAR模块是ADAMS软件包中的一个专业化模块，主要用于对轿车(包括整车与各个总成)的动态仿真与分析。对于悬架系统来说，ADAMS/CAR在仿真结束后，可自动计算出38种悬架特性，根据这些常规的悬架特性，用户又可定义出更多的悬架特性，产品设计人员完全可以通过这些特性曲线来对悬架进行综合性能的评价和分析。应用ADAMS/CAR对悬架系统进行建模原理相对比较简单，模型原理与实际的系统相一致。考虑到汽车基本上为一纵向对称系统，软件模块已预先对建模过程进行了处理，产品设计人员只需建立左边或右边的1/2悬架模型，另一半将会根据对

49、称性自动生成，当然设计人员也可建立非对称的分析模型。在建立分析总成的模型过程中，ADAMS/CAR的建模顺序是自下而上的，所有的分析模型都是建立在子总成基础之上，而子总成又是建立在模版的基础上，模版是整个模型中最基本的模块。然而模版又是整个建模过程中最重要的部分，分析总成的绝大部分建模工作都是在模版阶段完成的。4.3 前悬架的运动学仿真4.3.1 运动学模型建立尺寸参数是指悬架系统的空间几何定位参数,即悬架系统各定位点的三维坐标，ADAMS/CAR中悬架的几何特性主要由设定硬点的坐标决定。悬架运动定位参数采用ISO坐标制,以地面为X Y平面,汽车中心对称面为XZ平面,通过前轮轮心连线, 垂直另

50、外两平面的面为Y Z平面,取竖直向上为 Z轴正向, 车身右侧为Y轴正向,以车前进方向的反方向为X轴正向。本设计前悬架系统中各关键点的坐标由设计图纸查得，单位为公制长度单位，硬点尺寸参数空间参数如表4-1。表4-1前悬架参数悬架硬点X方向坐标Y方向坐标Z方向坐标下控制臂前点-68.0-241.0215.0下控制臂外点0.0-597.5198.2下控制臂后点133.0-255.0212.0弹簧下支座8.0-576.0401.0减振器安装座8.0-580.0340.0副车架前点-400.0-550.0250.0副车架后点400.0-450.0225.0横向稳定杆点224.0-400.0252.0横向

51、稳定杆外点180.0-597.3250.0减振器上安装座26.0-528.0693.0车轮中心0.0-776.0275.0建立麦弗逊悬架过程中，对模型做如下假设：除了弹簧外，前悬架中其它零部件都认为是刚体，忽略各运动副的摩擦力，轮胎简化为刚性体。转向拉杆与车架之间的连接简化为球副，下横臂与车架之间的均连接采用旋转副，车轮、转向节与拉臂之间的连接均采用固定副，其它地方连接均采用球绞副，生成模型如图4-1。图4-1前悬架建模4.3.2 仿真计算与结果分析建成悬架模型后，将悬架模型与测试平台装配。然后对悬架模型进行上下跳动量为-5050mm的左右轮平行跳动工况仿真，仿真步长为50步。仿真结束后，然后

52、进入ADAMS/Postprocessor模块，选择车轮跳动量为横坐标，单位为毫米。分别输出车轮外倾角、主销后倾角、主销倾角、主销偏距、车轮前束角的数据曲线，如图4-2。根据曲线分析各数值的极值与变化值。由分析结果知，数据中车轮外倾角变化值大于5°与主销倾角大于10°。主销倾角可以使汽车转向回正、转向操作轻便，在车轮跳动时，主销倾角变化较大，将会使转向沉重，加速轮胎磨损。车轮外倾角变化造成车轮出现过大的不足转向或过度转向趋势。主销后倾角、主销偏距、车轮前束角值虽然也随车轮上跳而增大，但是变化围小，对操纵稳定性不会产生太大的影响。而且变化趋势比较均匀，轮胎的磨损较为均匀，符合

53、设计要求。因此在保证销后倾角、主销偏距、车轮前束角值符合要求的前提下，主要针对车轮外倾角与主销倾角进行优化。图4-2前悬架仿真结果4.3.3 坐标数据优化为解决以上问题，本论文是通过对悬架的部分硬点坐标进行改变来达到优化定位参数的目的。通过多次调整尺寸参数，得到优化坐标如下表4-2。表4-2优化后坐标悬架硬点X方向坐标Y方向坐标Z方向坐标下控制臂前点-68.0-263.0311.0下控制臂外点0.0-597.5198.2下控制臂后点133.0-255.0305.0弹簧下支座8.0-576.0401.0减振器安装座8.0-580.0340.0副车架前点-400.0-550.0250.0副车架后点

54、400.0-450.0225.0横向稳定杆点200.0-400.0300.0横向稳定杆外点180.0-597.3250.0减振器上安装座26.0-528.0693.0车轮中心0.0-776.0275.0对优化后模型进行相应参数仿真，并在ADAMS/Postprocessor模块中绘制分析曲线。4.3.4 优化结果分析对优化后仿真结果进行分析，并于初始数据仿真结果进行对比，车轮外倾角对比结果如图4-3，主销倾角对比结果如图4-4。图4-3车轮外倾角对比图4-4主销倾角对比图中虚线为原数据，实线为优化后数据。由分析结果知，车轮外倾角变化值降低为2.3°，主销倾角的变化值降为1.9

55、6;，最大值为9.1°，各数值在优化后明显减小，并达到设计要求。由此得出本次优化数据可用。4.4 后悬架的运动学仿真4.4.1 运动学模型建立由于PQ46平台车型的后多连杆悬架由双横臂悬架演变而来，所以在不影响分析结果的前提下，本设计仿真过程中将后悬架简化为双横臂悬架。本文后悬架运动参数采用ISO坐标制，选择两车轮接地中心连线的中点为坐标原点，x 轴指向汽车前进方向的左侧，y轴与重力方向相反，z轴指向汽车的前进方向。根据所确定的后悬架参数硬点尺寸参数，系统空间参数如表4-3。表4-3后悬架参数悬架硬点X方向坐标Y方向坐标Z方向坐标下控制臂前点-200.0-400.0200.0下控制臂外点