车辆优化设计理论与实践课件：优化设计在汽车上的应用实例 -

车辆优化设计理论与实践优化设计在汽车上的应用实例6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.2汽车发动机与传动系统参数的优化匹配6.3变速器传动齿轮的优化设计6.4汽车离合器膜片弹簧的优化设计6.5自卸汽车举什机构的优化设计6.6动力总成悬置系统的优化设计6.7汽车万向传动装置的多目标优化设计6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.1.理想特性汽车转向梯形机构的主要功能是使得汽车转向时内、外转向轮的转角保持一定的关系。若忽略车轮侧偏角的影响，则在转向过程中为了使所有车轮都处于纯滚动而无滑动状态，理想的内、外转向轮转角关系应为：6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.2.实际特性图给出了转向梯形的坐标系及其几何关系。6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.2.实际特性6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.2.实际特性6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.3优化数学模型汽车转向梯形机构优化设计，目的在于合理选择参数，使由转向梯形机构给出的实际转角尽量接近理论转角。根据方差理论，希望两函数的均方根值误差最小，则取目标函数为：式中——权因子

6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.3优化数学模型希望在最常用的中间位置附近的小转角范围内偏差尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损，而在不常用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求，因此权因子取：6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.3优化数学模型为了保证转向梯形正常工作，梯形臂和横拉杆的夹角，在极限转向时应不超过规定的角度，即应满足性能约束条件：即6.1汽车转向梯形机构的优化设计6.1.3优化数学模型设计变量及过小，会使横拉杆上的轴向力过大；太大又会使布置困难，因而各设计变量的取值范围构成的约束条件为：综上所述可知，转向梯形机构的优化设计是一个三维的单目标函数非线性最优化问题，可用复合形法或惩罚函数法求解。

6.2汽车发动机与传动系参数的优化匹配对于汽车的动力性和燃料经济性，通常是在进行实车试验之后，才给予最后评价。这样不但费时、成本高，而且产品设计盲目性大。如果根据优化设计思想，运用计算机模拟技术，对传动系主要参数进行优化设计，则在产品设计阶段就能够相当精确地掌握新车型的性能。影响汽车动力性和燃料经济性的因素很多，此处讨论的是在发动机已选定的条件下，如何选择传动系的速比，以达到在保证汽车必要的动力性的前提下，具有最佳的燃料经济性。6.2汽车发动机与传动系参数的优化匹配6.2.1汽车动力性和燃料经济性模拟计算通常用起步换挡加速时间作为汽车动力性的评价指标，同时校核最高车速和最大爬坡度；而燃料经济性则用多工况百公里油耗来评价。（1）0-65起步换挡的加速时间6.2汽车发动机与传动系参数的优化匹配6.2.1汽车动力性和燃料经济性模拟计算（2）最高车速汽车最高车速系指用直接档（或超速档）在水平路面直线行驶时的最高车速，且满足关系式。6.2汽车发动机与传动系参数的优化匹配6.2.1汽车动力性和燃料经济性模拟计算（3）百公里油耗百公里油耗按“六工况”试验规范模拟计算求得，6.2汽车发动机与传动系参数的优化匹配6.2.1汽车动力性和燃料经济性模拟计算“六工况”试验规范包括扥估算、加速和减速三个过程。1）等速过程2）加速过程3）减速过程4）百公里油耗6.2汽车发动机与传动系参数的优化匹配6.2.2.优化设计数学模型取主减速比和变速器各档速比（对四档变速器）为设计变量，即合理选择传动系参数，使之在保证汽车必要的动力性的前提下，具有最佳的燃料经济性，为此取下述综合评价指标为目标函数6.2.2.优化设计数学模型约束条件包括：（1）最高车速的校核式中—直接档最大功率时的车速6.2.2.优化设计数学模型约束条件包括：（2）最大爬坡度要求式中6.2.2.优化设计数学模型约束条件包括：（3）设计变量取值范围要求6.2.2.优化设计数学模型约束条件包括：各档传动比的修正：为提高较高档位下发动机的平均功率，改善汽车的动力性，随着档位的提高，相邻两档的传动比间隔略有减少。因此有6.3变速器传动齿轮的优化设计齿轮传动在工业中应用极为广泛。近年来，齿轮传动的优化设计研究已有很大的发展。在改进齿轮工作性能方面有：按齿面接触强度的齿廓最佳形状的设计；齿轮副中形成最佳油膜条件下渐开线齿轮几何参数的优化设计；齿轮传动装置传动参数的优化设计；在满足强度要求下单位功率重量或体积最小的变速器优化设计等。在提高齿轮传动动态性能方面有：动载荷和噪声最小化的研究；惯性质量的最优分配及弹性参数的最优选择等。6.3变速器传动齿轮的优化设计6.3.1直齿圆柱齿轮传动装置质量指标的优化设计6.3变速器传动齿轮的优化设计6.3.1直齿圆柱齿轮传动装置质量指标的优化设计取设计变量为

由于齿轮和轴的尺寸是决定减速器总成大小和重量的原始依据，因此可按它们的体积之和为最小来建立目标函数。齿轮和轴的体积可近似表示为：

6.3变速器传动齿轮的优化设计式中约束条件可根据下列条件给出。1）应大于不生产根切的最小齿数，即6.3变速器传动齿轮的优化设计约束条件可根据下列条件给出。2）相对齿宽条件若给定为，则有3）总尺寸条件若给定为，则有6.3变速器传动齿轮的优化设计4）齿轮模数应大于零，即5）齿轮轴的最小尺寸若分别规定为和，则有6.3变速器传动齿轮的优化设计6）轮齿的弯曲应力及接触应力不大于其许用值，即7）齿轮轴的最大挠度应不大于其许用值，即6.3变速器传动齿轮的优化设计8）齿轮轴的计算应力不大于其许用值综上所述，这是一个具有7个设计变量和多个不等式约束条件的非线性优化问题，可用内点惩罚函数法求解。上述方法同样适用于以最小体积或重量为目标函数的多级圆柱齿轮减速器的优化设计，并可作为圆锥齿轮和蜗杆传动优化设计的参考。6.3变速器传动齿轮的优化设计6.3.2圆柱齿轮传动装置齿轮啮合参数的优化设计已知箱体、轴、和轴承结构的尺寸，现要求通过优选齿轮的啮合参数，达到提高其承载能力或在已有的工作条件下延长其使用寿命的目的。首先必须找出哪些啮合参数与承载能力有关，并导出其数学关系式。6.3变速器传动齿轮的优化设计对于二级圆柱齿轮传动装置而言，影响承载能力系数的独立变量仅有传动比、螺旋角和第一、二级传动的中心距变动系数、。因此设计变量为为提高齿轮的接触强度，应尽量增大承载能力系数，也就是使其倒数最小。对第一级和第二级齿轮传动来说，应分别使其最小6.3变速器传动齿轮的优化设计另外，为了使两级齿轮趋于等强度，中间轴上两个齿轮允许传递的力矩差的相对值应趋于最小，即下式最小式中6.3变速器传动齿轮的优化设计由上可知，这是一个多目标优化设计问题。可采用统一目标法将它们组合成一个总的“统一目标函数”

式中─权因子，由各项设计指标的重要程度以及它们的量纲和量级的不同而定。6.3变速器传动齿轮的优化设计约束条件可根据下列条件给出。1）应保证齿轮的轴向重叠系数若取齿宽，法向模数，不超过，则有6.3变速器传动齿轮的优化设计为使第一、二级传动均有良好的润滑条件，应使限制第二级大齿轮的直径，以免超出箱体规定尺寸，则有6.3变速器传动齿轮的优化设计为使啮合角不致过大，避免出现较大的径向力，对中心距变动系数给出如下限制：可见，这是一个4维8个不等式约束的非线性优化问题，可用随机方向搜索法求解。6.4离合器膜片弹簧的优化设计膜片弹簧因其结构相对紧凑和优良的非线性特性在汽车离合器中得到广泛地应用。在汽车膜片弹簧离合器中，膜片弹簧起着压紧弹簧和分离杠杆的作用，其特性决定离合器的主要工作性能。在离合器开发中，膜片弹簧的设计显得尤为重要。6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型1.设计变量选取以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力的大端变形为最优化设计的变量，即

6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型2.目标函数膜片弹簧优化设计的目标函数可以有以下几种选择：弹簧工作时的最大应力为最小；在从动盘摩擦片磨损前、后，压紧力之差的绝对值最小；在分离行程中，驾驶员作用的分离操纵力平均值为最小；在摩擦片磨损的极限范围内，弹簧压紧力变化绝对值的平均值为最小等。

6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型（1）弹簧工作时的最大应力为最小蝶簧部分内上缘点的切向压应力最大，该点的最大应力：

目标函数表示为：6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型（2）摩擦片磨损前、后，压紧力之差的绝对值最小为了保证离合器可靠地传递扭矩，要求在摩擦片磨损过程中弹簧的压紧力不降低，并且变化尽可能小。工作点点压紧力：工作点点压紧力：目标函数表示为：6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型（3）在分离行程中，驾驶员作用的分离操纵力平均值为最小操纵省力以减轻驾驶员的劳动强度，是设计离合器所追求的一个重要性指标。膜片弹簧压紧力与分离轴承作用力有如下关系：

6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型（3）在分离行程中，驾驶员作用的分离操纵力平均值为最小目标函数为：其他还有的目标有：（4）在摩擦片磨损的极限范围内，弹簧压紧力变化绝对值的平均值为最小

(5)保证膜片弹簧工作特性变化接近理想特性

(6)保证膜片弹簧特性中间区域的平缓程度6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型3.约束条件

(1)为使离合器可靠地传递扭矩，膜片弹簧的工作压力应与新工作时所要求的压紧力相等，即：

(2)为了保证工作点A，B，C有较合适的位置，应正确选择相对于的位置，一般，即：6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型3.约束条件

(3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍然能够可靠地传递扭矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于新摩擦片时的压紧力：

(4)为了满足离合器使用性能要求，弹簧的与初始底锥角应在一定的范围内：6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型3.约束条件(5)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合下述范围：(6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，锥式膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间的范围，为了避免加载点正好作用在摩擦片的外边上，适当缩减其最大尺寸，即推式：拉式：6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型3.约束条件(7)根据弹簧结构的布置要求，之差应在一定的范围内：6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型3.约束条件(7)根据弹簧结构的布置要求，之差应在一定的范围内：6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型3.约束条件(8)膜片弹簧的分离指能够起到分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定的范围内选择，即推式：

拉式：

(9)膜片弹簧各个工作位置点的最大压应力不应该超过其许用值，即：

6.4.1膜片弹簧优化设计的数学模型(10)为了减轻驾驶员踩踏板时的劳动强度，要求在分离过程中最终分离力不要大于工作点点时的压紧力，即6.4.2算例分析以某车型离合器各尺寸参数作为参考，分析了优化前、后膜片弹簧的性能。如表6-1所示，方案1为原设计方案，采用与经验配合的试凑法而得，其中摩擦片外径为228mm，内径为150mm；方案2～方案7为优化结果。

表6-1几种方案膜片弹簧尺寸参数对比mm方案14.302.60105.0083.50101.0082.6024.852.43120.0089.38113.0295.0134.352.5498.2072.8796.2073.8744.672.33116.7191.78113.0797.4254.422.62116.0092.88114.0093.8764.602.79116.0086.96114.0087.9674.592.80116.0086.96114.0087.96由方案1～方案5绘制成的特性曲线如图6-12所示。从图6-12中可以看出，方案1工作区域绝大部分位于优化后所得特性曲线以上，这是保守的传统设计力求保证压紧力足够，但是简化考虑了其它因素的结果，其带来的不良后果是后备系数在离合器使用后期偏大，当摩擦片磨损到一定程度时，容易失去过载保护作用，同时所需克