雙橫臂前懸架參數匹配與運動仿真設計【2011款比亞迪F6舒適型2.0L手動擋】【說明書+CAD+PROE+仿真】

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4.4本章小結 54 結 論 55 參考文獻 56 致　 謝 57 附 錄 58 第1章 緒 論 1.1 懸架的概述 舒適性是轎車最重要的使用性能之一。舒適性與車身的固有振動特性有關，而車身的固有振動特性又與懸架的特性相關。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。同時，汽車懸架做為車架(或車身)與車軸(或車輪)之間作連接的傳力機件，又是保證汽車行駛安全的重要部件。 一般懸架由彈性元件、導向機構、減振器和橫向穩(wěn)定桿組成。彈性元件用來承受并傳遞垂直載荷，緩和由于路面不平引起的對車身的沖擊。彈性元件種類包括鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈簧。減振器用來衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振，減振器的類型有筒式減振器，阻力可調式新式減振器，充氣式減振器。導向機構用來傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，通常導向機構由控制擺臂式桿件組成。種類有單桿式或多連桿式的。鋼板彈簧作為彈性元件時，可不另設導向機構，它本身兼起導向作用。有些轎車和客車上，為防止車身在轉向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架系統(tǒng)中加設橫向穩(wěn)定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。 現代汽車懸架的發(fā)展十分快，不斷出現，嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數汽車上都采用被動懸架，如下圖所示也就是汽車姿態(tài)（狀態(tài)）只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構以及減振器這些機械零件。20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據路面和行駛工況自動調整懸架剛度和阻尼，如圖1.1。 1彈性元件 2減震器 縱向推力桿 橫向推力桿 3橫向穩(wěn)定器 圖1.1 懸架圖 根據汽車導向機構不同懸架種類又可分為獨立懸架，非獨立懸架。如下圖1.2所示： (a)非獨立懸架 (b)獨立懸架 圖1.2 非獨立懸架與獨立懸架示意圖 非獨立懸架如上圖(a)所示。其特點是兩側車輪安裝于一整體式車橋上，當一側車輪受沖擊力時會直接影響到另一側車輪上，當車輪上下跳動時定位參數變化小。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導向作用，使結構大為簡化，降低成本。目前廣泛應用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質量比較大，高速行駛時懸架受到沖擊載荷比較大，平順性較差。 獨立懸架是兩側車輪分別獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。這樣使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結構緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質量小，可提高汽車車輪的附著性。如上圖(b)所示。 1.2 獨立懸架結構、類型和特點 1、單橫臂式 這種懸架在車輪跳動時．車輪傾角有顯著的變化，側滑量大、輪胎磨損嚴重，轉向輪采用這種懸架對轉向操縱有一定影響因此很少用于的前懸架。對后懸架來說．汽車在小向心加速度行駛時車輪外傾角變化將增加汽車不足轉向因素．而在大向心加速度時車身產生“舉升”現象。單橫臂式懸架結構簡單、質量小、成本低，在早期轎車后懸架上采用得比較多，目前已很少使用。 2、單縱臂式 單縱臂式懸架在車輪跳動時，車輪外傾角和前束不變，但后傾角變化較大，因此多用于不轉向的后輪。轉彎行駛時，由于車輪隨車身一起向外傾斜，后懸架采用這種懸架容易出現過多轉向趨勢。單縱臂式懸架結構簡單、質量小，可以得到較大的室內空間，所以在前輪驅動汽車的后懸架上應用的比較多，目前被單斜臀式、麥弗遜式獨立懸架所代替。 3、單斜臂式 介于單橫臂式和單縱臂式之間的一種懸架結構。擺臂的轉動軸線與汽車縱軸線所成角度在0o-90o之間。單斜臂式懸架自60年代初問世以來，在后輪驅動汽車的后懸架上得到了廣泛應用。目前由于對汽車干順性和操縱穩(wěn)定性提出了更高要求，有些汽車采用了結構更復雜的雙橫臂式或多桿式獨立懸架。今后伴隨著后輪驅動汽的減少，單斜臂式懸架應用會逐漸減少。 4、縱臂扭轉梁式 這種懸架主要優(yōu)點是，車輪運動特性比較好，左、右車輪在等幅正向或反向跳動時，車輪外傾角、前束及輪距無變化，汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。但這種懸梁在側向力作用時。呈過多轉向趨勢。另外，扭轉梁因強度關系，允許承受的載荷受到限制。扭轉梁式懸架結構簡單、成本低、在一些前置前驅動汽車的后懸架上應用得比較多。 5、多桿式 多桿式懸架主要優(yōu)點是，利用多桿控制車輪的空間運動軌跡，以便更好地控制車輪定位參數變化規(guī)律，得到更為滿意的汽車順從轉向特性，最大限度滿足汽車操縱性和平順性要求。缺點是零件數量多、結構復雜、要求精度高。多桿式懸架是目前最為先進的懸架結構。 6、麥弗遜式 它可看成是上擺臂等效無限長的雙橫臂式獨立懸架。它的突出優(yōu)點是簡化了結構，減小了質量，節(jié)省了空間，有利于前部地板構造和發(fā)動機布置。它的缺點是：由于自由度少，懸架運動特性的可設計性不如雙橫臂懸架；振動通過上支點傳遞給汽車頭部，需采取相應的措施隔離振動、噪聲；減震器的活塞桿與導向套之間存在摩擦力，使得懸架的動剛度增加，彈性特性變差，小位移時這一影響更加顯著；對輪胎的不平衡性較敏感；減震器緊貼車輪布置，其空間很小，有些情況下不便于采用寬胎或加裝防滑鏈。 7、雙橫臂式 雙橫臂式獨立懸架按其上、下橫臂的長短又分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種。等長雙橫臂式懸架在其車輪作上、下跳動時，可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，故已很少采用，多為不等長雙橫臂式懸架所取代。后一種形式的懸架在其車輪上、下跳動時，只要適當地選擇上、下橫臂的長度，并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數的變化量限定在允許的范圍內。這種不大的輪距改變，不引起車輪沿路面的側滑，而為輪胎的彈性變形所補償。因此，不等長雙橫臂獨立懸架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為中高級轎車的前懸架所廣泛采用。 雙橫臂懸架的突出優(yōu)點在于設計的靈活性，可以通過合理的選擇空間導向桿系的鉸接點的位置及導向臂的長度，使得懸架具有合適的運動特性，并且形成恰當的側傾中心和縱傾中心。 為了隔離振動和噪聲并補償空間導向機構由于上、下橫臂擺動軸線相交帶來的運動干涉，在個鉸接點處一般采用橡膠支承。顯然，各點處受力越小，則橡膠支承的變形越小，車輪的導向和定位也就越精確。分析表明，為了減小鉸接點處的作用力，應盡量增大上、下橫臂間的垂直距離。當然，上下橫臂各鉸接點位置的確定還要綜合考慮布置是否方便以及懸架的運動特性是否合適，如圖1.3。 1，6-下擺臂及上擺臂；2,5-球頭銷；3-半軸等速萬向節(jié)；4-立柱；7，8-緩沖塊 圖1.3 無主銷前轉向驅動橋的雙橫臂懸架 1.3課題的主要意義 懸架是車輛重要的組成部分。其主要任務是傳遞車輪與車架之間的力和力矩，并緩和沖擊、衰減振動。對改善車輛的行駛平順性、減輕車輛自重以及減少對公路的破壞具有重要息義。傳統(tǒng)的汽車設計是由最初的設計→試驗→設計。在制造出樣品產品后，進行測試，測試合格，制造出產品。如果不合格，重新設計，直到合格為止。在從設計到制造要經過多次的重試，需要很長的時間，浪費了大量的人力和物力，并且延長了新產品的上市時間。 本課題研究的主要意義就在于運用ADAMS軟件對車輛雙橫臂獨立式懸架進行 虛擬設計，在試制前的階段進行設計和試驗仿真，并且提出優(yōu)化設計的意見，獲得分析車輪垂直跳動、轉動與車輪前束角的變化等關系。獲得相關數據，在產品制造出之前，就可以發(fā)現并更正設計缺陷，完善設計方案，縮短開發(fā)周期，提高設計質量和效率，為生產實際提供理論支持。運用虛擬樣機技術，結合虛擬設計和虛擬試驗，可以大大簡化懸架系統(tǒng)設計開發(fā)過程，大量減少產品開發(fā)費用和成本，提高產品系統(tǒng)性能，獲得最優(yōu)設計產品。 1.4設計內容概述 分析雙橫臂獨立式懸架的結構和懸架設計要求，在懸架設計中，根據整車的布置要求以及經驗數據，確定懸架的整體空間數據和性能參數，在ADAMS軟件平臺上建立雙橫臂獨立懸架的簡化物理模型，進行動力學仿真分析，通過分析車輪垂直跳動、轉動與車輪前束角的變化等關系獲得相關數據，優(yōu)化相關參數建立虛擬雙橫臂獨立選件 模型。運用PRO/E建立三維實體模型，如圖1.4所示。 收集材料，完成開題報告 初步計算懸架零部件尺寸 校核強度和使用壽命 否 運用ADAMS創(chuàng)建簡化物理模型并運動分析 是 根據有優(yōu)化后的尺寸繪制P ro/E實體模型 創(chuàng)建Pro/E二維工程圖及實體裝配圖一套 修改 檢查、審核 編輯說明書，完成畢業(yè)設計 是 圖1.4 畢業(yè)設計流程圖 第2章 雙橫臂獨立懸架計算 2.1 選取同類車型參數 本次設計選用車型為2011款比亞迪F6舒適型2.0L手動擋，設計前懸架參考的主要參數如下表2.1。 表2.1 參考車型主要參數 車身長/寬/高（mm） 4850/1822/1465 整車整備質量 （kg） 1435 總質量 （kg） 1435+570=1785 前輪距（mm） 1551 后輪距 （mm） 1551 前輪胎規(guī)格 205/65R15 前輪輞規(guī)格 6.5J15 最小離地間隙 （mm） 150 2.2懸架主要參數的確定 1.懸架靜撓度 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比，即 （2.1） 對于大多數汽車而言，其懸掛質量分配系數,因而可以近似地認為，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂向振動是相互獨立的。并用偏頻表示各自的自由振動頻率。一般采用鋼制彈簧的轎車，約為(次/min),約為（次/min）非常接近人體步行時的自然頻率。為了避免汽車的角振動，一般汽車前后懸架偏頻之比約為:。 取, 因此 在允許范圍 當時，汽車前后橋上方車身部分的垂向振動頻率為： （2.2） （2.3） 式中 ——重力加速度，； ——前后懸架剛度，； ——前后懸架懸掛質量，。 由上式得到： （2.4） （2.5） 式中的單位。 2、懸架的動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的或）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊。乘用車，取。 取 對于一般轎車而言，懸架總的工作行程即靜撓度與動撓度之和應當不小于。 2.3 簧載質量與非簧載質量 非簧載質量：根據是否由徐昂家彈簧支撐，汽車的總質量可以分為懸掛質量和非懸掛質量兩部分，非懸掛質量即為非簧載質量。 對于轎車驅動橋：采用獨立懸架的非懸掛質量為。 表1.2懸掛質量與非懸掛質量 懸架類型 雙橫臂，螺旋彈簧，中央制動器 13% 87% 6.7 14.9% DE Dion橋，螺旋彈簧，中央制動器 15% 85% 5.7 17.6% 雙橫臂，螺旋彈簧 18% 82% 4.6 22% 縱臂，螺旋彈簧 18% 82% 4.6 22% DE Dion橋，螺旋彈簧 20% 80% 4.0 25% 整體剛性橋，導向桿系，螺旋彈簧 22% 78% 3.5 28.2% 整體剛性橋，鋼板彈簧 26% 74% 2.8 35.1% 因此簧載質量。 現代汽車質量分配系數接近于1。 。 非簧載質量。 單個車輪的非簧載質量為 (滿足要求) 2.4 彈性元件計算 1、螺旋彈簧的初步選擇 材料：油淬火回火硅錳彈簧鋼絲； 牌號：60si2MnA； 推薦溫度范圍:。 2、彈簧的設計 彈簧剛度 3、設計載荷時彈簧受力 4、初選彈簧高度 初步選擇； 懸架在壓縮行程極限位置時的彈簧高度為180mm 5、初步選擇彈簧中徑 初選中徑： 端部結構形式：兩端兩端碾細。 6、參考相關標準確定臺架實驗時伸張及壓縮極限位置相對于設計載荷位置的彈簧變形量 7、確定彈簧壽命 圓柱螺旋彈簧按所受載荷情況可分為三類： 第一類————受循環(huán)載荷作用次數在1次以上的彈簧； 第二類————受循環(huán)載荷作用次數在1~1次范圍內及受沖擊載荷的彈簧； 第三類————受靜載荷及受循環(huán)載荷次數1以下的彈簧。 汽車圓柱彈簧應選取第二類。 8、初選鋼絲直徑 d=14mm 根據直徑材料選取許用拉應力[]=1569Mpa。 9、求解彈簧工作圈數i 彈簧剛度； 軸向載荷P作用下變形； 式中 Dm——彈簧中徑， d ——彈簧鋼絲直徑， i ——彈簧工作圈數； G ——彈簧材料剪切彈性模量取。 圈 （2.6） 壓縮彈簧 i取值為9圈 彈簧完全并緊時的高度，總全數。 兩端碾細 總圈數 : 圈 （2.7） 完全并緊時的高度 : （2.8） 式中 1.01 ——螺旋角的補償系數； t ——端部碾細時的端末厚度t=d/3。 10、彈簧完全并緊時的高度 11、由、、及求出彈簧在完全壓緊時載荷，臺架試驗伸張、壓縮極限位置對應載荷、以及工作壓縮極限位置的載荷分別為： （2.9） =2261.4 （2.10） （2.11） （2.12） 彈簧指數 旋繞比C范圍 （滿足要求）。 曲率系數是考慮簧圈曲率對強度影響的系數: 12、剪切應力計算、、、 （2.13） ； ； ； 13、校核臺架試驗條件下彈簧壽命 給定試驗條件下循環(huán)次數可估算： （2.14） 式中 ； 因此： （滿足要求）。 14、確定彈簧自由高度 （2.15） 取。 15、最小工作高度 （2.16） 式中 ——與彈簧指數有關的系數有關的系數： (2.17) 14、穩(wěn)定性校核 又細又高的彈簧在大載荷作用下會失穩(wěn)，失穩(wěn)的臨界載荷不僅與高度和直徑之比: （兩端固定）。 取C0=1 (不同支撐方式下C0取值見劉維信汽車設計圖13-66) (2.18) =1.2748 由于H0已經設計出得 H0=320mm f為螺旋彈簧在其軸向載荷P作用下變形 (2.19) (2.20) 因此： （彈簧穩(wěn)定）。 2.5 減震器計算 懸架用得最多的減震器是內部充有液體的液力式減震器。汽車車身和車輪振動時，減震器的液體在流經阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮埽⑸l(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，這把這種減震器稱為單向作用式減震器；反之稱為雙向作用式減震器。本設計選用雙向作用式減震器。 根據結構形式不同，減震器分為搖臂式和筒式兩種筒式減震器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。由于雙筒充氣液力減振器具有工作穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點，因此在乘用車上得到了越來越多的應用。所以選擇的減振器形式為雙筒充氣式液力減振器。 2.5.1 相對阻尼系數 用相對阻尼系數的大小來評定振動衰減的快慢程度。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。 式中——阻力， ——減振器阻尼系數。 式中 c ——懸架剛度， ——簧載質量。 減振器的阻尼力作用在不同剛度c和簧載質量式會產生不同的阻尼效果，值大，振動能衰減的快，同時也會將較大的路面沖擊傳到車身。值小則相反，振動衰減的比較慢，但是傳到車身的沖擊也較小。因此通常取減振器的壓縮行程的值取小些，伸張行程時的取的大些。并保持=（0.25～0.50）的關系，設計時取與的平均值，的范圍時～0.35。 初取=0.30。 1、減振器阻尼系數的確定 減震器阻尼系數。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上，應根據減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數，如圖2.1 。 圖2.1減振器安裝位置 (2.21) 式中：n ——雙橫臂懸架的下臂長； a ——減震器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上鉸鏈點之間距離； ——減震器軸線與鉛垂線之間的夾角，取，。 2、最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥，此時活塞的速度為卸荷速度。為求出減震器的最大卸荷力，先求出當減震器打開卸荷閥時活塞的速度即卸荷速度。 （2.22） 式中：一般都在； A車身振幅，取40mm； 因此可求得在伸張時的最大卸荷力： （2.23） 2.5.2 筒式減震器工作缸D的確定 根據伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為 （2.24） 式中 [P]為工作缸最大允許壓力， ；取 λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減震器取， 取0.45 =32.43 減震器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時按標準選用，相見QC/T491——1999《汽車筒式減震器 尺寸系列及技術條件》。 取D值40mm。 貯油筒直徑Dc=（1.30-1.50）D,壁厚取為2mm，材料為可選20鋼。 Dc取值50mm。 2.6.導向機構設計 2.6.1 側傾中心 雙橫臂獨立懸架的側傾中心由下圖所示得出。將上下橫臂內外轉動點的連線延長，一邊得到極點P同時活的P點的高度。將P點與車輪接地點N連接，即可在汽車軸線上或的側傾中心W。 圖2.2 雙橫臂獨立懸架側傾中心W的確定 雙橫臂獨立懸架的側傾中心高度為： (2.25) 式中 ： (2.26) =2371.15 (2.27) =200mm 因此 =63.07mm 前懸架側傾中心高度在范圍內，所以滿足要求。 2.6.2 橫向平面內上、下橫臂軸布置方案 將上、下橫臂內外轉動點的連線延長，以便得到極點P，并同時獲得P點的高度。將P點與車輪接地點P連接，即可在汽車軸線上獲得側傾中心。 圖2.3 上下橫臂在橫向平面內的布置方案 2.6.3 水平面內上下橫臂軸的布置方案 上下橫臂軸線在水平面內的布置方案為三種 a）和皆為正 b）為正值，為零 c）為正值，為負值 圖2.4 上下橫臂水平面布置方案圖 大多數前置發(fā)動機汽車懸架下橫臂軸的斜置角為正值，而上橫臂軸的斜置角有正值、零值和負值三種布置方案。上、下橫臂軸斜置角不同的組合方案，對車輪跳動時前輪定位參數的變化規(guī)律有很大的影響。如車輪上跳，下橫臂軸斜置角為正，上橫臂軸斜置角為負值或零值時，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如組合方案為上、下橫臂都為正值時，則主銷后傾角隨車輪的上跳有較小增加甚至減小。本設計選擇方案（b），選擇下橫臂軸的斜置角為正值，上橫臂軸的斜置角為零值。取值：，。 2.7 上下橫臂長度確定 雙橫臂式懸架上、下橫臂的長度對車輪上、下跳動時的定位參數影響很大。現代乘用車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計成上橫臂短，下橫臂長。下圖為下橫臂長度保持不變，改變上橫臂長度，使分別為0.4，0.6，0.8，1.0，1.2時計算得到懸架運動特性曲線。 圖2.5 上、下橫臂長度之比改變時懸架運動特性圖 美國克萊斯勒和通用公司分別認為，上、下橫臂長度之比取和為最佳，根據我國乘用車設計的經驗，在初選尺寸時取上、下橫臂長度之比為0.65為宜。本設計初選尺寸下擺臂長度=400mm，因，上擺臂長度。 2.8 半軸計算 半軸根據其車輪端的支撐方式不同，可分為半浮式，3/4浮式和全浮式三種形式。此次設計為全浮式半軸。 全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩計算，即: (2.28) 其中——負荷轉移系數，取值1.2； ——驅動橋的最大靜載荷； ——滾動半徑，可近似為車輪半徑； ——附著系數，取值0.8； 全浮式半軸軸桿部直徑可按下面公式選擇 (2.29) =21.80mm k為直徑系數，取，取0.21，d取22mm。 2.9 車輪的計算 輪胎規(guī)格 205/65 R15； 輪胎寬度 ； 扁平率 0.65； 輪胎高度 205； 輪輞直徑 15英寸 ； 因此車輪直徑D為。 2.10 本章小結 本章計算了懸架彈性元件、減震器、側傾中心、上下橫臂、半軸、輪胎等基本尺寸及校核，這些是懸架設計必不可少的尺寸要求，對本次設計后期的仿真分析奠定了基礎。其中懸架上下橫臂斜置角、長度等的初選是根據試驗曲線選出，是經驗數值。為初選值提供理論支持。 第3章 基于ADAMS/View的懸架優(yōu)化分析 3.1 ADAMS介紹 ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，原由美國 MDI 公司(Mechanical Dynamics Inc.)開發(fā)，目前已被美國 MSC 公司收購成為 MSC/ ADAMS，是最著名的虛擬樣機分析軟件。它使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參數化的機械系統(tǒng)動力學模型，利用拉格朗日第一類方程建立系統(tǒng)最大量坐標動力學微分－代數方程，求解器算法穩(wěn)定，對剛性問題十分有效，可以對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析，后處理程序可輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線以及動畫仿真。 ADAMS 軟件由核心模塊、功能擴展模塊、專業(yè)模塊、工具箱和接口模塊 5 類模塊組成。ADAMS 一方面是虛擬樣機分析的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析。另一方面，又是虛擬樣機分析開發(fā)工具，其開放性的程序結構和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行特殊類型虛擬樣機分析的二次開發(fā)工具平臺。 ADAMS軟件一方面是機械系統(tǒng)動態(tài)仿真軟件的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬樣機進行靜力學、運動學和動力學進行分析。另一方面，又是機械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析開發(fā)工具，其開放性的程序結構和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行特殊類型機械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析的二次開發(fā)工具平臺。在產品的開發(fā)過程中，工程師通過應用ADAMS軟件會收到明顯效果傳統(tǒng)懸架系統(tǒng)設計、試驗、試制過程中必須邊試驗邊改進，從設計到試制、試驗、定型，產品開發(fā)成本較高周期長。運用機械系統(tǒng)動力學分析軟件ADAMS進行仿真分析以及優(yōu)化設計，可以大大簡化懸架系統(tǒng)設計開發(fā)過程。大幅度縮短產品開發(fā)周期，大量減少產品開發(fā)費用和成本，明顯提高產品質量，提高產品的系統(tǒng)及性能獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的設計產品。 本文應用多體動力學軟件ADAMS/View建立了某輕型汽車的前雙橫臂式獨立懸架模型，進而進行運動學分析，得到了上橫臂長度主銷長度、上橫臂在汽車橫向平面的傾角、下橫臂長度和下橫臂在汽車橫向平面的傾角的值最終優(yōu)值，從而為設計和改進提供快速、可靠的技術依據，達到大幅度降低設備研制成本，大大降低了輪胎的磨損情況的目的。 3.2 懸架建模關鍵點的確定 根據橫臂橫向、縱向 水平的布置方案及坐標系位置可大致確定各部件空間硬點位置，各硬點位置如下： 表3.1創(chuàng)建硬點坐標值 LOC_X LOC_Y LOC_Z LCA_outer 0 0 0 LCA_inner 393.92 0 69.46 UCA_outer 45.90 326.59 -11.40 UCA_inner 303.37 290.41 -11.40 Knuckle_outer -140.53 138.55 -4.84 Knuckle_inner 19.47 138.55 -4.84 Tie_rod_outer 19.47 138.55 -144.84 Tie_rod_inner 319.47 138.55 -144.84 1、創(chuàng)建主銷 點擊ADAMS/View零件庫中的圓柱體（Cylinder），選擇New part 定義圓柱體的半徑為20mm。 選擇硬點LCA_outer和UCA_outer創(chuàng)建主銷。 2、創(chuàng)建上橫臂 點擊ADAMS/View零件庫中的圓柱體（Cylinder），選擇New part 定義圓柱體的半徑為20mm。 選擇硬點UCA_outer和UCA_inner創(chuàng)建上橫臂。 用同樣方式可創(chuàng)建下橫臂、轉向拉桿和轉向節(jié)。 3、創(chuàng)建車輪 點擊ADAMS/View零件庫中的圓柱體（Cylinder），選擇New part 定義圓柱體的半徑為323.75mm 長度為205mm。 分別將創(chuàng)建體重命名為：上橫臂（UCA）下橫臂（LCA）主銷（king pin）拉臂（pull_arm） 拉桿（tie_rod）車輪（wheel）。 4、創(chuàng)建試驗臺 點擊ADAMS/View中零件庫的點（Point），選擇“Add to Ground”和“Don’t Attach”，在（-340.53，-225.2，-204.84）處建一個點，并以該點為對角點建立一個長400mm寬400mm高40mm的長方體，并以長方體的質心為中心創(chuàng)建一個直徑為30mm高300mm的圓柱體，它與長方體組成測試平臺。將圓柱體和長方體合為一體。 3.3 添加連接副 根據各部件間連接關系創(chuàng)建連接副，各部件連接方式如下： 1、創(chuàng)建球副 上橫臂與主銷之間添加球接觸 選擇2-Bod-1 loc和Normal To Grid選擇上橫臂（UCA）和主銷（Kingpin）為參考物體，選擇設計點“UCA_outer”為球副的位置點，創(chuàng)建上橫臂和主銷之間的連接副。 下橫臂與主銷之間添加球接觸 選擇2-Bod-1 loc和Normal To Grid選擇下橫臂（UCA）和主銷（Kingpin）為參考物體，選擇設計點“UCA_outer”為球副的位置點，創(chuàng)建下橫臂和主銷之間的連接副。 轉向拉桿（tie-rod）與拉桿（pull_arm）添加球接觸，選擇2-Bod-1 loc和Normal To Grid選擇轉向拉桿和拉臂為參考物體，選擇設計點“tie-rod”為球副的位置點，創(chuàng)建轉向拉桿和拉臂之間的連接副。 設置球副的選項為“1Location”和“Normal To Grid”選擇設計點“Tie_rod_inner”，創(chuàng)建拉桿和大地之間的球副。 2、創(chuàng)建旋轉副 點擊ADAMS/View中約束庫的設置旋轉副的選項為1-loction和Normal To Grid，選擇上橫臂點（UCA_inner）為位置點。添加旋轉副，同理，創(chuàng)建下橫臂旋轉 副。 3、創(chuàng)建固定副 點擊ADAMS/View中約束庫的，設置固定副的選項為2-Bod-1 loc和Normal To Grid，選擇車輪（wheel）和轉向節(jié)（knuckle）為參考物體，添加固定副，同理，創(chuàng)建主銷和轉向節(jié)、轉向節(jié)和拉臂固定副。 4、創(chuàng)建點、面約束 在試驗臺和車輪間要創(chuàng)建點面約束，右鍵點擊ADAMS/View中約束庫彈出對話框（a）點擊，將彈出對話框（b）選擇點、面約束，選擇約束參考物車輪（wheel）和試驗臺（順序不可顛倒）選擇按鈕，將約束旋轉90。 (a)約束庫圖 (b)點面約束圖 圖3.1 操作截圖 3.4 添加移動副 點擊ADAMS/View中約束庫的在測試平臺和大地之間創(chuàng)建一個移動副，移動副位置為測試平臺的中心位置，設置移動副的選項為1-loctionPickFeature，方向垂直向上（向下）Adams創(chuàng)建物理模型如下圖： 圖3.2簡化模型 點擊ADAMS/View中驅動庫中的直線驅動,選擇測試試驗臺和大地移動副，創(chuàng)建直線驅動后，直接在Edit和Modify，修改直線驅動，在添加驅動對話框”F(time)=（）”中輸入驅動函數表達式“100*sin(360d*time)”如下圖所示： 圖3.3操作截圖 點擊ADAMS/View中，設置終止時間為1，工步為200，點擊仿真按鈕，進行仿真。 在ADAMS/View中點擊File菜單中選擇Save Datebase As 命令將前懸架模型保存在工作目錄下。 3.5測量參數值 對主銷，車輪、等參數值進行測量。 1、測量主銷內傾角 在ADAMS/View菜單欄中，選擇Build>Measure>Function>New，創(chuàng)建新的測量函數。 在函數編輯器對話窗中的測量名稱（Measure Name）欄輸入：Kingpin_Inclination，一般屬性（General Attributes）的單位（Units）欄中選擇“angle”。 輸入反正切函數“ATAN（）選擇“Displacement”中的“Displacement along X”，測量兩點在X軸方向的距離，點擊件，彈出對話框，在“To Marker”欄中輸入主銷上標志點marker_29, 在“From Marker”欄中輸入主銷下標記點marker_6,點擊ok，系統(tǒng)自動生成測量 兩點在X軸方向距離的表達式。 圖3.4操作截圖 同理測量兩點在Y軸方向的距離。點擊“OK”鍵。完成測量主銷內傾角的表達式輸入。 圖3.5操作截圖 圖3.6操作截圖 同時，點擊仿真鍵，系統(tǒng)生成主銷內傾角變化的測量曲線，曲線如下： 圖3.7 主銷內傾角變化曲線圖 由圖可以看看出主銷內傾角并不是在固定不變，而是在范圍內變化。 2、測量主銷后傾角 在ADAMS/View菜單欄中，選擇Build>Measure>Function>New，創(chuàng)建新的測量函數。 在函數編輯器對話窗中的測量名稱（Measure Name）欄輸入：Caster_Anger，一般屬性（General Attributes）的單位（Units）欄中選擇“angle”， 輸入反正切函數“ATAN（）選擇“Displacement”中的“Displacement along Z”，測量兩點在Z軸方向的距離，點擊件，彈出對話框，在“To Marker”欄中輸入主銷上標志點marker_29, 在“From Marker”欄中輸入主銷下標記點marker_6,點擊ok，系統(tǒng)自動生成測量 兩點在Z軸方向距離的表達式。 同理同理測量兩點在Y軸方向的距離。點擊“OK”鍵。完成測量主銷后傾角的表達式輸入。 函數表達式為： ATAN( DZ(MARKER_29, MARKER_6)/DY(MARKER_29, MARKER_6)) 點擊仿真鍵，系統(tǒng)生成主銷后傾角變化的測量曲線，曲線圖為： 圖3.8 主銷后傾角變化曲線圖 由圖可以看出主銷后傾角在之間變化。 3、測量車輪外傾角 函數表達式為： ATAN( DY(MARKER_12, MARKER_23)/DX(MARKER_12, MARKER_23)) 點擊仿真鍵，系統(tǒng)生成主銷后傾角變化的測量曲線，曲線圖為： 圖3.9 車輪外傾角變化曲線 從圖中可以看出外傾角在范圍內變化。 4、測量前輪前束角 函數表達式為： ATAN( DZ(MARKER_12, MARKER_23)/DX(MARKER_12, MARKER_23)) 點擊仿真鍵，系統(tǒng)生成主銷后傾角變化的測量曲線，曲線圖為： 圖3.10 前輪前束角變化曲線 從圖中可以看出外傾角在范圍內變化。 5、測量車輪接地點側向滑移量 創(chuàng)建標記點 MARKER_42 在車輪上，坐標值為（-140.53，-185.2，-4.84） 創(chuàng)建標記點MARKER_43與大地連接，坐標值與MARKER_42相同 在函數編輯器對話窗中的測量名稱（Measure Name）欄輸入：Sideways_Displacement;單位（Units）欄中選擇“l(fā)ength” 運用函數編輯器提供的基本函數，編輯函數表達式： DX（MARKER_42, MARKER_43） 點擊仿真鍵，系統(tǒng)生成主銷后傾角變化的測量曲線，曲線圖為： 圖3.11車輪接地點側向滑移量變化曲線 6、 測量車輪跳動量 運用函數編輯器提供的基本函數，編輯函數表達式： DY（MARKER_42, MARKER_43） 點擊仿真鍵，系統(tǒng)生成主銷后傾角變化的測量曲線，曲線圖為： 圖3.12車輪跳動量變化曲線 3.6 懸架的特性曲線 選擇，進入定制曲線界面，選擇data，彈出對話框選擇Kingpin_Inclination，點擊ok鍵。在選擇Wheel_Travel，點擊Add Curves鍵 ，即可生成以主銷內傾角為X軸，車輪跳動量為Y軸的特性曲線。 圖3.13創(chuàng)建函數曲線操作截圖 圖3.14操作截圖 生成特性曲線如下圖： 圖3.15主銷內傾角隨車輪跳動的變化曲線 根據以上方法生成其他特性曲線： 圖3.16主銷后傾角隨車輪跳動的變化曲線 圖3.17車輪外傾角隨車輪跳動變化曲線 圖3.18車輪側向滑移量隨車輪跳動變化曲線 圖3.19前輪前束角隨車輪跳動量變化曲線 3.7 仿真結果分析 主銷內傾角變化曲線，主銷內傾角隨車輪跳動曲線可以看出，車輪從最低點到最高點過程中主銷內傾在范圍內變化，在允許范圍內。 主銷后傾角曲線分析，主銷后傾角隨車輪跳動曲線可以看出，車輪從最低點跳到最高點過程中主銷后傾角在范圍內變化，基本符合要求不大于。 車輪外傾角變化曲線分析，其隨車輪跳動曲線可以看出，范圍內變化，數值范圍稍大，需要優(yōu)化。 車輪側向滑移量變化曲線分析，其隨車輪跳動曲線可以看出，車輪從最低點到最高點運動過程中，車輪側向滑移變化范圍-2.3mm~16mm。 前輪前束角變化曲線分析，前輪前束角隨車輪跳動曲線可以看出，車輪從最低點到最高點運動過程中，前輪前束角變化范圍。 3.8懸架部件尺寸參數化 1、創(chuàng)建設計變量 在ADAMS/View菜單欄中，選擇Build~Design Variable~New，設置變量名，及其變化范圍值。操作如下圖： 圖3.20操作截圖 起初系統(tǒng)彈出對話框，取其最初默認變量名DV_1,此變量名記作主銷長度，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“l(fā)ength”，變量的標準值取330，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為280，輸入變量的最大值為380，點擊apply，完成了主銷長度參數化。 取其默認變量名DV_2,此變量名記作上橫臂長度，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“l(fā)ength”，變量的標準值取260，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為210，輸入變量的最大值為310，點擊apply。 取其默認變量名DV_3,此變量名記作下橫臂長度，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“l(fā)ength”，變量的標準值取400，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為350，輸入變量的最大值為450，點擊apply。 取其默認變量名DV_4,此變量名記作主銷內傾角，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“angle”，變量的標準值取，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為，輸入變量的最大值為，點擊apply。 取其默認變量名DV_5,此變量名記作主銷后傾角，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“angle”，變量的標準值取，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為，輸入變量的最大值為，點擊apply。 取其默認變量名DV_6,此變量名記作上橫臂橫向平面傾斜角，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“angle”，變量的標準值取，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為，輸入變量的最大值為，點擊apply。 取其默認變量名DV_7,此變量名記作上橫臂斜置角，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“angle”，變量的標準值取，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為，輸入變量的最大值為，點擊apply。 取其默認變量名DV_8,此變量名記作下橫臂橫向平面傾斜角，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“angle”，變量的標準值取，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為，輸入變量的最大值為，點擊apply。 取其默認變量名DV_9,此變量名記作下橫臂斜置角，變量類型選擇“Real”，變量單位選擇“angle”，變量的標準值取，在“Value Range by”欄中選擇“Absolute Min and Max Values”，輸入變量的最小值為，輸入變量的最大值為，點擊apply。 2、硬點參數化 取硬點UCA_outer，右鍵，選擇Modify，將彈出修改對話框，選擇設計點“UCA_outer”的X坐標，右鍵，選擇Parameterize ~Expression~Builder，使用函數編輯器輸入硬點坐標的函數表達式。 在函數編輯器下部的“Getting Object Date”欄中選擇“Design Point”，輸入硬點“LCA_OUTER”的名稱（可以通過鼠標右鍵拾?。c擊Get Date Owned ByObject可以獲得硬點的相關數據。 彈出選擇數據對話框，選擇“Loc_X”，按?“OK”，系統(tǒng)選硬點LCA_OUTER的坐標值：“LCA_OUTER.loc_x”。 在“Getting Object Date”欄中選擇“Design Variable”，輸入設計變量“DV_1”的名稱，按“Insert Object Date”按鈕，系統(tǒng)選取設計變量DV_1的值。同樣可以獲取“DV_4”和“DV_5”的值。 (LCA_OUTER.loc_x+DV_1*COS(DV_5)*SIN(DV_4)) 表達式編輯完成后，按“Evaluat