基于ADAMS軟件轎車前懸架動態(tài)模擬與仿真本科生畢業(yè)論文

本科生畢業(yè)設計第1章 緒 論1.1 課題的研究目的和意義汽車懸架系統對整車行駛動力學（如操縱穩(wěn)定性、行駛平順性等）有舉足輕重的影響，是汽車總布置設計、運動校核的重要內容之一，由于汽車懸架系統是比較復雜的空間機構，這些就給運動學、動力學分析帶來較大困難。人們采用不同的途徑或手段對其進行分析研究，包括試驗、簡化成理想約束條件下的機構分析。過去多用簡化條件下的圖解法和分析計算法對汽車懸架和轉向系統的運動學及動力學性能進行分析計算，用多自由度的質量阻尼剛體數學模型對汽車行駛狀況進行仿真。所得的結果誤差較大，并且費時費力。隨著計算機技術的長足進步，虛擬技術已經成為世界汽車開發(fā)設計的應用潮流。上世紀90年代中期以來，數字化設計與虛擬開發(fā)技術的應用在世界范圍內得到大力推廣，這是基于計算機輔助設計（CAD）、計算機仿真分析、計算機輔助制造（CAM）及虛擬制造、計算機輔助實驗及虛擬實驗等先進技術的全新的汽車設計開發(fā)技術體系和流程。特別二十世紀八十年代以來這種情況得到了改變，而多體系統動力學的成熟，使汽車動力學的建模與仿真產生了巨大飛躍，特別是ADAMS軟件的成功應用使虛擬樣機技術脫穎而出。基于ADAMS的虛擬樣機技術，可把懸架視為是由多個相互連接、彼此能夠相對運動的多體運動系統，其運動學及動力學仿真比以往通常用兒個自由度的質量一阻尼剛體（振動）數學模型計算描述更加真實反映懸架特性及其對汽車行駛動力學影響。在傳統懸架系統設計、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，提高產品質量和產品的系統性能，獲得最優(yōu)設計產品1。本課題研究的目的和意義就在于對麥弗遜式懸架進行虛擬設計及基于ADAMS的優(yōu)化分析，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，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。1.2 汽車懸架技術研究現狀和發(fā)展趨勢m 1 簧下質量m 2車身質量k1、k2隔振彈簧c阻尼器 u動作器l輪胎圖1.1三種懸架的模型圖完美是人類永恒的追求。在馬車出現的時候, 為了乘坐更舒適, 人類就開始對馬車的懸架（葉片彈簧）進行孜孜不倦的探索。在1776年，馬車用的葉片彈簧取得了專利, 并且一直使用到20世紀30年代葉片彈簧才逐漸被螺旋彈簧代替2。汽車誕生后,隨著對懸架技術研究的深入，相繼出現了扭桿彈簧、氣體彈簧、橡膠彈簧、鋼板彈簧等彈性件，1934年世界上出現了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。 被動懸架的模型如圖1.1（a） 所示，被動懸架的參數根據經驗或優(yōu)化設計的方法確定, 在行駛過程中路況保持不變，很難適應各種復雜路況，減振的效果較差。為了克服這種缺陷，采用了非線性剛度彈簧和車身高度調節(jié)的方法，該方法雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于中低檔轎車上，現代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的麥弗遜式懸架，比如桑塔納、夏利、賽歐等車，后懸架的選擇較多，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架。被動懸架是傳統的機械結構，剛度和阻尼都是不可調的，依照隨機振動理論，它只能保證在特定的路況下達到較好效果，但它的理論成熟、結構簡單、性能可靠，成本相對低廉且不需額外能量，因而應用最為廣泛，在我國現階段，仍然有較高的研究價值。1、被動懸架性能的研究主要集中在三個方面（1）通過對汽車進行受力分析后，建立數學模型，然后再用計算機仿真技術或有限元法尋找懸架的最優(yōu)參數；（2）研究可變剛度彈簧和可變阻尼的減振器，使懸架在絕大部分路況上保持良好的運行狀態(tài)； （3）研究導向機構，使汽車懸架在滿足平順性的前提下，穩(wěn)定性有大的提高。 被動懸架在一定的時間內仍將是應用最廣泛的懸架系統，通過進一步優(yōu)化懸架結構和參數可以繼續(xù)提升懸架性能。半主動懸架的研究工作開始于1973年，由D.A.Crosby 和D.C. Karnopp 首先提出，模型如1.1（b）。半主動懸架以改變懸架的阻尼為主，一般較少考慮改變懸架的剛度。工作原理是根據彈簧上質量相對車輪的速度響應、加速度響應等反饋信號，按照一定的控制規(guī)律調節(jié)彈簧的阻尼力或者剛度，半主動懸架產生力的方式與被動懸架相似，但其阻尼或剛度系數可根據運行狀態(tài)調節(jié)，這和主動懸架極為相似，有級式半主動懸架是將阻尼分成幾級， 阻尼級由駕駛員根據“路感”選擇或由傳感器信號自動選擇，無級式半主動懸架根據汽車行駛的路面條件和行駛狀態(tài)，對懸架的阻尼在幾毫秒內由最小到最大進行無級調節(jié)。由于半主動懸架結構簡單，工作時不需要消耗車輛的動力，而且可取得與主動懸架相近的性能，具有很好的發(fā)展前景3 。2、半主動懸架的研究集中在執(zhí)行策略的研究和執(zhí)行器的研究兩個方面阻尼可調減振器主要有兩種，一種是通過改變節(jié)流孔的大小調節(jié)阻尼，一種是通過改變減振液的粘性調節(jié)阻尼，節(jié)流孔的大小一般通過電磁閥或步進電機進行有級或無級的調節(jié)。這種方法成本較高， 結構復雜，通過改變減振液的粘性來改變阻尼系數， 具有結構簡單、成本低、無噪音和沖擊等特點，因此是目前發(fā)展的主要方向。在國外，改變減振液粘性的方法主要有電流變液體和磁流變液體兩種。北京理工大學的章一鳴教授進行了阻尼可調節(jié)半主動懸架的研究，林野進行了懸架自適應調節(jié)的控制決策研究，哈工大的陳卓如教授對車輛的自適應控制方面進行了研究，執(zhí)行策略的研究是通過確定性能指標，然后進行控制器的設定。目前,模糊控制在這方面應用較多3。隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很大的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動懸架。主動懸架的概念是1954年美國通用汽車公司在懸架設計中率先提出的，主動懸架的模型如圖1.1（c）所示。它是在被動懸架的基礎上，增加可調節(jié)剛度和阻尼的控制裝置，使汽車懸架在任何路面上保持最佳的運行狀態(tài)?？刂蒲b置通常由測量系統、反饋控制系統、能源系統等組成。20世紀80年代，世界各大著名的汽車公司和生產廠家競相研制開發(fā)這種懸架，豐田、洛特斯、沃爾沃、奔馳等在汽車上進行了較為成功的試驗。1982年，瑞典的Volvo公司在Volvo740轎車上安裝了Lotus全主動懸架；三菱汽車公司也生產了能調節(jié)車身高度和改變阻尼的全主動懸架系統；日產汽車公司獨立開發(fā)了液壓全主動懸架系統。裝置主動懸架的汽車，即使在不良路面高速行駛時，車身非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉向和制動時車身保持水平，特點是乘坐非常舒服，但結構復雜、能耗高,成本昂貴，可靠性存在問題3。3、主動懸架研究也集中在可靠性和執(zhí)行器兩個方面由于主動懸架采用了大量的傳感器、單片機、輸出輸入電路和各種接口，元器件的增加降低了懸架的可靠性，所以加大元件的集成程度,是一個不可逾越的階段。執(zhí)行器的研究主要是用電動器件代替液壓器件，氣動力系統中的直線伺服電機和永磁直流直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，今后將會取代液壓執(zhí)行機構運用電磁蓄能原理，結合參數估計自校正控制器，可望設計出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應主動懸架，使主動懸架由理論轉化為實際應用，技術的每次跨越，都和相關學科的發(fā)展密切相關，計算機技術、自動控制技術、模糊控制、神經網絡、先進制造技術、運動仿真等為懸架的進一步發(fā)展提供了有力的保障，懸架的發(fā)展也給相關學科提出更高的理論要求，使人類的認識邁向新的、更高的境界。我國對半主動和主動懸架的研究方面起步較晚，與國外的差距大。同時由于半主動和主動懸架技術復雜、生產成本高等原因，我國的絕大部分汽車采用被動懸架。在西方發(fā)達國家，半主動懸架在20世紀80年代后期趨于成熟,福特公司和日產公司首先在轎車上應用，取得了較好的效果，主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破。進入20世紀90年代，僅應用于排氣量大的豪華汽車，未見國內汽車產品采用此技術的報道，只有北京理工大學和同濟大學等少數幾個單位對主動懸架展開研究4。1.3 設計的研究內容和方法本設計結合懸架設計的知識，應用虛擬樣機技術，進行了麥弗遜式懸架的虛擬設計及優(yōu)化，減少了開發(fā)周期，提高了設計效率。在懸架設計中，基于ADAMS平臺參數化的特性生成懸架的仿真模型，依據仿真結果提出改進方案并進行優(yōu)化設計，選定比較合適的空間結構參數和懸架性能參數，對懸架零件進行選取和模型建立最后完成懸架的裝配。具體內容包括：（1）分析麥弗遜式懸架的結構和懸架設計要求，對減振器、彈簧的基本參數進行計算，利用空間機構知識進行分析。（2）使用ADAMS軟件的View模塊，對麥弗遜懸架進行合理簡化，建立麥弗遜式懸架的空間機構模型，進行機構分析；對完成的麥弗遜式懸架模型進行參數化處理，實現懸架模型的參數化，把所用到的設計變量和虛擬設計平臺對應起來，分析懸架優(yōu)化的目標參量及其測量表達式；（3）對所建立的模型進行懸架運動學仿真試驗，研究考慮每個設計變量的變化對樣機性能的影響，進行優(yōu)化，對比討論優(yōu)化前后的仿真結果，最后對優(yōu)化結果進行評價；（4）利用Pro/E軟件對優(yōu)化完的懸架進行模型的建立。第2章 麥弗遜懸架的概述2.1 懸架的作用和組成分類汽車懸架是汽車重要的組成部分，它是連接車輪與車架的彈性傳力裝置，不僅承受作用在車輪和車體之間的力，還可以吸收與緩和汽車在不平的路面上行駛時，所產生的振動和沖擊，從而提高乘坐的舒適性，延長機件的壽命。懸架由彈性元件，導向裝置與減振器等三種元件和機構組成5。2.1.1 懸架的分類1、非獨立式懸架兩側車輪安裝于一根整體式車橋上，車橋通過懸掛與車架相連。這種懸掛結構簡單，傳力可靠，但是兩輪受沖擊振動時互相影響。當汽車行駛在左右傾斜的凸凹面上時，非獨立懸架車輛的車體發(fā)生明顯的傾斜，而且由于非懸掛質量較重，懸架的緩沖性能較差，行駛時汽車振動、沖擊較大，該懸掛一般多用于載重汽車、普通客車和一些其他車輛上。圖2.1 四種基本類型的獨立懸架示意圖2、獨立式懸架汽車的每個車輪單獨通過一套懸掛安裝于車身或者車橋上，車橋采用斷開式，中間一段固定于車架或車身上；此種懸掛兩邊車輪受沖擊時互不影響，而且由于非懸掛質量較輕，緩沖與減振能力很強，乘坐舒適，各項指標都優(yōu)于非獨立式懸掛，但該懸掛結構復雜，而且還會使驅動橋、轉向系統變得復雜起來。采用此種懸掛的轎車、客車以及載人車輛，可明顯提高乘坐的舒適性，并且在高速行駛時提高汽車的行駛穩(wěn)定性。而越野車輛、軍用車輛和礦山車輛，在壞路或無路的情況下，可保證全部車輪與地面的接觸，提高汽車的行駛穩(wěn)定性和附著性，發(fā)揮汽車的行駛速度。獨立懸架的結構分有橫臂式如圖2.1（a）、縱臂式如圖2.1（b）、燭式如圖2.1（c）、麥弗遜式如圖2.1（d）等多種，其中燭式和麥弗遜式形狀相似，兩者都是將螺旋彈簧與減振器組合在一起，但因結構不同又有重大區(qū)別。燭式采用車輪沿主銷軸方向移動的懸架形式，形狀似燭形南而得名。特點是主銷位置和前輪定位角不隨車輪的上下跳動而變化，有利于汽車的操縱性和穩(wěn)定性。麥弗遜式是絞結式滑柱與下橫臂組成的懸架形式，減振器可兼做轉向主銷，轉向節(jié)可以繞著它轉動。特點是主銷位置和前輪定位角隨車輪的上下跳動而變化，這點與燭式懸架正好相反。這種懸架構造簡單，布置緊湊，前輪定位變化小，具有良好的行駛穩(wěn)定性。所以，目前轎車使用最多的獨立懸架是麥弗遜式懸架6。2.1.2 懸架的組成現代汽車的懸架盡管各有不同的結構型式，但一般都是由彈性元件、減振器和導向機構三部分組成。導向機構在輕型汽車中，也是連接車架（或車身）與車橋（或車輪）的結構，除了傳遞作用力外，還能夠使車架（或車身）隨車輪按照一定的軌跡運動。這三部分分別起緩沖，減振和力的傳遞作用。轎車上來講，彈性元件多采用螺旋彈簧，它只承受垂直載荷，緩和不平路面對車體的沖擊，具有占用空間小，質量小，無需潤滑的優(yōu)點，但是沒有減振作用。減振器在車架（或車身）與車橋（或車輪）之間作彈性聯系，起到承受沖擊的作用。采用減振器是為了吸收振動，使汽車車身振動迅速衰弱（振幅迅速減?。?，使車身達到穩(wěn)定狀態(tài)。減振器指液力減振器，是為了加速衰減車身的振動，它是懸架機構中最精密和復雜的機械件。傳力裝置是指車架的上下擺臂等叉形剛架、轉向節(jié)等元件，用來傳遞縱向力，側向力及力矩，并保證車輪相對于車架（或車身）有確定的相對運動規(guī)律。1、彈性元件的種類（1）鋼板彈簧由多片不等長和不等曲率的鋼板又疊合而成。安裝好后兩端自然向上彎曲。鋼板彈簧除具有緩沖作用外，還有一定的減振作用，縱向布置時還具有導向傳力的作用，非獨立懸掛大多采用鋼板彈簧做彈性元件，可省去導向裝置和減振器，結構簡單。（2）螺旋彈簧只具備緩沖作用，多用于轎車獨立懸掛裝置。由于沒有減振和傳力的功能，還必須設有專門的減振器和導向裝置。（3）油氣彈簧以氣體作為彈性介質，液體作為傳力介質，它不但具有良好的緩沖能力，還具有減振作用，同時還可調節(jié)車架的高度，適用于重型車輛和大客車使用。（4）扭桿彈簧將用彈簧桿做成的扭桿一端固定于車架，另一端通過擺臂與車輪相連，利用車輪跳動時的扭轉變形起到緩沖作用，適用于獨立懸掛使用。2、減振器多采用筒式減振器，利用油液在小孔內的節(jié)流作用來消耗振動能量。減振器的上端與車身或者車架相連，下端與車橋相連。多數為壓縮和伸張行程都起作用的雙作用減振器。本設計也采用雙筒式雙向作用減振器。減振器是懸架的阻尼元件。它可將車輪與車身相對運動的機械能部分地轉變?yōu)橛鸵夯蚰Σ帘砻娴臒崮懿⑸l(fā)出去，從而迅速衰減振動。現代轎車的懸架都有減振器，當轎車在不平坦的道路上行駛，車身會發(fā)生振動，減振器能迅速衰減車身的振動，利用本身的油液流動的阻力來滄海橫流振動的能量。當車架與車軸相對運動時，減振器內的油液會通過一些窄小的孔、縫等通道反復地從一個腔室流向另一個腔室，這時孔壁與油液間的摩擦形成了對車身振動的阻力，這種阻力工程上稱為阻尼力。阻尼力會將車身的機械能轉化為熱能，并被油液和殼體所吸收。人們?yōu)榱烁玫貙崿F轎車的行駛平穩(wěn)性和安全性，將阻尼系數不固定在某一數值上，而是能隨轎車運行的狀態(tài)而變化，使懸架性能總是處在最優(yōu)的狀態(tài)附近。因此，有些轎車的減振器是可調式的，將阻尼分兩級或三級，根據傳感器信號自動選擇所需要的阻尼級。3、導向裝置獨立懸架上的彈性元件，大多吸能傳遞垂直載荷而不能傳遞縱向力和橫向力，必須另設導向裝置，如上、下擺臂和縱向、橫向穩(wěn)定器等。汽車懸架的彈性元件有鋼板彈簧，螺旋彈簧等輕型汽車的懸架一般很軟，它可以提高汽車的平順性，為減少傾斜并提高剛性，通常設置橫向穩(wěn)定桿。導向裝置可控制車輪相對車身按設定的軌跡進行運動，并在車輪與車架之間傳遞力和力矩7。2.2 麥弗遜懸架的特點麥弗遜式懸架（Macpherson Suspension）是獨立懸架的一種，于1947年當時任職福特汽車公司的麥弗遜（Earl 5. MacPherson）發(fā)明。麥弗遜式懸架首先于1950年在福特汽車公司的車型上采用，從此以后，麥弗遜式懸架以其節(jié)約空間和成本較低成為最為流行的汽車獨立懸架系統之一。根據對日本在1987年到2000年之間生產的轎車的統計，轎車中前懸架導向機構型式都是以麥弗遜式為主，雙橫臂式獨立懸架次之。1987年末、1994年末、2000年末采用麥弗遜式懸架作為前懸架的車型所占比例分別為：69.6%，61.6%，69.3%，麥弗遜式懸架在三個統計年度均占第一位；采用麥弗遜式懸架作為后懸架的車型所占比例分別為：24.8%，27.8%， 12.4%，其中麥弗遜式懸架在1987年末占第二位，在1994年末占第一位，在2000年末占第四位。在全球范圍內，前懸架導向機構的機構型式比較單一，發(fā)展趨勢較為明朗，都是麥弗遜式（滑柱連桿式）占主導地位，這種結構廣泛應用于從微型轎車到高級轎車的所有轎車中，且不分驅動橋或非驅動軸均適用7。麥弗遜式懸架是一種單橫臂式獨立懸架，它將減振器作為懸架桿系的一部分加以利用，并將兼作轉向主銷用的滑柱和擺臂組裝在一起，主要用于中型以下的轎車上，也用于運動型汽車的后軸，此時稱為查普曼（Chapman）式懸架。與雙橫臂式懸架相比，麥弗遜式懸架用汽車翼子板上的鉸鏈點代替了上橫臂，減振器的活塞桿頭和螺旋彈簧支承在這里。麥弗遜式懸架將所有承擔彈性元件功能和車輪導向功能的零件組合在一個結構單元內，這些零件包括：支撐螺旋彈簧下端的托盤、輔助彈簧和壓縮行程限位塊、與連桿連接的擺軸式橫向穩(wěn)定桿和車輪轉向節(jié)。與雙橫臂式懸架相比，麥弗遜式懸架的側擺中心高，車體側擺時側擺中心的變化比較小，車輪作上下振動時車輪外傾角、主銷后傾角和輪距的變化小。各個支撐點相互之間的距離較遠，從而因制造誤差而引起的車輪外傾角和主銷后傾角的變化也較小，因此不需要特別的調整機構。同時，由于路面沖擊分散得很廣以及能夠把懸架裝在車輪附近，所以懸架彈簧剛度小而有利于車體構造，占用空間小。但是，由于減振器兼作轉向部件，所以它的滑動部分容易松動，轉彎時車輪的外傾角變化也比較大。轉向系的轉動慣量大一些，車體不是整體構造時難于使用。簡單地說，麥弗遜懸掛的主要結構即是由螺旋彈簧加減振器組成，減振器可以避免螺旋彈簧受力時向前、后、左、右偏移的現象，限制彈簧只能作上下方向的振動，并可以用減振器的行程長短及松緊，來設定懸掛的軟硬及性能。麥弗遜式懸架系統與其它懸架系統相比，具有結構簡單，緊湊，占用空間少，性能優(yōu)越等特點。該懸架還具有較為合理的運動特性，能夠保證整車性能要求。因此麥弗遜式懸架在轎車和微型汽車上有著廣泛的應用8。輕型轎車中的麥弗遜式懸架是典型的空間機構。如圖2.2是某微型汽車的麥弗遜式前懸架機構。1橫擺臂 2車輪 3轉向節(jié) 4減振器 5車身 6彈簧圖2.2 麥弗遜式懸架結構圖筒式減振器4的上端用螺栓和橡膠墊圈與車身5連接，減振器鋼筒下端固定在轉向節(jié)3上，而轉向節(jié)通過球鉸鏈與橫擺臂1連接。車輪所受的側向力通過轉向節(jié)大部分由橫擺臂承受，其余部分由減振器承受。因此，這種結構形式較其余懸架在一定的程度上減少了滑動摩擦。螺旋彈簧6套在筒式減振器的外面。主銷的軸線通過上下鉸鏈中心。當車輪上下跳動時，因減振器的下支點隨橫擺臂擺動，故主銷軸線的角度是變化的，這說明車輪是沿著擺動的主銷軸線而運動。因此，這種懸架在變形時，使得主銷的定位角和輪距都有些變化。然而如果適當調整桿系的結構的布置，可以使車輪的這些定位參數變化極小9。2.3 麥弗遜懸架的結構分析圖2.3 麥弗遜懸架機構簡圖以下用空間機構知識分析麥弗遜懸架機構。由于麥弗遜懸架是各個零件組成的，在懸架機構分析中采用空間機構分析。機構都是由構件組成的。構件不同于零件，前者是機構運動學的概念，而后者是機械設計學和機械制造理論的概念。一個構件可以是一個零件，也可以是由幾個甚至很多零件組成。在機構學中一般認為構件是剛性，彈性和彈性體不視為構件，這與多體運動學中把它們視為是不同的。構件和構件是由運動副連接成運動鏈。運動副是構件的一種活動連接，它即限制所連接的兩個構件的相對運動（即提供一定的約束），又保留了構件間的一定相對運動，所保留的獨立相對運動數目為運動副的自由度。運動副按照其接觸情況分為高副和低副。高副所連接的兩個構件成點接觸或線接觸，在接觸區(qū)域副元素的幾何輪廓是重合的。如圖2.3所示，表示汽車前懸架機構圖。車架與橫擺臂是轉動副連接；橫擺臂與轉向節(jié)總成（包括減震器筒體）是球副連接；減震器桿與轉向節(jié)總成（包括減震器筒體）是圓柱副；減震器桿車架是球副連接；麥弗遜式懸架是閉式空間機構，機架就是車身，沒有原動件，只是行駛過程中，由于車輪的上下跳動，帶動麥弗遜式懸架機構轉向節(jié)和橫擺臂被動地運動10。2.4 本章小結本章介紹了汽車懸架的重要作用和組成元件以及懸架的分類，介紹了麥弗遜式懸架的特點及設計要求，并對麥弗遜式懸架的結構加以分析。第3章 懸架設計計算3.1 懸架特性參數懸架設計的主要目的之一是確保汽車有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。大量的研究及實踐結果表明，對平順性影響最為顯著的懸架特性參數分別是：懸架的彈性特性、阻尼特性以及非簧載質量11。3.1.1 阻尼特性懸架受到的垂直外力與由此所引起的車輪中心相對于車身位移（即懸架的變形）的關系，稱為懸架的彈性特性。為了減少振動頻率和車身高度的變化，本設計應當采用鋼度可變的非線性彈性特性懸架，即懸架變形與所受垂直力之間不成固定的比例變化。汽車懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。因此，固有頻率（Hz）可用式（3.1）表示。 （3.1）式中：重力加速度，g=9810mm/s2；懸架鋼度，N/mm；懸架簧載重力，N。由于本車單輪簧載質量kg，則N。一般乘用車的固有頻率在11.45Hz之間，本設計取Hz，由式（3.1）得懸架的鋼度為N/mm由于懸架靜撓度，因此式（3.1）又可表達為 （3.2）式中的單位為mm。當時mm為了避免汽車行駛過程中頻繁撞擊車架，應當有足夠的動撓度，一般乘用車的動撓度范圍為（7090mm）。3.1.2 阻尼特性當汽車懸架僅有彈性元件而無摩擦或減振裝置時，汽車簧載質量的振動將會延續(xù)很長時間，因此，懸架中一定要有減振的阻尼力。對于選定的懸架剛度，只有恰當的選擇阻尼力才能充分發(fā)揮懸架的緩沖減振作用。當汽車在不平的路面上行駛時或當車輪受到沖擊負荷時，為了衰減車身的自由振動和抑制車身、車輪的共振，以減小車身的垂直加速度和車輪的振幅，懸架系統應具有合適的阻尼。雖然在懸架中存在干摩擦能衰減振動，但阻尼力不穩(wěn)定，不易控制，而且干摩擦的存在又使懸架在承受路面沖擊時，將部分沖擊傳給車身，損壞了行駛平順性。故目前多數汽車的懸架系統中盡量減少干摩擦而裝液力減振器，促使振動迅速衰減以提高汽車行駛平順性。3.1.3 非簧載質量根據是否由懸架彈簧支撐，汽車的總質量可以分為簧載質量和非簧載質量兩部分。非簧載質量即為非懸掛質量，例如車輪和轉向節(jié)的質量，此外，還應包括車輪和車身或車橋之間各連接件質量的一半，比如導向機構的擺臂、彈簧（固定在車架上的扭桿彈簧除外）、減振器、橫向推力桿、轉向橫拉桿等。為了獲得良好的平順性，非簧載質量應該盡量小。一般而一言，對于轎車的非驅動橋，其非簧載質量約為（5090）kg之間，采用獨立懸架時約為下限，采用非獨立懸架時約為上限，采用復合縱臂式后支持橋懸架時約為中間值。轎車的驅動橋，獨立懸架的非簧載質量約為（60100）kg，而非獨立懸架由于帶有主減速器、差速器和剛體橋殼，非簧載質量可達（100140）kg。3.2 螺旋彈簧的設計計算 螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結構簡單、制造方便及有高的比能容量，因此在現代輕型以下汽車的懸架中應用相當普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘用舒適性和懸架導向機構在大擺動量下仍具有保持車輪定位角的能力，本設計中小型觀光旅游車選用螺旋彈簧作為其彈性元件。3.2.1 螺旋彈簧計算公式（1）應力公式 （3.3）式中：彈簧鋼絲表面的剪應力，MPa；彈簧載荷，N；彈簧中徑，mm；鋼絲直徑，mm；應力修正系數 （3.4）式中：為彈簧指數。（2）彈簧鋼度公式（或撓度公式） （3.5） （3.6）式中： 彈簧鋼度，N/mm； 彈簧工作圈數； 彈簧撓度，mm。對彈簧鋼、硬 鋼絲、琴鋼絲、油回火鋼絲等材料，不管其鋼絲直徑粗細，原則上都取剪切彈性模數G=83000MPa。（3）固有頻率公式 （3.7）式中：懸掛質量的固有頻率，Hz；重力加速度，9800mm/s2。（4）阻尼公式（臨界阻尼系數公式） （3.8）式中：Ccr臨界阻尼系數,是決定減振器阻尼力的基礎。對應力公式來說，在應力計算中有四個變量，其中包含應力修正系數K、彈簧鋼絲直徑的三次方計算等。計算起來很麻煩，而且當計算結果應力過大時還要改變d、D值，反復多次才能算好。而實際上是先決定許用應力，在許用應力的范圍內尋求d、D值。對彈簧鋼度的計算也是如此。但是，在這些計算公式中，預先決定許用應力、彈簧鋼度，然后定出d、D值中的一個，再求出另一個是相當費事的。由公式（3.3）變形得 （3.9）故應力計算公式變形為： （3.10）式中：K應力修正系數，；A彈簧鋼絲截面積,（mm2）；S由彈簧指數C決定的值。S=2KC （3.11） （3.12）將C作為待求的量，改變上式得彈簧指數計算公式 （3.13）由公式（3.5）變形得 （3.14）設為每一圈彈簧的鋼度，則 （3.15）取G=83000Mpa，則 （3.16）3.2.2 螺旋彈簧的計算由于彈簧需要承受的沖擊載荷較大，因此需要彈簧有較高的強度。在此選取60Si2Mn為懸架彈簧材料。滿載靜平衡時彈簧載荷P=1637N，從汽車平順性考慮取固有頻率=1.35Hz。初選彈簧鋼絲直徑d=8mm，查表得許用拉應力Mpa，則許用切應力Mpa。當懸架彈簧經噴丸處理時，最大載荷剪切應力應控制在Mpa以下。作用在彈簧上的負荷倍數n一般取1.5左右。由于采用橡膠緩沖塊等故可防止過載，靜載荷時把應力控制在600 Mpa以下為好。（即當載荷倍數n=1.5時，使最大載荷時的應力不超過Mpa，同時為以后改進設計留有增加的重量的余地）。在此選取靜載荷時應力Mpa。由d=8mm可算出鋼絲截面積 mm2由式（3.12）解得將S帶入式（3.13）得由式C=D/d得mm把C、d帶入式（3.15）得N/mm 根據式（3.7）求得彈簧鋼度和靜撓度N/mmmm根據式（3.15）求得彈簧的有效圈數壓并高度mm。為了保證彈簧有足夠大的動撓度，取載荷指數為1.5，即彈簧最大工作載荷F2=1.51637=2455.5N最大行程mm。動撓度mm，在允許范圍內。彈簧的自由高度可由彈簧壓并高度和最大行程決定，即。但為了避免全壓縮，使自由高度高出一段距離更安全，取5mm。因此彈簧自由高度mm。對彈簧鋼絲直徑進行校核，因為彈簧指數C=7.5，則曲度系數小于原設定的值，取d=8mm。長徑比，不失穩(wěn)（合格）。3.3 減振器的計算（1）相對阻尼系數在選擇時應考慮到的取值較大，能使系統振動迅速衰減，但會使較大的不平路面的沖擊力傳到車身；選得過小，振動衰減過慢，不利于行駛平順性。對于內無摩擦彈性元件（螺旋彈簧）懸架，取。（2）主要尺寸參數的選擇工作缸筒常由低炭無縫鋼管支撐，其壁厚一般取mm。單筒式減振器為防止外物撞擊而產生變形，應取2mm。貯油筒直徑，壁厚取2mm，材料選取20鋼，活塞桿直徑d一般?。?.400.55）D，工作缸筒長度的長度一般設計為減振器工作行程的23倍，為筒式減振器工作直徑。為了能以最少產品型號滿足各類汽車的需要，我國己制訂了汽車筒式減振器標準，由專業(yè)廠進行系列化生產。筒式減振器以工作缸直徑制定系列，國家標準確定了工作缸徑的系列為：20、30、40、50、65、80（mm）。所計算得到的工作缸徑，要在系列尺寸中找出相近的缸徑作為最后確定尺寸。（3）減振器阻尼系數 （3.17）式中：懸架剛度，N/m；簧載質量，kg。式中kg，N/m，。KN/ms-1為滿足減振器阻尼特性，伸張行程相對阻尼系數與壓縮行程相對阻尼系數之間的關系應滿足式（3.16）和（3.17）的要求 （3.18） （3.19）解式（3.18）和（3.19）得， ，滿足式（3.17）中要求，則減振器壓縮行程阻尼系數：KN/ms-1減振器伸張行程阻尼系數：KN/ms-1（4）卸荷速度為減少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，減振器應打開卸荷閥。打開卸荷閥瞬時的減振器活塞速度稱為卸荷速度。一般為0.150.3m/s在此取0.2m/s（5）筒式減振器工作直徑的確定 （3.20）mm取標準值D=20mm。式中：缸內最大容許壓力，??；為最大卸荷力（伸張過程），；為伸張阻力系數，KN/ms-1； 為缸筒直徑與連桿直徑之比，取。（6）筒式減振器外形尺寸的確定選取減振器基長mm，工作行程mm；工作缸長度mm；減振器貯油筒直徑mm；選取活塞桿直徑mm；減振器最大長度mm；減振器最小長度mm。3.4 懸架導向機構設計分析圖3.1麥弗遜式懸架結構簡圖3.4.1 懸架導向機構空間位置的分析麥弗遜式懸架由橫擺臂、轉向節(jié)、減振器和車身構成機構組成部分。如圖3.1為麥弗遜式左1/2懸架的結構示意圖,其中BD為主銷中心線，MN為下擺臂旋轉軸線，DE為減振器中心線，P點為拉臂球頭中心，F為車輪的中心，Q點為主銷的中心線與車輪軸線的在后視圖上的交點，O點為MN連線的中點，G為車輪的著地點，G為主銷中心線與地面的交點。坐標系X_Y_Z為靜坐標系，為了方便后續(xù)的計算，取坐標系的原點在懸架對稱中心平面（即YZ平面）上，并且XY平面過O點，XZ平面為地面。Z軸指向汽車的尾部，Y軸垂直向上，X軸由右手定，拇指指向Z軸，食指指向Y軸，則中指指向的則是X軸。1、前輪定位參數的計算在麥弗遜式懸架模型中，主銷內傾角、主銷后傾角、前輪外傾角、前輪前束角可以由以下的坐標參數表示。主銷內傾角為主銷中心線BD與YZ平面的夾角。 （3.21）主銷后傾角為主銷中心線BD與XY平面的夾角。 （3.22）前輪外傾角主要由轉向節(jié)EF的零件設計來保證，為EF和XZ平面的夾角。 （3.23）前輪前束角在機構里面表示為EF和XY平面的夾角。 （3.24）2、B、O、D點的坐標O、D、S點坐標在懸架運動中保持相對不變，可由總布置要求來確定其取值范圍。B點初始位置坐標（即懸架平衡位置時的坐標）關系著主銷內傾角和主銷后傾角，B點坐標、O點坐標、下擺臂BO的空間位置、D點坐標、主銷內傾角和主銷后傾角是相關聯的。在選取初始值的同時，根據底盤布置的要求，適當的調整以下幾個量： 、和B點的坐標，來控制懸架的導向結構。B點的坐標可以通過BO的空間位置來控制，BO的空間位置由BO的長度、下擺臂的水平夾角（與XZ平面的夾角）和下擺臂橫向平面的夾角（與XY平面的夾角）來確定。由于O點在XY平面上，則O點的坐標為。由空間幾何運算，容易計算出B點的坐標為： （3.25）再根據式（3.15）和（3.16）反求出： （3.26）B、O、D點的坐標就是通過上面提供的6個變量來表示的。3、E、F、G點的坐標由于要保證前輪輪距，則有；G點在地面，則有。FG的長度（車輪半徑）為，由于前輪外傾，則有 （3.27）所以F、G點的坐標表示為： （3.28） （3.29）其中為未知量。在平衡位置時，設計減振器中心線DE平行于XY平面，DE與YZ平面的夾角為，則有： （3.30）其中為未知量。將E、F的坐標代入到式（3.28）和（3.30）中，2個方程兩個未知量，求解和，得到方程： （3.31）其中解方程得： （3.32） （3.33）在此加入一個控制變量。4、點的坐標、點雖然不參與前輪定位參數的形成，但是在車輪跳動過程中也影響到了前輪定位參數的變化，在、點的坐標計算中，需要根據經驗來保證一定的范圍取值，在本設計中不作另外討論，只列出控制變量，在程序中配合經驗選取恰當的數據。為了方便計算，取點的3個坐標以及桿的空間位置作為控制參數，即：、轉向拉桿PS的長度、轉向拉桿的水平夾角（與XZ平面的夾角）和轉向拉桿橫向平面的夾角（與XY平面的夾角）。根據空間運算關系，容易得出： （3.47） （3.48）3.5 懸架結構元件的選取、下擺臂為了減少車身縱向力作用，下擺臂選取叉形臂，為了盡量減小非簧載質量，臂體采用鋁合金鑄造，為了減小作用在車身上固定支點處的力，擺臂支點間距離選取應盡量大，在此根據經驗選取支點間距為200mm，擺臂厚取20mm。、接頭 根據結構不同，接頭有軸銷式接頭和球銷式接頭兩種。根據懸架各元件間的運動形式和傳力特點，并能夠完成空間運動，取下擺臂與轉向節(jié)、轉向拉桿與轉向節(jié)連接處接頭為球銷式接頭，下擺臂與車架連接處接頭為軸銷式球頭。接頭處連接方式采用螺紋連接。、轉向拉桿雖然轉向拉桿不參與前輪定位參數的形成，但是在車輪跳動過程中也影響到了前輪定位參數的變化，轉向拉桿的具體參數需配合轉向系進行選取，在此根據經驗選取轉向拉桿直徑為10mm。4、轉向拉桿該車采用13寸寬輪胎，直徑：13英寸（330.2mm），胎寬：165mm。3.6 本章小結本章對懸架特性參數和減振器以及彈簧的基本參數進行了設計計算，對懸架導向機構空間關鍵點坐標的進行分析。第4章 基于ADAMS/View麥弗遜懸架建模機械也稱機械系統，它是由可以相對運動的剛體通過運動副或約束聯接形成的多剛體系統。汽車就是一種典型的機械系統，在汽車機械系統運動學、動力學分析中，前懸架占有重要的地位。本章將應用ADAMS軟件，建立計算汽車前懸架模型。當建立麥弗遜懸架的模型前，為了建模和分析的方便，需要作以下幾個假設：（1）各運動副均為剛性連接，且內部間隙和摩擦力忽略不計；（2）擺臂軸和懸架端與車身連接處球銷的橡膠襯套是剛性的；（3）轉向拉桿與中間拉桿的球連接用球鉸表示,取消拉桿繞它的縱向軸的旋轉；（4）輪胎為剛性的；（5）懸架上下緩和塊可簡化為線性彈簧和阻尼；（6）僅研究懸架特性時，車身相對地面假設不動；（7）為模擬地面不平引起的激勵，假想一構件，它與輪胎直接接觸，與地面之間通過移動副相連，可垂直地上下運動12。4.1 仿真軟件ADAMS的介紹4.1.1 ADAMS的簡介機械系統分析軟件ADAMS是世界上應用廣泛的機械系統動力學仿真分析軟件。它是有美國學者蔡斯等人利用多剛體動力學理論，選取系統內每個剛體質心在慣性參考系中的三個直角坐標和反映剛體方位的歐拉角為廣義坐標編制的計算程序。ADAMS軟件應用了解決剛性積分問題的方法，并采用稀疏矩陣技術提高了計算效率。用戶利用ADAMS軟件可以建立和測試虛擬樣機，實現在計算機上仿真分析復雜機械系統的運動性能。目前ADAMS軟件在汽車和航天等領域得到廣泛的應用。利用ADAMS軟件，用戶可以快速、方便地創(chuàng)建完全參數化的幾何模型。該模型可以是在ADAMS軟件中直接建造的簡化幾何模型，也可以是從其他CAD軟件中轉過來的造型逼真的幾何模型；然后，在幾何模型上施加力和力矩及運動激勵；最后執(zhí)行一組與實際狀況十分接近的運動仿真測試，得到實際機械系統工作過程的運動仿真。ADAMS軟件采用模擬樣機技術，將多體動力學的建模方法與大位移及非線性分析求解功能相結合。機械系統分析軟件ADAMS使用交互式圖形環(huán)境和部件庫、約束庫、力庫，用堆積木式方法建立三維機械系統參數化模型并通過對其運動性能的仿真分析和比較來研究“虛擬樣機”可供選擇的設計方案。ADAMS仿真可用于估計機械系統性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的載荷輸入。ADAMS的核心仿真軟件包有交互式圖形環(huán)境ADAMS/View和仿真求解器ADAMS/Solver。還有建模用集成用、顯示用、擴展模塊。ADAMS軟件包括3個最基本的解題程序模塊：ADAMS/View（基本環(huán)境）、ADAMS/Slover（求解器）和ADAMS/Postprocessor（后處理）。另外還有一些特殊場合應用的附加程序模塊，例如：ADAMS/Car（轎車模塊）、ADAMS/Rail（機車模塊）、ADAMS/Driver（駕駛員模塊）、ADAMS/Tire（輪胎模塊）、ADAMS/Linear（線性模塊）、ADAMS/Flex（柔性模塊）、 ADAMS/Control（控制模塊）、 ADAMS/FEA （有限元模塊）、 ADAMS/Hydraulics（液壓模塊）、 ADAMS/Exchange（接口模塊）、 Mechanism/Fro（與Pro/Engineer的接口模塊）、ADAMS/Animation（高速動畫模塊）等。下面介紹一下ADAMS軟件的基本模塊。ADAMS/View（基本環(huán)境）是以用戶為中心的交互式圖形環(huán)境，它提供豐富的零件幾何圖形庫、約束庫和力庫，將便捷的圖標操作、菜單操作、鼠標點取操作與交互式圖形建立模型、仿真計算、動畫顯示、優(yōu)化設計、曲線圖處理、仿真結果分析和數據打印等功能集成在一起。ADAMS/Slover（求解器）是ADAMS軟件的仿真“發(fā)動機”，它自動形成機械系統模型的動力學方程，提供靜力學、運動學和動力學的計算結果。ADAMS/Slover有各種建立模型和求解選項，以便于精確有效地解決各種工程問題。ADAMS/Postprocessor（后處理）是ADAMS軟件仿真結果的后處理，ADAMS/Postprocessor模塊主要有兩個功能：仿真結果回放功能和分析曲線繪制功能。通過仿真結果的后處理，可以完成以下主要工作：（1）可以通過多種方式驗證仿真結果，并對仿真結果進行進一步的分析；（2）可以繪制各種仿真分析曲線并進行一些曲線的數學和統計計算；（3）可以通過圖形和數據曲線比較不同條件下的分析結果；（4）可以進行分析結果曲線圖的各種編輯等等；（5）對進一步調試樣機提供指南；ADAMS/Controls（控制模塊）可以通過簡單的繼電器、邏輯與非門、阻尼線圈等建立簡單的控制機構，或者利用在通用控制系統軟件中建立的控制系統框圖，建立包括控制系統、液壓系統和運動機械系統的仿真模型。ADAMS/Linear（系統模態(tài)分析模塊）可以在進行系統仿真時將系統的非線性的運動學或動力學方程進行線性化處理，以便快速計算系統的固有頻率、特征向量和狀態(tài)空間矩陣，更快更全面地了解系統的固有特性。ADAMS/Flex（柔性分析模塊）提供ADAMS軟件與有限元分析軟件之間雙向數據交換接口。利用它與ANSYS、 MSC/NASTRAN 、ABAQUS、 I-DEAS等軟件的接口，可以方便地考慮零部件的彈性特性，建立多體動力學模型，以提高系統的仿真精度。MECHANISM/Pro（Pro/E接口）是連接Pro/E與ADAMS之間的橋梁，二者采用無縫連接的方式，不需要退出Pro/E應用環(huán)境，就可以將裝配的總成根據其運動關系定義機械系統，進行系統的運動學仿真，并進行干涉檢查、確定運動鎖止位置，計算運動副的作用力等等。ADAMS/Car（轎車模塊）是MDI（Mechanical Dynamics Inc.）公司與Audi、 Bmw、 Renault 和Volvo等公司合作開發(fā)的整車設計模塊，它能夠快速建造高精度的整車虛擬樣機，其中包括車身、懸架、傳動系統、發(fā)動機、轉向機構、制動系統等，可以通過高速動畫直觀地再現在各種試驗工況下（如：天氣、道路狀況、駕駛員經驗）整車的動力學響應，并輸出標志操縱穩(wěn)定性、制動性、乘坐舒適性和安全性的特征參數。ADAMS/Driver（駕駛員模塊）是在德國的IPG-Driver基礎上，經過二次開發(fā)而形成的成熟產品，可以確定汽車駕駛員的行為特征，確定各種操作工況（例如：穩(wěn)態(tài)轉向、轉彎制動、ISO變線試驗、側向風試驗等），同時確定轉向盤轉角或傳矩、加速踏板位置、作用在制動踏板上的力、離合器位置、變速器檔位等，提高車輛仿真動力學特性，并具有記憶功能。ADAMS/Rail（鐵道模塊）是由美國MDI公司、荷蘭鐵道組織（NS）、 Delft工業(yè)大學以及德國ARGE CARE公司合作開發(fā)的，可以用于研究鐵路機車、車輛、列車和線路相互作用的動力學分析軟件。利用ADAMS/Rail可以方便快速地建立完整的、參數化的機車車輛或列車模型以及各種子系統模型和各種線路模型，并根據分析目的的不同而定義相應的輪/軌接觸模型，可以進行機車車輛穩(wěn)定性臨界速度、曲線通過性能、脫軌安全性、牽引/制動特性、輪軌相互作用力、隨機響應性能和乘坐舒適性指標以及縱向列車動力學等問題的研究13。4.1.2 ADAMS軟件的優(yōu)點ADAMS軟件一方面是機械系統動態(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：（1）分析時間由數月減少為數天；（2）降低工程制造和測試費用；（3）在產品制造出之前，就可以發(fā)現并更正設計錯誤，完善設計方案；（4）在產品開發(fā)過程中，減少所需的物理樣機數量；（5）進行物理樣機測試有危險、費時和成本高，可利用虛擬樣機進行仿真分析；（6）縮短產品的開發(fā)周期。傳統懸架系統設計、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，提高產品的系統及性能獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的設計產品14。 圖4.1 單位設置窗口 圖4.2 工作網格設置窗口 圖4.3 重力設置窗口4.2 在ADAMS/View中創(chuàng)建懸架模型1、創(chuàng)建新模型首先啟動ADAMS/View。在歡迎對話框中選擇“Create a new model”，在模型名稱（Model Name）欄中輸入“maifuxunxuanjia”，其它選項欄中選擇系統默認的選項，按“OK”。2、設置工作環(huán)境在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Units）命令，將模型的長度單位、質量單位、力的單位、時間單位、角度單位和頻率單位分別設置為毫米、千克、牛頓、秒、度和赫茲（如圖4.1所示）。在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Working Grid）命令，將網格X方向和Y方向的大小分別設置為750和800，將網格的間距設置為50（如圖4.2所示）。在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Gravity）命令，將重力方向設置為沿Y軸負方向，大小為-9806.65（如圖4.3所示）。在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Icons）命令，將圖標大小設置為50。3、創(chuàng)建設計點點擊ADAMS/View中零件庫的點（Point），選擇“Add to Ground”和“Dont Attach”，在工作窗口創(chuàng)建如圖4.4所示的八個設計點。這八個設計點是各個運動副相連接的位置。圖4.4 列表編輯器4、創(chuàng)建懸架的構件利用ADAMS/View中零件庫的圓柱體（Cylinder）和球體（Sphere）命令，根據設計點的位置，分別建立汽車懸架的各個構件：下擺臂（Swing_arm），轉向節(jié)（Knuckle），主銷（King_pin），轉向拉桿（Tie_rod），車輪（Wheel），減振器上筒（King_pin）以及彈簧（Spring）。建模完成后的懸架模型如圖4.5所示。圖4.5 懸架模型圖5、創(chuàng)建測試平臺點擊ADAMS/View中零件庫的點（Point），選擇“Add to Ground”和“Dont Attach”，在（-594.0159，-40，-155.4536）處建一個點，并以該點為對角點建立一個立方體,構成測試平臺。表4.1 懸架模型連接副明細表連接副類型連接副圖標第一構件第二構件連接副位置旋轉副Revolute JointSwing_armGroundO球副Spherical JointKing_pinGroundD球副Spherical JointTie_rodGroundS球副Spherical JointSwing_armKnuckleB球副Spherical JointTie_rodKnuckleP圓柱副Cylindrical JointKing_pinKnuckleE固定副Fixed JointWheelKnuckleF點面約束副Inplane Joint PrimitiveWheel