基于Adams虛擬樣機的轉向管柱硬點優化設計

胡 偉，曾 志，林成杰

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 510640）

0 前言

隨著CAE技術的飛速發展，在產品的設計，開發和制造中，虛擬樣機技術在解決和改善產品質量，降低開發周期和成本，提高工作效率提供有力支撐。依據設計工作的需要，建立準確的虛擬樣機模型，設置合理的設計目標，利用CAE的優化設計手段，實現具體開發工作的優化設計，達到仿真與設計互相促進的目的[1]。

轉向管柱硬點由方向盤中心點，上萬向節點，下萬向節點和小齒輪嚙合中心點組成，空間布置的萬向節不可避免存在力矩波動[2]，管柱硬點確定涉及到整車的人機工程，周邊布置空間，轉向器的硬點等約束條件，使用目標分析的方法，通過設定一系列優化參數，提交優化軟件計算得出滿足條件的結構參數，然后再驗證分析，能夠大大提高設計效率，并且在保證性能的同時保證約束條件的符合性，本文應用尺寸優化的設計方法，將管柱硬點作為優化參數，得到優化結果后，結合約束條件，并進一步驗證、改進設計，最終實現了設計優化目標。

圖1 轉向管柱模型

1 建立優化模型

1.1 確定設計變量

轉向管柱模型示意如圖1所示，小齒輪嚙合中心點P1和方向盤中心點P4可以作為已知量，其中P1點由底盤硬點決定，P4點由人機硬點決定，產品定型后不能隨意變動。尋找合適的空間點上萬向節點P3和下萬向節點P2，并定義正確的萬向節相位角θ，成為轉向管柱布置主要課題，為此引入如下矩陣形式的設計變量：

其中L1，L2分別表示P1，P2和P3，P4之間的距離，A1，A2分別表示P1P2和P3P4與Z軸的空間夾角，

A3，A4分別表示P1P2和P3P4在XY平面的投影與X軸的夾角，θ表示上下萬向節之間形成的相位角[3]。

定義的已知量和設計變量坐標可以如表1所示。

表1 硬點坐標

1.2 確定目標函數

由于雙萬向節可等效為單萬向節傳動，同時萬向節傳動具有周期性波動的特點，在滿足人機和硬點要求的條件下，尋找力矩波動的最小的空間布置，因此定義輸出軸和輸入軸的角速度的比值與1的差值的最大值定義為力矩波動Wt，并以力矩波動優化的目標函數，設計目標要求小于5%[4]。

其中ω1，ω2為管柱上下兩端軸P3P4，P1P2轉動角速度

1.3 約束條件

轉向管柱的長度，布置角度，相位角由于人機硬點和底盤懸架硬點的限制，取值都在一定的范圍之內，結合乘用車車輛的安裝布置特點，定義本次優化約束條件如下：

其中[Lmin]，[Lmax]分別為管柱上軸，管柱下軸允許的極限長度，[Amin]，[Amax]分別為管柱上軸，管柱下軸允許的極限空間夾角，[θmin]，[θmax]為上下萬向節允許的相位角范圍[5]。結合車型的功能需要，設計變量取值范圍定義如表2所示。

表2 設計變量

1.4 優化數學模型

由式（1）～（5）構造一個具有約束的最優化問題的數學模型[6]。

2 波動優化與結果分析

2.1 力矩波動優化流程

Adams是美國MSC公司開發的應用最廣泛的機械系統自動化動力學仿真軟件。View虛擬樣機模塊在統一的環境下建立模型、仿真模型和檢查結果[7]。

本文采用Adams/View虛擬樣機模塊，通過目標優化模塊進行優化分析。在優化結束之后，還需要將優化后的布置重新進行分析，比較優化前后的尺寸參數是否符合整車布置條件，如果符合則完成優化過程，否則需要將模型和參數等進行再優化[8]。具體的流程如圖2所示。

根據1.4提出的數學模型，在View虛擬樣機模塊中定義設計變量，設計模擬，設計約束和設計目標等優化參數，提交軟件進行優化目標的評估。

2.2 優化結果分析

圖2 設計優化流程圖

根據2.1的優化設計流程，進行尺寸優化分析，得到最終的優化結果，結合設計變量的取值范圍并結合產品實際布置情況進行尺寸優化分析。

初始情況下力矩波動分析結果見圖3，圖4，此時相位角取值為20.13°時，力矩波動為19.6%，不滿足設計目標要求。

圖3 初始Wt值

圖4 初始Phase_angle

結合約束條件進行優化，通過調整P1P2，P3P4的空間夾角A1，A2，A3，A4來進行角度優化，對長度L1，L2進行尺寸優化，計算結果見圖5，圖6，當A1=65°，A2=65°，A3=6°，A2=0°，L1=510 mm和L2=180 mm時此時相位角取值為39.36°時，力矩波動為0.5%，滿足優化目標要求。

圖5 第一次優化數據圖

圖6 第一次優化Phase_angle

圖7 第二次優化數據圖

結合優化結果進行實車布置確認，其中A3=6°，A2=0°時轉向管柱與周邊件有干涉，不滿足布置要求，為此在保證布置要求的前提下，并微調P4點坐標為（879，-365，608），計算結果見圖7，圖8。此時設計變量A1=69°，A2=70°，A3=0°，A2=6°，L1=510 mm和L2=180 mm，相位角取值為84.1°時，力矩波動為1.5%。

圖8 第二次優化Phase_angle

表3 設計變量前后值

經過優化后，最終優化的力矩波動為1.5%，原始布置力矩波動最大值為19.6%，遠低于通常5%的目標要求，同時轉向管柱硬點滿足整車布置要求，設計變量的前后值見表3。

3 結論

（1）本文提出一種轉向管柱硬點優化方法，該方法能有效解決轉向管柱萬向節引起力矩波動問題；

（2）以轉向管柱萬向節力矩波動作為優化目標，優化的布置參數滿足整車布置及力矩波動低于5%的要求；

（3）對整車人機布置和底盤硬點作為已知量，后續會研究人機布置和底盤硬點對波動優化的影響。

［1］鄭建榮.adams虛擬樣機技術入門與提高［M］.北京：機械工業出版社，2001.

［2］王望予，張建文.汽車設計：4版［M］.北京：機械工業出版社，2008.

［3］潘金坤，羅紹新.汽車轉向系統雙十字軸式萬向節傳動優化設計［J］.機械傳動，2011（12）：49-52.

［4］林成杰，谷玉川.基于CATIA知識工程對汽車轉向系統的力矩波動分析［C］.“廣汽豐田杯”廣東省汽車行業第七期學術會議論文集，2013.

［5］ 馮振東.空間多萬向節傳動的轉角差和當量夾角的計算［J］.汽車技術，1982（5）：24-30.

［6］劉惟信.機械最優化設計［M］.北京：清華大學出版社，1994.

［7］ADAMS/View Training Guide［Z］.

［8］黃橋，游祥軍.基于ADAMS轉向系統硬點優化［J］.汽車零部件，2013（12）：47-50.