2024年4月21日发(作者：)

第５章悬架设计

图５

１７外倾角变化曲线

２车轮接地点侧向滑移量随车轮跳动的变化曲线

闰５１８侧向滑移量变化曲线

（２）：当优化目标函数是：侧向位移绝对值＋２倍外倾角绝对值时

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第５章息架设计

ｂ优化结果

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图５２０优化结果

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ｃ车轮接地点侧向滑移量和车轮外倾角变化前后对比

圈５．２１结果前后对比

由此可见，车轮接地点侧向滑移量得到了一定的优化，而且外倾角的变化

也不太大。

ｄ．创建悬架的特性曲线

１车轮外倾角相对于车轮跳动的变化曲线

第５章悬架设计

图５

２２外倾角变化曲线

２牟轮接地点侧向滑移量随车轮跳动的变化曲线

囝５

２３侧向滑移量的变化曲线

（３）：当优化目标函数是：侧向位移绝对值＋１

５倍外倾角绝对值时

ＡＢＳ（ｓｕｓｐ

Ｓｉｄｅｗａｙｓ

ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ）＋２４０／ｎ‘／ａ３Ｓ（ｓｕｓｐ．Ｃａｍｂｅｒ＿Ａｎｇｌｅ）

ａ目标函数的曲线窗口

还圣

酗５２４目标函数曲线

第５章息架设计

ｂ优化结果

图５２５优化结果

ｃ车轮接地点侧向滑移量和车轮外倾角变化前后对比

图５２６优化结果前后对比

由此可见，虽然滑移量得到了很大的优化，但是外倾角的变化过大。

ｄ创建悬架的特性曲线

ｌ车轮外倾角相对于车轮跳动的变化曲线

第５章悬架设计

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图５．２７外倾角变化曲线

２．车轮接地点侧向滑移量随车轮跳动的变化曲线

图５．２８侧向滑移鼍变化曲线

５．３．４悬架模型最终结果

表５．２双横臂悬架模型的优化结果

滑移量加多少外倾角车轮接地点侧向滑移量变化

（ｍｍ）

车轮外倾角变化

（ｏ）

。１

．４．５

．１．５

．３．７

未优化前

１／６外倾角

２倍外倾角

１．５倍外倾角

１０

０．８５

５．４

２．Ｏ

对比三种优化函数得到的优化结果，决定选用第三种情况，车轮接地点的侧

第５章悬架设计

向滑移量由初始的ｌＯｍｍ下降到２ｍｍ，大大地降低了轮胎的磨损情况：虽然此

时车轮外倾角变化的极限值是－３．７。，但在极限范围之内。

由优化结果可以看出，悬架模型的主销长度为２３５ｍｍ（主销内倾角为ｏｏ．

主销后倾角为００），上横臂长１８３ｍｍ，上横臂在汽车横向平面内的倾角为１４．４０；

下横臂长３４０ｍｍ，下横臂在汽车横向平面的倾角为５．２０。

为了可以获得莨好的抗制动纵倾性。并减少驱动桥的起动下沉量，对于后悬

架来说，则后轮的纵倾中心应在在车轮前方，并置于车轮中心上方。因此．我

把悬架的上摆臂在纵向平面水平布置，下摆臂在纵向平面内上仰５０。由此引起

的车轮接地点侧向滑移量和外倾角变化很小，但前柬会有一些变化。

图５２９最终优化结果

最后该双横臂式独立悬架的悬架侧倾中心可由如下作图的方式得到，即将

上、下横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点Ｐ，并同时获得Ｐ点的高度，

将Ｐ点与车轮接地点Ｎ连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心ｗ。由此可知，

该侧倾中心高度在该类悬架中与上横臂在横向平面内的倾角、下横臂在横向平

面内的倾角、主销的长度有关，所以可以通过调节这些参数来达到所要求的侧

倾高度。

第５章悬架设计

图５．３０侧倾中心

５．４双横臂独立悬架的受力分析

双横臂独立悬架系统的弹性元件可采用螺旋弹簧或扭杆弹簧，阻尼元件常

用筒式减振器。根据整车结构布置，弹簧和阻尼元件通常安装于下横臂与车架

（车身）之间，但也有安装于上横臂与车架（车身）之间的情形。因此，导向

机构各构件及各连接铰点的受力大小与方向，与弹簧元件的类型和安装位置密

切相关。

５．４．１弹簧减振器布置在下横臂

图５．３ｌ减振器下置的双横臂悬架

如果在电动轮中，驱动电机伸出轮辋的长度较小，给悬架的布置留出了足

够空间的话，完全可以使用下置的螺旋弹簧和下置的减震器，降低了悬架的高

度，避免了将向上垂直力直接传给汽车翼子板的内衬板。

建立以下横臂固定铰链中心Ｄ为原点，水平横向为Ｙ轴、垂直方向为Ｚ轴

的坐标系Ｄ．），ｚ，用Ｏｔ、Ｂ、‘和（ｐ分别表示上横臂ＡＢ、下横臂ＣＤ、转向主销ＢＣ

和减震器轴线ｌＵ与ｙ轴的央角，取逆时针方向为正。其中，Ａ、Ｄ分别为上、

下横臂与车架联接的铰销中心，Ｂ、Ｃ分别为转向主销ＢＣ与上、下横臂联接的

５２

第５章悬架设计

球铰中心，车轮接地点为Ｐ，弹簧和减震器重合。

机构主要结构参数如下：

上横臂ＡＢ＝１８３ｍｍ，转向主销ＢＣ＝２３５ｍｍ，下横臂ＣＤ＝３２０ｍｍ，ＢＥ＝１

０５ｍｍ，

ＤＪ＝２３０ｍｍ；车轮半径为ｒ＝２６０ｍｍ，轮胎宽度ｂ＝１４５ｍｍ，单轮满载簧载质量为

ｍ＝２００ｋｇ；固定铰点Ａ的位置坐标，ＺＡ＝２４９．７，ｙＡ＝１６１．３５；点Ｋ的坐标为：

ｚＫ＝２００ｍｍ，ｙＫ＝２００ｍｍ，上横臂摆角范围．３肚１５０，满载位置取ａ＝－１４．４０。

由于本文主要分析不同上横臂摆角所对应位置处的（亦可理解为不同负载

状况下）球铰受力状况，即属于静力分析。因此减震器无相对滑动，不产生阻

尼力，这种情形下，若不计摩擦力的影响，则上横臂只在Ａ、Ｂ两点受力，可视

为二力杆，即球铰Ｂ处的反力ＦＢ应沿ＡＢ方向，它与地面反力Ｆ的力作用线相交

于Ｇ点，如图所示。按三力汇交于一点的力平衡关系，下横臂ＣＤ通过球铰Ｃ

作用于转向节ＣＢ的力Ｆ。应沿ＣＧ连线方向。

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（５．４）

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（５．５）

使用同济大学汽车学院的双横臂独立悬架受力及刚度阻尼特性非线性分析

辅助软件【２９】，进行计算后的结果如下图：

第５章悬架设计

图５

３２双横臂独立息架受力及刚度阻尼特性１隘性分析辅助软件

悬架上下跳动时，机构各参数的变化情况如图５

３３。

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幽５３３软卅－优化后备机构参数

第５章恳架设计

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图５．３４下横臂的受力分析

上图为弹簧处于平衡位置时和处于最大压缩量时下摆臂的受力情况，对Ｄ

点取矩，列力矩平衡方程：

只×ＤＪｘｓｉｎ（１８００一缈一５０）＝ＦｏｘＤＣｘｓｉｎ（６ｃ一１８００＋５０）

（５．６）

由上面的分析程序可以得到：单轮弹簧刚度ｋ，．＝１７１７３Ｎ／ｍ，减振器阻尼系

数Ｃ，＝１

１５２．４６８Ｎ／ｍ／ｓ。

（１）处于平衡位置，将ｑ）＝１０４０，８。＝２５２．７０，Ｆｃ＝１８８１．１Ｎ带入上式，得到

Ｅ，＝２７０４．４４Ｎ，弹簧减振器的长度厶＝２２３．６９ｒａｍ。

（２）处于最大压缩量，由上图，车轮上跳到最高点时，即当下摆臂Ｄ＝１１．４０

的时候，弹簧减振器长度厶＝１５６．６２ｍｍ，瓦２＝‘ｌ＋Ｋ５×（厶・Ｌ２）＝３８５３．８２Ｎ。

在垂直力最大工况，即车轮上跳幅度最大工况，车轮与路面冲击时发生垂

直动载荷，地面垂直反力Ｆ：最大出现在上压至极限位置，相应的Ｆｃ达到最大值。

此时不计纵向力和侧向力，则单轮最大垂直力Ｆ＝２７５４．９Ｎ，螺旋弹簧力

疋＝３８５３．８２Ｎ。

５．４．２将弹簧减振器布置在上横臂时

当电动轮的驱动电机伸出轮辋的体积较大，不便于弹簧减震器的安装时可

以布置在上横臂上。按比例画出上述导向机构的运动简图：

第５章悬架设计

Ｈ

５

３６般横臀恳架的ＡＤＡＭＳ模璎

麻Ｈ｛ｋｉｆ４ｉ建立的ａｄａｍｓ模型，当单个车轮承受的簧载质最为２００ｋｇ时，得

到各铰接点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｊ的受力情况。

’车轮上Ｆ跳动时

第５章悬架设计

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闺５３７异铰接点的受力

山仿真结果可知，铰接点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ的作用力相差不大，而弹簧减震器和

上横臂的铰接点Ｊ处的作用力比较大。

５

５小结

本章使用ＡＤＡＭＳ／Ｖｉｅｗ创建汽车的双横臂式独立后悬架模型，并对之进行

运动学的分析，以此确定了较好的悬架设计参数。在这个方案中，为了减轻轮

胎的磨损和得到良好的车轮接地性，选择车轮接地点侧向滑移量的绝对值和车

轮外倾角的绝对值作为目标函数，通过对主销Ｋ度、Ｌ横臂Ｋ度、Ｅ横臂在汽

车横向平面的倾角、下横臂长度和下横臂在汽车横向平面的倾角的优化分析，

减小车轮接地点侧向滑移量的绝对值和车轮外倾角的绝对值。通过对双横臂悬

架的受力分析．了解悬架各铰接点的受力情况，有助于以后选择合适的球铰。

第６章结论与展望

第６章结论与展望

６．１结论

本文对微型电动汽车的高速内转子型轮边驱动系统做了分析和研究，希望簧

下质量不至于太大，搭配合适的悬架，来达到更好的汽车操纵稳定性以及平顺

性等要求。本文具体是通过结构一体化设计，在有限的轮辋空间内，根据不同

的悬架结构，提出结构紧凑、高效传动、集轮毂电机、制动器乃至轮边减速器

为一体的轮边驱动系统模块。通过对多种具体的改造方案并进行比较，得出较

适合的轮边驱动系统结构，使系统具有较大的调速范围和输出转矩，充分发挥

驱动电机的调速特性，适合现代高性能电动汽车的运行要求。

本文的主要成果可归纳为以下几点：

（１）本论文对轮边驱动系统不同类型的各子系统性能和机构等方面进行分

析与比较，得出一种比较实用的机构方案。此方案的轮边驱动系统主要是将各

类合适的电机、减速装置、悬架、制动器和轮毂轴承一体化设计，简化不必要

的部件，使结构经凑，适应现代高性能电动汽车的运行要求。

（２）现有的内转子型轮毂电机由于电机在车身内侧外伸过长，未能充分集

中到轮辋内部。本论文方案设计把减速器也放到轮辋里面，缩减内转子型电动

轮在车身内侧轴向和径向的尺寸，希望能使结构更紧凑，以便于悬架的布置，

给车身内部留出更多的空间。其中，轮边减速器具有较高的减速比，能充分发

挥现有高速电机的优势；而制动盘可以重新设计满足电动轮的内部空间要求，

以使结构紧凑。在本方案中采用轮毂轴承单元，不仅可以简化结构，而且相对

于传统的一对滚动轴承能减轻重量。

（３）本方案采用的轮边减速器具有较高的减速比，能充分发挥现有高速电

机的优势，这种电动轮允许电动机在高速下运行，通常电动机的最高转速设计在

６０００

ｒ／ｍｉｎ左右，能够获得较高的比功率。ＮＷ型行星齿轮传动具有传动比较大、

结构要求紧凑、外廓尺寸较小、重量轻，传动效率较高等优点，还是非产适合

轮边驱动系统的使用。

（４）论文使用ＡＤＡＭＳ／Ｖｉｅｗ创建汽车的双横臂式独立后悬架模型，并对

之进行运动学的分析，以此确定了满足使用要求的悬架设计参数。为了减轻轮

５８

第６章结论与展望

胎的磨损和得到良好的车轮接地性，本文选择车轮接地点侧向滑移量的绝对值

和车轮外倾角的绝对值作为目标函数，通过对主销长度、上横臂长度、上横臂

在汽车横向平面的倾角、下横臂长度和下横臂在汽车横向平面的倾角的优化分

析，减小车轮接地点侧向滑移量的绝对值和车轮外倾角的绝对值。通过对双横

臂悬架的受力分析，了解悬架各铰接点的受力情况，有助于以后选择合适的球

铰。

６．２进一步工作的方向

本文的研究取得了一定的结果，对今后开发电动轮直接驱动型电动汽车的

底盘系统提供了一定的参考，但是由于本人专业水平有限且时间仓促，研究中

难免存在一些不完善之处。

在当前工作的基础上，今后可以在以下方面继续展开工作：

（１）对现有的轮毂电机进行更深一步的研究，提高电机效率的同时，尽量

缩小体积和重量，希望能得到更适合电动汽车的驱动电机。

（２）继续进行轮边驱动系统的一体化设计，减少不必要的零件，使结构更

紧凑，以便于悬架的布置，给车身内部留出更多的空间。

（３）希望得到满足使用条件的具有较大减速比而体积较小的轮边减速器，

来充分发挥高速电机的优势，并配合高性能的悬架，使现有的轮边驱动系统有

更好的动力性和平顺性。

５９

致谢

致谢

在论文即将落笔之时，我愿意在此对指导和帮助我完成论文的老师和朋

友们表达由衷的感激之情。首先，向尊敬的李晏副教授、陈辛波教授表达我

的敬意。在我整个攻读硕士研究生学位期间，无论是在生活上，还是在学习

研究上，两位老师都给我了无微不至的关怀和帮助，他们高深的学术造诣为

我的学习提供了知识宝库，他们严谨的治学态度和孜孜不倦的学术追求精神

是我一直学习的榜样，他们的教诲和鼓励帮助我建立了克服困难的信心．

在论文写作期间，很多同学给了我无私的帮助，在此非常感谢。

我还要特别感谢我的家人，他们给我的难以回报的关心和支持，使我能

顺利完成了学业，他们是我奋斗的不竭动力之源。

最后衷心地感谢在百忙中抽出时间来为我审阅论文的各位专家。

２００９年３月

参考文献

参考文献

【ｌ】陈清泉，孙立清．电动汽车的现状和发展趋势．科技导报，２００５，ｖ０１．２３（４）：２４—２８

【２】王书贤．电动汽车的现状及发展趋势．设计研究，２００６，（９）：３８－４０

【３】张龙，王正元．新型电动车发展前瞻．研究应用，２００６，（５）：３８－４０

【４】万钢．中国电动汽车的现状和发展．中国环保产业ＣＥＰＩ，２００３，（２）：３０－－３３

【５】．干国林，蒋国平，李守成．车轮跳动对定位参数影响的试验分析．农业机械学报，２００５，

ｖ０１．３６（７）：２旷３１

［６】汪随风，刘竞一，邓日青．基于ＡＤＡＭＳ的双横臂独立悬架的仿真分析及优化设计．湖北

汽车工业学院学报，２００７，ｖ０１．２１（２）：１２－１５

【７】陈黎卿，王启瑞，陈无畏等．基于ＡＤＡＭＳ的双横臂扭杆独立悬架操纵稳定性分析．合肥

工业大学学报，２００５，ｖ０１．２８（４）：３４１—３４５

【８】高海波，邓宗全，胡明等．扭杆弹簧及扭杆弹簧悬架设计的新方法．现代制造工程，２００３，

（１）：５５－５７

［９】９谭珂，靳晓雄．紧凑型扭杆弹簧悬架设计中车轮定位参数的计算．汽车技术，２００２，（９）：

１—３

【１０】章志龙，靳晓雄，陈栋华．扭杆梁式半独立悬架扭转刚度对车轮定位参数影响的仿真研

究．上海汽车，２００６，（８）：２９－３３

【１ｌ】虞健，左曙光，陈栋华等．扭转梁式半独立悬架建模与动态特性分析．系统仿真学报，

２００６，ｖ０１．１８（８）：２３００－－２３０３

【１２】胡玉梅，邓兆祥，王欣等．汽车后悬架的非线性有限元分析．重庆大学学报，２００３，ｖ０１．２６

（４）：３８—４ｌ

【１３】于学华等．汽车悬架设计概念的研究．噪声与振动控制，２００６，（６）：７７—７９

【１４】王宇，秦峰，高连兴等．汽车悬架主要性能参数的匹配研究．拖拉机与农．Ｈ３运输车，

２００６，ｖ０１．３３（２）：８３－８５

【１５】戴勇．轻型轿车后悬架安全性和舒适性的设计．汽车科技，２０００，（５６）：１７—２０

【１６】于平，陈冲，葛跃峰等．虚拟样机技术在空气悬架系统设计中的应用．汽车技术，２００６，

（８）：ｌｏ－１３

【１７】胡’ｊ。等．现代汽车底盘构造．上海：上海交通大学出版社，２００４

【１８】王望予．汽车设计．北京：机械．Ｊ：业出版社，２００５

【１９】陈立平，张云清，任卫群等．机械系统动力学分析及ＡＤＡＭＳ应用教程．北京：清华大

学出版社，２００５

【２０】石博强，申焱华，宁晓斌等．ＡＤＡＭＳ基础与一ｌ：程范例教程．．北京：中国铁道出版社，２００７

【２ｌ】方文中．同步带传动．上海：上海科学酱及出版社，１９９０

【２２】张展，叶少华，韩为峰．减速器设计选Ｈｊ手册．上海：上海科学技术出版社，２００１

【２３】《汽车！Ｉ：程手册》编辑委员会．汽车－Ｊ：程手册设计篇．北京：人比交通出版社，２００１．６

【２４】刘惟信．汽车设计．北京：清华人学出版社，２００１．７

６１

参考文献

【２５】林秉华．最新汽车设计使用手册．黑龙江：黑龙江人民出版社，２００５．６

【２６】张朝辉．ＡＮＳＹＳ８．０结构分析及实例解析．北京：机械：Ｔ：业出版社，１９９３

【２７】饶振纲．行星齿轮传动设计．北京：化学工业出版社，２００３

【２８】程乃士．减速器和变速器设计与选用手册．北京：机械：［业出版社，２００７

【２９】冯春晟，陈辛波．双横臂．螺旋弹簧悬架受力及刚度阻尼特性非线性分析．汽车技术，

２００７，（９）：７．１２

【３０】万钢，陈辛波等．非转向轮双横臂悬架导向机构【专利】．专利号：ＺＬ

２００３１０１０７８７９．１

【３Ｉ】屈宝鹏．多连杆悬架／轮边驱动模块的研究：【硕士学位论文】．上海：同济大学汽车学院，

２００７

【３２】孙恒，陈佐模．机械原理（第六版）．北京：高等教育出版社，２００２

［３３】濮良贵，纪明刚．机械设计（第七版）．北京：高等教育出版社，２００２

【３４】成大龙．机械设计手册（第三版，第二卷）．北京：化学Ｔ业出版社，１９９９

【３５】龚微寒．汽车现代设计制造．北京：人民交通出版社，１９９５

【３６】王国强，张进平，马若丁．虚拟样机技术及其在ＡＤＡＭＳ上的实践．西安：西北工业大

学出版社，２００２

【３７】陈家瑞．汽车构造（下册）．北京：机械ｉＩ：业出版社，２００６

【３８】（德）耶尔森．赖姆帕尔著，张洪欣，余卓平译．汽车底盘基础．北京：科学普及出版

社，１９９２

【３９】董英娟等．ＡＤＡＭＳ在汽车车轮侧滑分析中的应用．重型汽车，２００７，（３）：１７．１８

【４０】董恩国，张蕾．基于ＡＤＡＭＳ的车轮定位参数优化设计．中国农机化，２００６，（５）：１０６—１０９

【４ｌ】李瑞涛，方湄，张文明．虚拟样机技术的概念及应用．机电一体化，２０００，（５）：１７．１９

【４２】Ｇ．ＦＩＣＨＥＲＡ，Ｍ．ＬＡＣＡＧＮＩＮＡ

ａｎｄ

Ｆ．ＰＥＴＲＯＮＥ，Ｍｏｄｅｌｌｉｎｇ

ｏｆＴｏｒｓｉｏｎ

Ｂｅａｍ

Ｒｅａｒ

Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｂｙ

ＵｓｉｎｇＭｕｌｔｉｂｏｄｙＭｅｔｈｏｄ，Ｍｕｌｔｉｂｏｄｙ

Ｓｙｓｔｅｍ

Ｄｙｎａｍｉｃｓ，２００４，１２：３０３－３

１６

【４３】Ｇｉｌａ

Ｋｅｏｎｇ

Ｌａｕ’Ｈｅｊｕｎ

Ｄｕ，Ｔｏｐｏｌｏｇｙ

ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ

ｏｆｈｅａｄ

ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ

ａｓｓｅｍｂｌｉｅｓ

ｕｓｉｎｇ

ｍｏｄａｌ

ｐａｒｔｉｃｉｐａｔｉｏｎ

ｆａｃｔｏｒｆｏｒｍｏｄｅ

ｔｒａｃｋｉｎｇ．Ｍｉｃｒｏｓｙｓｔ

Ｔｅｃｈｎｏｌ，２００５，ｌｌ：１２４３・１２５１

【４４】Ｊｏａｏｐ．Ｃ．Ｇｏｎｃａｌｖｅｓ，Ｊｏｒｇｅａ．Ｃ．Ａｍｂｒｏｓｉｏ，Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ

ｏｆ

Ｖｅｈｉｃｌｅ

Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ

Ｓｙｓｔｅｍｓ

ｆｏｒ

Ｉｍｐｒｏｖｅｄ

ＣｏｍｆｏｒｔｏｆＲｏａｄ

Ｖｅｈｉｃｌｅｓ

Ｕｓｉｎｇ

Ｆｌｅｘｉｂｌｅ

Ｍｕｌｔｉｂｏｄｙ

Ｄｙｎａｍｉｃｓ．Ｎｏｎｌｉｎｅａｒ

Ｄｙｎａｍｉｃｓ，２００３，３４：ｌ

１３－１３１

【４５】ＳＨＩＭＩＺＵ，Ｈ，Ｔｒａｎｓｐｏｒｔａｔｉｏｎ

ａｎｄ

Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ

Ａｓｓｏｃｉａｔｉｏｎ

ｓａｆｅｔｙ

ｉｎ

Ｊａｐａｎ：Ｍｕｌｔｉ・ｐｕｒｐｏｓｅ

ｅｌｅｃｔｒｉｃ

ｖｅｈｉｃｌｅ“ＫＡＺ＇”．

ｏｆｌｈ伍ｃ＆Ｓａｆｅｔｙ

Ｓｃｉｅｎｃｅｓ．Ｖ０１．２５

ｏｆ

Ｎｏ．２．

ＳｕｓｐｅｎｓｉｏｎＤｅｓｉｇｎ

Ｕｓｉｎｇ

【４６】Ｋｅｉｉｃｈｉ

Ｍｏｔｏｙａｍａ，Ｐｈ．Ｄ，ＴａｋａｓｈｉＹａｍａｎａｋａ．Ａ，Ｓｔｕｄｙ

Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ

Ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ

ａｎｄ

ＤＯＥ［Ｃ］．Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ

Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ．２０００

Ｄｙｎａｍｉｃｓ，Ｉｎｃ．Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ

ＡＤＡＭＳ

Ｕｓｅｒ

【４７】Ｒｏｎ

ＭｃＣｏｙ．Ｖｉｒｔｕａｌ

Ｐｒｏｔｏｔｙｐｉｎｇ：Ｔｈｅ

Ｐｒａｃｔｉｃａｌ

Ｓｏｌｕｔｉｏｎ．Ｉｎｖｅｎｔｏｒ’Ｄｉｇｅｓｔ，Ｍａｙ／Ｊｕｎｅ

１９９８

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个人简历

个人简历

个人简历：

在读期间发表的学术论文与研究成果

江先宝，男，１９８４年１１月生。

２００６年７月毕业于长沙中南大学机械制造设计及其自动化专业获工学学士学位。

２００６年９月入同济人学机械Ｉ下程学院攻读硕士研究生。

已发表论文：

［１］江先宝．轮边驱动系统结构方案集成设计．机械设计增刊，２００８，Ｖ０１．２５：１２５～１２７

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