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1、 前懸架力學(xué)計(jì)算、建模及仿真分析 關(guān)鍵詞：前懸架力學(xué)計(jì)算 建模 仿真分析 概述： 本課題內(nèi)容共兩項(xiàng)： 1. 計(jì)算、分析或測(cè)量系列前獨(dú)立懸架中前梁在靜載條件下，其外力大小和方向 2. 針對(duì)汽車的前梁與獨(dú)立懸架總成設(shè)計(jì)、開發(fā)中的實(shí)際問題，利用機(jī)械系統(tǒng)自動(dòng)動(dòng)力學(xué)仿真軟件，開發(fā)汽車前懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)模塊，模擬汽車的實(shí)際工況，建立力學(xué)分析模型，分析影響汽車前輪定位參數(shù)的結(jié)構(gòu)因素為測(cè)量前懸架設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)，為汽車前懸架提供最佳的結(jié)構(gòu)尺寸。 1 前懸架力學(xué)計(jì)算

2、 1.1．前懸架受力分析 前懸架的結(jié)構(gòu)為雙橫臂帶扭桿彈簧，且扭桿彈簧上置。靜載時(shí)分析懸架受力如下圖1-1所示： 圖1-1 懸架受力圖 (1) 在輪胎中心線oo’接地點(diǎn)o’受垂直載荷Fz和橫向力Fy (2) 上擺臂在球頭A處受橫向和縱向力分別為F2y和F2z(作用力方向假設(shè)為圖示方向)，在D處受扭桿產(chǎn)生的扭矩m (3) 下擺臂在球頭B 處受力為F1（由于扭桿上置，下擺臂為二力桿，F(xiàn)1的方向與下擺臂兩節(jié)點(diǎn)的連線共線）。 由靜力平衡建立方程可得： --------------------------(1-1)

3、 ----------------------- (1-2) -------------------------- (1-3) ------------------------- (1-4) 式中 ----------------------為主銷長(zhǎng)度，由圖紙尺寸可得約為264mm ----------------------為上擺臂長(zhǎng)度，由圖紙尺寸可得為270mm ----------------------為主銷內(nèi)傾角，由圖紙尺寸可得為6.5度 --------------------為下、上擺臂角 a -

4、---------------------為車輪接地點(diǎn)至上擺臂球頭A中心的水平距離 h2 ----------------------為上擺臂球頭A至地面高度 Fz ,Fy------------------分別為單個(gè)車輪的垂直,橫向載荷 ------------------分別為上擺臂球頭A處的受力 F1 ----------------------為下擺臂在B處的受力 M ----------------------為上擺臂在C處受的扭矩 （1）由式1可求得下擺臂B處所受的力F1; 式中取 Fz=12.25KN (設(shè)整個(gè)前橋載荷為2.5噸,單輪載荷為1.25噸)

5、 Fy=0 (靜載時(shí)沒有橫向力) (取上擺臂能達(dá)到的最大角度,78mm為輪胎上跳的最大距離,369mm為上擺臂D點(diǎn)至輪胎接地點(diǎn)垂直中心線的距離) （2）由式2、3 可求得上擺臂A處所受的力F2y和F2z; 式中 取 Fy=0 ( 靜載時(shí)沒有橫向力) (取下擺臂能達(dá)到的最大角度, 78mm為輪胎上跳的最大距離,449mm為下擺臂C點(diǎn)至輪胎接地點(diǎn)垂直中心線的距離) （3）扭桿所受的扭矩為m=1854.9790 (N.m) 1.2. 前懸架各工況下受力計(jì)算 1.2.1基本載荷的受力分析 研究的前梁總成，確定前橋載荷24.5KN

6、為分析的基本載荷，單側(cè)為12.25KN。 （1）靜載時(shí):F1=(0-12.25*110)/{2*cos(0-7)}=-5.123 KN 靜載時(shí)擺臂水平 （2）在上限位置時(shí): F1=(0-12.25*110)/{2*cos(17.378-7)}=-5.17 KN 輪胎上跳距離為84.5mm,上擺臂角度為arctg（84.5/270）=17.378,下擺臂角度為arctg（84.5/382.5）=12.457 （3）在下限位置時(shí): F1=(0-12.25*110)/{2*cos(-16.7-7)}=-5.55 KN 輪胎上跳距離為81mm,上擺臂角度為arctg（-81/270）=

7、-16.7,下擺臂角度為arctg（-81/382.5）=-11.96 月牙板處受力如圖: 圖1-2 月牙板處受力圖 靜載時(shí)上擺臂襯套處受力分析（圖1-3）: 圖1-3 上擺臂襯套處受力圖 由式1-2、1-3可求得上擺臂A處所受的力F2y和F2z -------------------------1-2 --------------------------1-3 代入數(shù)值可得: (1)在擺臂水平時(shí):F1=-5.123 KN F2y=(-5.123*cos0)-0=-5.123 KN F2z=12.25+(-5.123)*sin0=12.25 KN 其合力為

8、 arctan（12.25/5.123）=67.3 方向?yàn)楹退骄€成67.3度. (2) 在上限位置時(shí):F1=-5.17 KN,下擺臂角度為12.457 F2y=(-5.123*cos12.457)-0=-5 KN F2z=12.25+(-5.123)*sin12.457=11.14 KN 其合力為Fd=12.21 KN arctan(11.14/5)=.8 方向?yàn)楹退骄€成.8度. (3) 在下限位置時(shí): F1==-5.55 KN, 下擺臂角度為-11.96 F2y=(-5.123*cos11.96)-0=-5 KN F2z=12.25+(-5.12

9、3)*sin(-11.96)=13.31 KN 其合力為Fd=14.22 KN arctan(13.31/5)=69.4 方向?yàn)楹退骄€成69.4度. 1.2.2 三種強(qiáng)化計(jì)算工況 第一種工況: 當(dāng)路面作用到車輪的垂直力達(dá)到最大時(shí)----汽車駛上路面凸起障礙或落入洼坑,車輪與路面沖擊時(shí)發(fā)生的載荷。 取動(dòng)載系數(shù)2.5時(shí),單輪最大垂直力為12.25*2.5=30.625KN (1)靜止時(shí) F1=(0-30.625*110)/{2*cos(0-7)}=-12.8 KN (2)上限時(shí) F1=(0-30.625*110)/{2*cos(17.378-7)}=-12.9 K

10、N (3)下限時(shí) F1=(0-30.625*110)/{2*cos(-16.7-7)}=-13.88 KN 第二種工況: 當(dāng)車輪上的縱向力達(dá)到最大時(shí)----汽車加速或緊急制動(dòng)時(shí),由慣性力引起的縱向載荷. 車輪上的垂直作用力Z=m1*G1/2=1.4*24.5=34.3 KN 最大縱向載荷為m1*G1*q=1.4*24.5*0.8=27.44 KN 式中m1---前軸上的重量分配系數(shù), 取 1.4 q-----地面附著系數(shù),取 0.8 G1----靜載時(shí)的前軸載荷 第三種工況: 當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)的測(cè)向力最大時(shí)-----轉(zhuǎn)彎側(cè)滑產(chǎn)生的最大側(cè)滑

11、力。 假設(shè)汽車向右側(cè)滑,左輪離開地面的極限情況 F1=(24.5*0.8*500-24.5*110)/{2*cos(-16.7-7)}=29.3 KN 2. 前懸架實(shí)體模型的建立和仿真模型基本參數(shù)的確定 2.1前懸架實(shí)體模型建立 根據(jù)分公司提供的前懸架各零部件的二維設(shè)計(jì)圖紙，利用PRO/E軟件建立了懸架中個(gè)組成零件的三維實(shí)體模型，并根據(jù)總裝配圖進(jìn)行裝配。主要的零件模型如下： 圖2－1 上擺臂 圖2－2 下擺臂 圖2－3 轉(zhuǎn)向節(jié)

12、 圖2－4 扭桿 圖2－5 上拉桿 圖2－6 下拉桿 根據(jù)前懸架的總裝配圖紙，在PRO/E中進(jìn)行裝配，并生成爆炸圖如圖2－7、2－8所示。 圖2－7 懸架總裝配圖 圖2－8 前懸架爆炸圖 1－前梁焊接總成，2－扭桿彈簧，3－上擺臂，4－下擺臂，5－減震器總成，6－上拉桿帶球接頭總成，7－下拉桿帶球接頭總成，8－固定支架，9－上、下擺臂

13、球接頭總成，10－轉(zhuǎn)向節(jié)，11－制動(dòng)盤總成 2.2 ADAMS仿真模型基本參數(shù)的確定 應(yīng)用多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建立機(jī)械系統(tǒng)仿真模型參數(shù)需求量大,精度要求高,參數(shù)準(zhǔn)備工作量大。根據(jù)研究工作的需要,將參數(shù)類型劃分為運(yùn)動(dòng)學(xué)(幾何定位)參數(shù),質(zhì)量參數(shù)(質(zhì)量,質(zhì)心與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量),力學(xué)特性參數(shù)(剛度,阻尼特性)與外界參數(shù)(道路普,風(fēng)力等等)。 2.2.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)（幾何定位）參數(shù) 應(yīng)用多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建立機(jī)械系統(tǒng)仿真模型時(shí)，需要依據(jù)懸架的結(jié)構(gòu)形式，在模型中輸入懸架中各運(yùn)動(dòng)部件之間的安裝連接位置與相對(duì)角度,車輪定位角等參數(shù)。這些參數(shù)決定了懸架各部件的空間運(yùn)動(dòng)關(guān)系,如前輪上下跳動(dòng)時(shí)的主銷內(nèi)傾角,后傾角,車輪外傾

14、角,前束的變化等。有了運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù),就可以建立懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型并分析其運(yùn)動(dòng)特性。運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù),一般可以在汽車的設(shè)計(jì)圖紙中查得。如前懸架總成圖就包括了分析前懸架運(yùn)動(dòng)特性得幾乎所有參數(shù)。應(yīng)注意的是,各運(yùn)動(dòng)部件得相對(duì)連接位置,應(yīng)在統(tǒng)一的整車參考坐標(biāo)中測(cè)量。在無法獲得懸架總成圖時(shí),可以在掌握一些基本參數(shù),如運(yùn)動(dòng)部件的幾何外形參數(shù)與車輪定位角等,通過作圖法獲得參數(shù)。由懸架總裝配圖查得的前懸架定位參數(shù)如表2－1所示。 表2－1前懸架定位參數(shù) 主銷內(nèi)傾角 車輪滾動(dòng)半徑 359mm 主銷后傾角 前輪輪距 1725mm 車輪外傾角 內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角 前輪前束 2.5mm（0.221

15、） 外輪最大轉(zhuǎn)角 在ADAMS軟件中建立仿真模型時(shí)各零件關(guān)鍵點(diǎn)的位置對(duì)建立模型的準(zhǔn)確性非常關(guān)鍵。通過零件裝配圖和三維實(shí)體模型上實(shí)際測(cè)量，獲得了前懸架中零件關(guān)鍵的位置。表2－2是前懸架關(guān)鍵點(diǎn)的位置（由于模型左右對(duì)稱，表中只列出左側(cè)點(diǎn)的位置）。表中X方向取汽車前進(jìn)方向的相反方向?yàn)檎?，Y方向取汽車右側(cè)為正，Z方向重力方向的相反方向?yàn)檎?。表中單位為mm。 表2－2 前懸架各零件關(guān)鍵點(diǎn)位置 序號(hào) 硬點(diǎn)項(xiàng)目 定義 loc_x loc_y loc_z 1 hpl_wheel_center 車輪中心位置 0.0 -885.087 102.4 2 hpl_lca_inner

16、 下擺臂內(nèi)端點(diǎn)位置 0.0 -401 0.0 3 hpl_lca_outer 下擺臂外端點(diǎn)位置 -10.3 -782.256 0.0 4 hpl_damper_lwr 減震器下安裝位置 96.5 -586.0 0.0 5 hpl_damper_upp 減震器上安裝位置 96.5 -541.0 340 6 hpl_knuckle 轉(zhuǎn)向節(jié)中心位置 0.0 -831.638 100.062 7 hpl_uca_inner 上擺臂內(nèi)端點(diǎn)位置 0.0 -481.0 2 8 hpl_uca_outer 上擺臂外端點(diǎn)位置 0.0

17、 -751.0 2 9 hpl_tierod_inner 轉(zhuǎn)向拉桿內(nèi)端位置 -136.5 -425 158.372 10 hpl_tierod_outer 轉(zhuǎn)向拉桿外端位置 -136.5 -814.573 158.372 11 hpl_pull_lwr_inner 下拉桿內(nèi)端點(diǎn)位置 -48.5 -701.0 -10.0 12 hpl_pull_lwr_outer 下拉桿外端點(diǎn)位置 -398.202 -403.808 -5.0 13 hpl_pull_upp_inner 上拉桿內(nèi)端點(diǎn)位置 -31.0 -701.0 271.0 14

18、 hpl_pull_upp_outer 上拉桿外端點(diǎn)位置 -399.447 -482.712 266.012 15 hpl_torsion_bar_end 扭桿彈簧后端位置 1182.5 -481.0 2 16 hpl_torsion_front 扭桿彈簧前端位置 57 -481.0 2 2.2.2質(zhì)量特性參數(shù) 在分析汽車懸架和整車動(dòng)力學(xué)時(shí),汽車整車與懸架的各零件質(zhì)量,質(zhì)心,轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)決定汽車的性能.通常情況下,質(zhì)量特性參數(shù)由各運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量,質(zhì)心,轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)組成.其中,質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與測(cè)量時(shí)的參考坐標(biāo)有關(guān),必要時(shí)應(yīng)注明參考坐標(biāo). 懸架零件的質(zhì)量

19、,一般在設(shè)計(jì)圖上查取.但應(yīng)注意到零件與多體系統(tǒng)意義上的運(yùn)動(dòng)部件的差別.在多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)中,只要在運(yùn)動(dòng)過程中時(shí)刻具有相同運(yùn)動(dòng)軌跡,并具有特定的聯(lián)系如通過各種方法固定在一起的零部件,就是一個(gè)運(yùn)動(dòng)部件.一個(gè)運(yùn)動(dòng)部件應(yīng)只有一個(gè)共同的質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量.運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)心與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的參數(shù)查取,可以通過稱重,計(jì)算,實(shí)驗(yàn)等方法獲得.近年來，隨著CAD技術(shù)的發(fā)展出現(xiàn)了確定運(yùn)動(dòng)部件質(zhì)心，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的新方法，利用CAD實(shí)體造型軟件，建立零部件的三維實(shí)體模型，之后輸入材料密度等特性參數(shù)，獲得質(zhì)量，質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。 本次研究中各零件的質(zhì)量特性參數(shù)是在PRO/E中，輸入材料特性后，自動(dòng)計(jì)算出來的，見表2-3。但最好的方法是將此

20、值與實(shí)際零件的質(zhì)量對(duì)比，再通過修改模型的壁厚等手段進(jìn)行修正，直至與實(shí)際值吻合。另外需要特別注意的是零部件的慣量數(shù)據(jù)并不是相對(duì)于整車坐標(biāo)系測(cè)的，而是相對(duì)于零部件自身的質(zhì)心，即零部件的主慣性矩。 表2－3懸架零件質(zhì)量參數(shù)表 零件名稱 原點(diǎn)位 置 質(zhì)心位置（mm） 質(zhì)量（kg） 繞主軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（kg*mm2） X Y Z Ixx Iyy Izz 左上擺臂 上擺臂內(nèi)端點(diǎn) 0 -128.06 1.43 3.484 27338.997 1715.6338 26621.704 左下擺臂 下擺臂內(nèi)端點(diǎn) -9.2193 -193.779

21、 -5.0826 3.917 57715.823 1530.6225 57525.267 左轉(zhuǎn)向節(jié) 轉(zhuǎn)向節(jié)中心 -0.4689 -1.7689 23.835 8.397 22913.830 52233.404 40066.477 左輪轂 車輪中心點(diǎn) 0 0 20 1.50284 477.8975 477.8975 496.2781 左扭桿 扭桿彈簧后端 -634.552 0 0 9.177 1.262e+006 1.370e+003 1.262e+006 左上拉桿 上拉桿內(nèi)端點(diǎn) -1.80152 29.2738 242.4

22、226 3.490 2.8196e+013 8.5464e+012 2.8196e+013 左下拉桿 下拉桿內(nèi)端點(diǎn) -1.572 18.0474 253.2015 4.187 4.4728e+013 1.2738e+013 3.2189e+013 左橫拉桿 橫拉桿內(nèi)端點(diǎn) 0 -194.786 0 1.927 1.1747e+004 45.017797 1.1747e+004 （由于懸架左右部件對(duì)稱，表中只列出懸架左邊零件的質(zhì)量參數(shù)；質(zhì)心位置的坐標(biāo)值是在每個(gè)零件自己獨(dú)立的坐標(biāo)系中測(cè)量出的，此坐標(biāo)系和以后ADAMS中建立部件的坐標(biāo)系相同。） 2.2.

23、3力學(xué)特性參數(shù) 力學(xué)特性參數(shù)一般是指系統(tǒng)的剛度,阻尼等特性.由于汽車懸架中大量使用具有緩沖減震特性的零部件,如鋼板彈簧,橡膠元件,彈性輪胎等,這些部件大都具有復(fù)雜的力學(xué)特性.而這些零部件的特性對(duì)汽車的各項(xiàng)性能,特別是操穩(wěn)性和平順性等具有決定的影響. 本次研究中與懸架有關(guān)零部件的阻尼（減震器）特性，橡膠元件（上下擺臂襯套）等動(dòng)態(tài)特性參數(shù)主要是從廠提供的試驗(yàn)報(bào)告中獲得，而扭桿彈簧的剛度和初始扭矩是根據(jù)公式計(jì)算獲得的。 2.2.3.1橡膠元件（上下擺臂襯套）參數(shù)的確定 由分公司提供的橡膠襯套的試驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖2－9，2－12所示。根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)在ADAMS中編制的彈性襯套特性曲線如圖2－10、2

24、－11、2－13、2－14所示。 圖2－9 上擺臂襯套試驗(yàn)曲線 圖2－10 上擺臂襯套線剛度特性曲線 圖2－11 上擺臂襯套角剛度特性曲線 圖2－12 下擺臂襯套試驗(yàn)曲線 圖2－13 下擺臂襯套線剛度特性曲線 圖2－14 下擺臂襯套角剛度特性曲線 2.2.3.2減震器參數(shù)的確定 分公司提供的減震器的試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表2－4所示。根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)在ADAMS中編制的減震器特性曲線如圖2－15所示。 圖2－15

25、減震器特性曲線 表2－4 減震器試驗(yàn)數(shù)據(jù) 速度（m/sec） 壓縮（N） 拉伸（N） 0.05 250 1600 0.13 530 2900 0.26 600 3450 0.39 700 3900 0.52 800 4300 2.2.3.3扭桿參數(shù)的確定 （1）扭桿的剛度 單位扭轉(zhuǎn)角所需要的扭矩稱為扭桿彈簧剛度，扭桿的剛度僅與扭桿的直徑和長(zhǎng)度有關(guān)，其值為 (Nmm/rad)=8.846e+06 (Nmm/rad)=1.5438e+05 (Nmm/deg) 其中：d 為扭桿的直徑，根據(jù)扭桿的設(shè)計(jì)圖，扭桿的直徑為34mm,

26、G 為剪切彈性模數(shù), 一般取 , L為扭桿的長(zhǎng)度,根據(jù)扭桿的設(shè)計(jì)圖，扭桿的有效工作長(zhǎng)度為1142mm, （2）初始扭矩 為了消除扭桿彈簧在使用過程中因塑性變形對(duì)車身高度的影響，在安裝時(shí)需要對(duì)扭桿施加預(yù)緊載荷,所以扭桿安裝時(shí)存在預(yù)扭角，根據(jù)設(shè)計(jì)圖查得汽車滿載靜載時(shí)扭桿的扭轉(zhuǎn)角為61°，代入公式計(jì)算得扭桿的初始扭矩為9.42e+06(Nmm)。 2.2.4 外界參數(shù) 汽車的使用環(huán)境,是進(jìn)行汽車動(dòng)力學(xué)仿真的外界條件.這些外界條件眾多,如汽車行駛道路的道路譜,高速行駛時(shí)的側(cè)向風(fēng)力等,都是影響汽車動(dòng)力學(xué)的外界因素.外界參數(shù)的內(nèi)容,主要有道路譜,風(fēng)力等,再有些分析中,可以忽略.道路譜主要通過測(cè)量

27、獲得.而風(fēng)力因數(shù)可以在分析計(jì)算的基礎(chǔ)上結(jié)合實(shí)驗(yàn)獲得。 3. 前懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多體模型的建立 3.1 ADAMS/Car建?；驹矸椒? 應(yīng)用ADAMS/CAR對(duì)懸架系統(tǒng)進(jìn)行建模原理相對(duì)比較簡(jiǎn)單，模型原理與實(shí)際的系統(tǒng)相一致?？紤]到汽車基本上為一縱向?qū)ΨQ系統(tǒng)，軟件模塊已預(yù)先對(duì)建模過程進(jìn)行了處理，產(chǎn)品設(shè)計(jì)人員只需建立左邊或右邊的1/2懸架模型，另一半將會(huì)根據(jù)對(duì)稱性自動(dòng)生成，當(dāng)然設(shè)計(jì)人員也可建立非對(duì)稱的分析模型。ADAMS/CAR屬于模塊化開發(fā)的產(chǎn)品，在ADAMS/CAR模塊中建立模型分為三個(gè)層次：Template, Subsystem, Assembly。Template：主要是定義車輛子系

28、統(tǒng)中的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)（部件和連接副的安裝，數(shù)據(jù)如何傳遞等）。Subsystem：引用某具體Template并根據(jù)提供實(shí)際的參數(shù)進(jìn)行修改（定義部件的位置，彈簧剛度等）。Assembly：使一系列的Subsystem和試驗(yàn)臺(tái)連接起來，組成一個(gè)進(jìn)行仿真分析的完整模型，它可分為整車和懸架兩種，在這里我們使用的是懸架Assembly。下圖是三個(gè)層次的結(jié)構(gòu)示意圖。 特性文件 特性文件 懸架 模板文件 轉(zhuǎn)向器 模板文件 懸架 子系統(tǒng) 轉(zhuǎn)向器 子系統(tǒng) 試驗(yàn)臺(tái) 虛擬樣機(jī) ● ● ● ● ● ● 圖3-1 ADAMS/CAR模塊模型的三個(gè)層次 圖3-1 ADAMS文件構(gòu)

29、 特性文件 在建立分析總成的模型過程中，ADAMS/CAR的建模順序是自下而上的，首先應(yīng)建立模板(template)文件，然后利用模板文件生成懸架子系統(tǒng)(subsystem)以及轉(zhuǎn)向子系統(tǒng)。最后進(jìn)行裝配得到的前懸架模型應(yīng)與試驗(yàn)臺(tái)(test rig)裝配試驗(yàn)以檢驗(yàn)懸架模型的正確性。屬性文件是建立仿真分析模型的最基本的文件，它紀(jì)錄和設(shè)置系統(tǒng)的基本參數(shù)和相關(guān)的屬性，如輪胎的屬性，懸架的基本參數(shù)等。 模板是整個(gè)模型中最基本的模塊，然而模板又是整個(gè)建模過程中最重要的部分，分析總成的大部分建模工作都是在模板階段完成

30、的。在建立模板階段，還要構(gòu)造將各個(gè)子系統(tǒng)裝配為一個(gè)總成所需要的“通訊器”(Communicator)，最后應(yīng)將模板文件和懸架測(cè)試裝置裝配在一起進(jìn)行懸架測(cè)試檢驗(yàn)。正確建立各個(gè)子系統(tǒng)間的連接關(guān)系是至關(guān)重要的，這些數(shù)據(jù)在以后的子系統(tǒng)和總成階段無法修改，而零部件的位置和特征參數(shù)在后續(xù)過程中則是可以更改。 零部件之間的連接可以用鉸鏈連接，也可用橡膠襯套(或彈簧)連接，二者的區(qū)別在于鉸鏈連接是剛性的連接，不允許過約束的運(yùn)動(dòng)，它是在運(yùn)動(dòng)學(xué)(kinematic)分析時(shí)采用。橡膠襯套和彈簧屬于柔性連接，它們?cè)诎l(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉的部件之間產(chǎn)生阻力，阻止進(jìn)一步的干涉發(fā)生。它是在彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)(compliance)分析時(shí)采

31、用。兩者之間可以通過靜態(tài)鉸接激勵(lì)器(Actuators)轉(zhuǎn)換分析模式。約定不考慮彈性襯套為多剛體模型，考慮彈性襯套為彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)模型， 模板建立以后，接下來是創(chuàng)建子系統(tǒng)，在子系統(tǒng)的水平上，用戶只能對(duì)以前創(chuàng)建的零部件進(jìn)行部分?jǐn)?shù)據(jù)的修改。建立仿真模型的最后一步是建立分析總成，在這一階段，產(chǎn)品設(shè)計(jì)人員可根據(jù)實(shí)際需要，將不同的子系統(tǒng)組合成為完整的分析模型，如懸架總成可以包括懸架子系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向子系統(tǒng)和測(cè)試平臺(tái)。 3.2 前懸架多體模型的建立 在此次研究分析中，前懸架采用的是雙擺臂縱置扭簧式獨(dú)立懸架,轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)是齒輪－齒條式轉(zhuǎn)向機(jī)，此懸架一般用于轎車或輕卡的前軸。扭桿與上擺臂通過花鍵連結(jié)，并與擺臂支承板前

32、后片的兩上孔中的彈性襯套過盈配合。這樣在車輪上跳的過程中，上擺臂繞彈性襯套的軸線轉(zhuǎn)動(dòng)，并帶動(dòng)扭桿也繞該軸線轉(zhuǎn)動(dòng)而產(chǎn)生彈性力，從而為整個(gè)懸架提供了彈性元件。下擺臂與前梁焊接總成的兩個(gè)下孔之間也用彈性襯套連結(jié)。為了使懸架在車輛制動(dòng)時(shí)，鉸接點(diǎn)處不產(chǎn)生過大的力，在上、下擺臂與車架縱梁之間還設(shè)有兩根斜拉桿。另外，在上擺臂的上下都設(shè)有彈性橡膠限位塊，以限制懸架運(yùn)動(dòng)的幅度，避免懸架與車架直接相碰。 應(yīng)用多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論建立仿真模型時(shí)，在滿足實(shí)際工程研究需要的前提下，對(duì)模型進(jìn)行一些合理的簡(jiǎn)化是必要的。建立模型時(shí)作了以下假設(shè):(1)采用雙橫臂獨(dú)立懸架與齒輪-齒條式轉(zhuǎn)向機(jī),前左,前右非懸掛質(zhì)量系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)相同,

33、轉(zhuǎn)向橫拉桿與轉(zhuǎn)向機(jī)直接相連,可以認(rèn)為左右懸架以汽車的縱向中軸線對(duì)稱。(2)懸架的零部件中,除了彈性元件,橡膠元件外,剩余零部件全部認(rèn)為是剛體,在仿真分析過程中不考慮其變形。(3)擺臂和拉桿通過螺絲固定在一起，懸架跳動(dòng)過程中具有相同的運(yùn)動(dòng)軌跡，將其視為一個(gè)零件。（4）扭桿彈簧簡(jiǎn)化為圓柱副上施加相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩來表示，（5）研究懸架特性時(shí)，車身相對(duì)與地面假設(shè)不動(dòng)。 根據(jù)前懸架系統(tǒng)實(shí)際結(jié)構(gòu)抽象出如圖3－2所示的系統(tǒng)分析模型，整個(gè)懸架系統(tǒng)包括:上擺臂、轉(zhuǎn)向節(jié)，下擺臂、減振器、扭桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向器齒條、車輪和車架(車身)等組成。 圖3-2 前懸

34、架拓?fù)浣Y(jié)構(gòu) 1車架(車身) 2 右減振器上半部分 2－1 右減振器下半部分 3 左減振器上半部分 3－1 左減振器下半 4 右轉(zhuǎn)向橫拉桿 5 轉(zhuǎn)向器齒條 6 左轉(zhuǎn)向橫拉桿 7 左上擺臂帶上拉桿 8 右上擺臂帶上拉桿 9 右轉(zhuǎn)向節(jié) 10 左轉(zhuǎn)向節(jié) 11 右下擺臂帶下拉桿 12 左下擺臂帶下拉桿 13 前右車輪 14 前左車輪 15 右扭桿 16 左扭桿 （其中零件2，2－1，3，3－1 為虛擬零件） 上圖中左減振器上半部分(件3)、右減振器上半部分(件2)分別通過萬向節(jié)鉸鏈A, B與車架(件1)橫梁相連接，它們相對(duì)車架可進(jìn)行前后

35、、左右兩個(gè)方向的轉(zhuǎn)動(dòng)，而車架(車身)相對(duì)于整體坐標(biāo)系靜止，可認(rèn)為與地面通過固定鉸鏈固定。左減震器下半部分，右減震器下半部分分別通過萬向節(jié)鉸與左，右下擺臂相連接。左減振器下半部分、右減振器下半部分分別通過圓柱副C, D與左減振器上半部分、右減振器上半部分相連，它們相對(duì)左減振器上半部分、右減振器上半部分可進(jìn)行軸向移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)。 左上擺臂(件7)一端、右上擺臂(件8)一端分別通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸L,J與車架相連，使其可相對(duì)車架(車身)上下擺動(dòng)，它們的另一端分別通過球鉸M、K與左轉(zhuǎn)向節(jié)、右轉(zhuǎn)向節(jié)相連。左下擺臂(件12)一端、右下擺臂(件11)一端分別通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸R,S與車架相連，使其可相對(duì)車架(車身)上下擺動(dòng)，它

36、們的另一端分別通過球鉸Q、P與左轉(zhuǎn)向節(jié)、右轉(zhuǎn)向節(jié)相連。 左轉(zhuǎn)向橫拉桿(件6)、右轉(zhuǎn)向橫拉桿(件4)的一端分別通過球鉸I、H與左轉(zhuǎn)向節(jié)、右轉(zhuǎn)向節(jié)相連，它們的另一端分別通過萬向節(jié)鉸鏈F、E與轉(zhuǎn)向器齒條(件5)相連，約束了其繞自身軸線轉(zhuǎn)動(dòng)。轉(zhuǎn)向器齒條通過滑移鉸G與轉(zhuǎn)向器殼相連，它可相對(duì)車架(車身)左右移動(dòng)。 前左車輪（件14）、前右車輪(件13)分別通過旋轉(zhuǎn)副U、T與左轉(zhuǎn)向節(jié)(件7) ,右轉(zhuǎn)向節(jié)(件8)相連。 右扭桿（件15）的一端與右上擺臂(件8)在J處通過圓柱副相連接，扭桿的另一端與車身固定連接，同時(shí)在圓柱副上施加轉(zhuǎn)矩，以實(shí)現(xiàn)右扭桿的作用。左扭桿（件16）的一端與左上擺臂(件7)在L處通過

37、圓柱副相連接，扭桿的另一端與車身固定連接，同時(shí)在圓柱副上施加轉(zhuǎn)矩，以實(shí)現(xiàn)左扭桿的作用。其中施加的轉(zhuǎn)矩用函數(shù)公式表示為L(zhǎng)eft Function=-1.0*((torsion_ preload)-1.0*(torsion _stiffness)* AZ (cylindrical joint)),Right Function=-1.0*((torsion_ preload)+1.0*(torsion _stiffness)* AZ (cylindrical joint))。式中torsion_ preload 表示扭桿的預(yù)加扭矩，torsion _stiffness表示扭桿的剛度，AZ (cyli

38、ndrical joint)表示圓柱副的轉(zhuǎn)角，其值可由上一章的計(jì)算值代入。 由上面的分析得知，上擺臂的一端與車架用轉(zhuǎn)動(dòng)絞連接，同時(shí)又與扭桿用圓柱副連接，產(chǎn)生了過約束，所以將轉(zhuǎn)動(dòng)絞取消，只用圓柱副來約束上擺臂繞車架的轉(zhuǎn)動(dòng)。實(shí)際建立的模型中包含21個(gè)Moving Parts（包括虛擬部件，不包括地面），5 個(gè) Cylindrical Joints ，4 個(gè)Revolute Joints，6個(gè) Spherical Joints，2 個(gè) Convel Joints ，6 個(gè) Fixed Joints ，4個(gè) Hooke Joints，1 個(gè) Inplane Primitive Joints，根據(jù)多剛

39、體運(yùn)動(dòng)學(xué)理論中約束與自由度的對(duì)應(yīng)關(guān)系，計(jì)算出前懸架系統(tǒng)的自由度： DOF=21*6-5*4-4*5-6*3-2*4-6*6-4*4-1*2=6 前懸架系統(tǒng)有6個(gè)自由度，分別表示左前輪,右前輪在垂直方向的上下跳動(dòng)，左前，右前車輪繞各自車軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，以及左右車輪繞各自主銷軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)。 前懸架系統(tǒng)實(shí)際結(jié)構(gòu)中采用了橡膠減振元件，減震器與車身和下擺臂連接處的萬向節(jié)鉸鏈改為橡膠襯套彈性元件，上下擺臂和車身連接處的轉(zhuǎn)動(dòng)絞鏈改為橡膠襯套，上面的多剛體運(yùn)動(dòng)學(xué)模型變成彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)模型。 根據(jù)前面得到的各零件關(guān)鍵點(diǎn)的位置建立懸架系統(tǒng)中相應(yīng)的零件，然后定義各零件之間的約束關(guān)系，并輸入相關(guān)參數(shù)如前束，外傾角等建立懸

40、架子系統(tǒng)，同時(shí)建立通訊器，以便和其他子系統(tǒng)建立連接。懸架模型外形如圖3－3。 圖3-3 前懸架仿真模型 3.3 轉(zhuǎn)向子系統(tǒng)的建立 由于廠方未能提供轉(zhuǎn)向機(jī)的具體設(shè)計(jì)圖紙，所以根據(jù)懸架實(shí)際配用的轉(zhuǎn)向機(jī)類型（齒輪—齒條式）在ADAMS/CAR中建立了轉(zhuǎn)向機(jī)仿真模型，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各部件硬點(diǎn)位置見表3－1。 該前懸架配用的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為齒輪—齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，由方向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向中間軸、轉(zhuǎn)向柱軸，轉(zhuǎn)向小齒輪，轉(zhuǎn)向齒條、轉(zhuǎn)向機(jī)外殼等構(gòu)成。方向盤與轉(zhuǎn)向軸套管間為轉(zhuǎn)動(dòng)鉸，轉(zhuǎn)向柱軸與轉(zhuǎn)向軸套管間為圓柱鉸，轉(zhuǎn)向中間軸一端以萬向節(jié)鉸鏈與轉(zhuǎn)向柱連接，另一端以萬向節(jié)鉸鏈與轉(zhuǎn)向軸連接，轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向機(jī)外殼之間為轉(zhuǎn)動(dòng)

41、鉸鏈，轉(zhuǎn)向小齒輪與轉(zhuǎn)向機(jī)外殼為轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈，轉(zhuǎn)向齒條與轉(zhuǎn)向機(jī)外殼之間為移動(dòng)鉸鏈，轉(zhuǎn)向軸套管和轉(zhuǎn)向機(jī)外殼與車身固定連接。同時(shí)，存在三個(gè)耦合鉸鏈，轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向機(jī)外殼間轉(zhuǎn)動(dòng)鉸和轉(zhuǎn)向小齒輪與外殼間轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈為耦合鉸鏈，轉(zhuǎn)向小齒輪與外殼間轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與轉(zhuǎn)向齒條與外殼間移動(dòng)鉸鏈為耦合鉸鏈，方向盤與轉(zhuǎn)向軸外殼間的轉(zhuǎn)動(dòng)絞和轉(zhuǎn)向柱軸與轉(zhuǎn)向軸外殼間的圓柱絞為耦合鉸鏈。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有12 Moving Parts (not including ground)，2 Cylindrical Joints，3 Revolute Joints，1 Translational Joints，5 Fixed Joints，2 Hooke

42、Joints，1 Inplane Primitive Joints，3 Couplers，根據(jù)約束種類與自由度的關(guān)系可以計(jì)算出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的自由度： DOF=12*6-2*4-3*5-1*5-5*6-2*4-1*2-3*1=1 整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型最后的自由度數(shù)為1，即當(dāng)在方向盤輸入一個(gè)轉(zhuǎn)向角時(shí)，轉(zhuǎn)向齒條左右的移動(dòng)。 和建立懸架模型一樣，根據(jù)關(guān)鍵點(diǎn)的位置建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中各零件，定義相應(yīng)的約束關(guān)系，建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)子模型如圖3－4 所示。 圖3－4 轉(zhuǎn)向機(jī)模型 表3－1 齒輪齒條轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點(diǎn)位置 序號(hào) 硬點(diǎn)項(xiàng)目 定義 loc_x

43、loc_y loc_z 1 hpl_rack_house_mount 左轉(zhuǎn)向器殼體端面位置 -136.5 -400 158.372 2 hpl_tierod_inner 左轉(zhuǎn)向拉桿內(nèi)端位置 -136.5 -425 158.372 3 hps_intermediate_shaft_forward 轉(zhuǎn)向中間軸下端位置 63.5 -300 358.372 4 hps_intermediate_shaft_rearward 轉(zhuǎn)向中間軸上端位置 213.5 -300 458.372 5 hpl_pinion_pivot 小齒輪節(jié)圓中心位置 -13

44、6.5 -300 158.372 6 hps_steering_wheel_center 方向盤中心位置 563.5 -300 558.372 7 hpr_rack_house_mount 右轉(zhuǎn)向器殼體端面位置 -136.5 400 158.372 8 hpr_tierod_inner 右轉(zhuǎn)向拉桿內(nèi)端位置 -136.5 425 158.372 完成懸架子系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向機(jī)子系統(tǒng)仿真模型后，在ADAMS/CAR環(huán)境下進(jìn)行裝配，總裝配模型如圖3-5所示： 圖3－5前懸架總成仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ?

45、4.前懸架的仿真試驗(yàn)及系統(tǒng)特性分析 4.1 仿真試驗(yàn) ADAMS/CAR提供了強(qiáng)大的懸架系統(tǒng)分析功能，如通過車輪的垂直跳動(dòng)分析前懸架各定位參數(shù)如前束角，車輪外傾角，主銷后傾角，主銷內(nèi)傾角的變化規(guī)律，以及懸架剛度，側(cè)傾剛度的變化。通過在輪胎接地點(diǎn)施加側(cè)向力和回正力矩，測(cè)量前束角和車輪側(cè)偏角的變化，偏轉(zhuǎn)車輪(橫向平面內(nèi))，測(cè)量車輪的轉(zhuǎn)角和阿可曼角(Ackerman)的大小等。后處理文件中所包括的曲線幾乎涵蓋了所有常用的懸架特性。設(shè)計(jì)人員可根據(jù)需要選擇相應(yīng)的分析類型，進(jìn)行有選擇的數(shù)據(jù)輸入。仿真計(jì)算結(jié)束后，利用ADAMS提供的后處理模塊很容易繪制出結(jié)果曲線，如果設(shè)計(jì)人員所要關(guān)注的性能指標(biāo)并未包含在

46、后處理曲線中，還可自己構(gòu)造相應(yīng)的函數(shù)。前懸架仿真模型建立好后，就可以對(duì)其進(jìn)行分析了。懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真的基本過程如圖: 對(duì)前懸架模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析，進(jìn)行雙輪同向激振試驗(yàn) (Parallel Travel)，即對(duì)其左右側(cè)車輪輪心處同時(shí)施以平行位移（-85mm～85mm），進(jìn)行輪跳仿真試驗(yàn)。仿真試驗(yàn)前需要設(shè)置懸架的其他一些參數(shù)，如軸距，簧載質(zhì)量等。 由廠方提供的安裝此前懸架的客車整車參數(shù)如表4-1： 表4-1 客車整車參數(shù) 整車空載(滿載)質(zhì)量 前軸空載(滿載)質(zhì)量 后軸空載(滿載)質(zhì)量 4900(7100)kg 2050(2270)kg 2750(4830)k

47、g 軸距(空載/滿載) 滿載重心高度 輪胎自由半徑 4350/4750mm 1300mm 359mm 輪胎質(zhì)量 輪胎剛度 輪跳范圍(正值表示車輪上跳，負(fù)值下跳) 30kg 475N/mm -81～84.5mm 4.2 前懸架的仿真結(jié)果分析 4.2.1 車輪外傾角 車輪外傾角是車輪中心平面和地面垂線的夾角，當(dāng)車輪頂端向車身外側(cè)傾斜時(shí)取正值。通常認(rèn)為外傾角應(yīng)使車輪經(jīng)常處于與地面垂直的狀態(tài)。一般盡量減少車輪相對(duì)車身跳動(dòng)時(shí)的外傾角的變化，在常見車輪跳動(dòng)范圍內(nèi)（±50mm），其變化量控制在±1°以內(nèi)，汽車工程手冊(cè)推薦懸架上跳時(shí)，對(duì)車身的外傾變化為-2°～+0.5°/

48、50mm[2]。應(yīng)合理選擇懸架的設(shè)計(jì)參數(shù)。使得車輪由下向上跳動(dòng)時(shí)外傾角向減小的方向變化，以確保汽車曲線行駛過程中車身側(cè)傾時(shí)，外側(cè)車輪接近垂直與地面，從而提高輪胎的側(cè)偏特性。 這一要求受到下述因素制約：如車輪上跳時(shí)外傾角向負(fù)值方向變化過大，在汽車滿載工況下可能出現(xiàn)車輪外傾角負(fù)值過大，導(dǎo)致輪胎磨損嚴(yán)重及生熱量過大，嚴(yán)重時(shí)會(huì)造成輪胎損壞。 圖4－1 前懸架外傾角與輪跳的關(guān)系 圖4－1仿真結(jié)果表明，車輪由下向上跳動(dòng)過程中外傾角由正值向負(fù)值變化，當(dāng)車輪在下止點(diǎn)時(shí)外傾角為1.22 ，車輪在上止點(diǎn)時(shí)外傾角為－0.35。車輪外傾角在上跳過程中變化基本符合設(shè)計(jì)要求，變化量控

49、制在±1°以內(nèi)。 4.2.2 主銷后傾角及后傾拖距 主銷后傾角是指從車輛側(cè)面看，轉(zhuǎn)向主銷軸與鉛垂線的傾角；后傾拖距是指在轉(zhuǎn)向輪上，輪胎接地點(diǎn)中心和轉(zhuǎn)向主銷軸與地面交點(diǎn)之間的距離。 主銷后傾角與主銷后傾拖距一起，保證足夠的側(cè)向力回正力矩，以有利于汽車直線行駛。一般主銷后傾角越大，主銷后傾拖距也越大，則回正力矩的力臂越大，因此回正力矩也就越大。但是回正力矩不易過大，否則在轉(zhuǎn)向時(shí)為了克服此力矩，駕駛員必須在方向盤上施加較大的力，一般認(rèn)為2°～3°合理范圍。如主銷后傾角隨車輪跳動(dòng)量的變化過大，則在汽車載荷變化或制動(dòng)點(diǎn)頭等工況下，會(huì)導(dǎo)致回正力矩過大或過小甚至出現(xiàn)負(fù)值，從而出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沖擊、側(cè)風(fēng)敏感性

50、大以及直線行駛不穩(wěn)定等問題。一般來說，前置前驅(qū)動(dòng)轎車主銷后傾角為0～3°，前置后驅(qū)車為3°～10°，后傾拖距一般為0～30mm。 圖4－2 前懸架主銷后傾角與輪跳的關(guān)系 圖4－3 前懸架主銷后傾拖距與輪跳的關(guān)系 圖4－2的仿真結(jié)果表明，主銷后傾角隨車輪跳動(dòng)量的變化在1.8～2.8，變化較小，符合懸架的設(shè)計(jì)的要求。 圖4－3的主銷后傾拖距仿真結(jié)果，可以看出，隨著車輪的上跳，主銷的后傾拖距是逐漸變大的（20mm～24mm），而后傾拖距的增加，使回正力矩的力臂變大，因此回正力矩將隨著車輪的上跳而變大，其值在合理的范圍內(nèi)。 4.2.3 主銷內(nèi)傾角

51、及橫向偏移距 主銷內(nèi)傾角是指從車輛正面看在轉(zhuǎn)向輪上轉(zhuǎn)向主銷軸線與鉛垂直線的夾角；主銷偏移距是指從轉(zhuǎn)向輪接地點(diǎn)到轉(zhuǎn)向主銷與路面的交點(diǎn)之間左，右方向的距離。 主銷內(nèi)傾角也有使車輪自動(dòng)回正的作用，其有利用汽車本身的重力使車輪回復(fù)到原來中間位置的效應(yīng)。主銷內(nèi)傾角與主銷橫向偏置距是相關(guān)聯(lián)的，主銷內(nèi)傾有利于橫向偏置距的減小，從而減小轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員在方向上的力，使轉(zhuǎn)向輕便，同時(shí)也可以減小從轉(zhuǎn)向輪傳到方向上的沖擊力。內(nèi)傾角不宜過大，否則轉(zhuǎn)向時(shí)，輪胎與路面之間將產(chǎn)生較大的滑動(dòng)，增加輪胎與路面的磨擦力，使轉(zhuǎn)向發(fā)沉，而且加速輪胎的磨損。一般認(rèn)為在車輪上跳時(shí)，主銷內(nèi)傾角的增加應(yīng)盡量減小，以避免內(nèi)傾角變化過大。主銷橫

52、向偏置距與主銷內(nèi)傾角一起，使汽車在低速時(shí)保證自動(dòng)回正力矩和一定的轉(zhuǎn)向輕便性。主銷橫向偏移距愈大，前橋?qū)囕喛v向力(制動(dòng)力或驅(qū)動(dòng)力)的敏感性愈大，容易發(fā)生制動(dòng)跳偏、前束變化不合理等問題。在實(shí)際設(shè)計(jì)時(shí)，大致的范圍是7°～13°希望取較小的值，主銷橫向偏移距為-10～30mm，希望取較小的數(shù)值。 圖4－4前懸架主銷內(nèi)傾角與輪跳的關(guān)系 圖4－5 前懸架主銷橫向偏移距與輪跳的關(guān)系 圖4－4的主銷內(nèi)傾角仿真結(jié)果表明，主銷內(nèi)傾角隨車輪的上跳有所增加，但變化幅度不大（7～7.9），該懸架的主銷內(nèi)傾角在正常范圍內(nèi)。 圖4－5主銷橫向偏移距仿真結(jié)果

53、表明，前懸架的主銷橫向偏移距偏大，是不太理想的。 4.2.4 前束 汽車的前束角是汽車縱向中心平面與車輪中心平面和地面的交線之間的夾角。在汽車行駛中保持前束不變非常重要，設(shè)計(jì)上希望在車輪上下跳動(dòng)時(shí)，前束不變。 對(duì)于汽車前輪，車輪上跳時(shí)的前束值多設(shè)計(jì)成零至負(fù)前束的變化。設(shè)計(jì)值取在零附近時(shí)為了控制直行時(shí)由路面的凹凸引起的前束變化，確保良好的直行穩(wěn)定行。另外，取弱負(fù)前束變化時(shí)為了使車輛獲得弱的不足轉(zhuǎn)向特性，以使裝載質(zhì)量變化引起車高變化時(shí)也能保持不足轉(zhuǎn)向。 合理確定前束隨車輪跳動(dòng)量的變化規(guī)律，可獲得希望出現(xiàn)的不足轉(zhuǎn)向或行駛特性。如果前橋車輪上跳時(shí)，前束值向負(fù)前束方向變化，或后橋車輪上跳

54、時(shí)，前束值向正前束方向變化，均可使車輛在曲線行駛時(shí)增加不足轉(zhuǎn)向的趨勢(shì)。同時(shí)還應(yīng)注意到：車輪跳動(dòng)過程中，過大的前束變化會(huì)因輪胎的側(cè)偏而使其磨損加劇、滾動(dòng)阻力增大以及直線行駛性能下降。前束變化的比較理想設(shè)計(jì)特性值為：前輪上跳時(shí)，為零至負(fù)前束（-0.5°/50mm） 圖4－6前懸架前束與輪跳的關(guān)系 圖4－6的前懸架前束仿真結(jié)果表明，在下止點(diǎn)時(shí)前束角為－1.4，在上止點(diǎn)時(shí)前束角為－0.50，車輪在跳動(dòng)過程中前束角變化基本符合設(shè)計(jì)要求，但在下止點(diǎn)上跳過程中變化較大。 4.2.5 輪距變化 對(duì)于獨(dú)立懸架，車輪的上下跳動(dòng)可導(dǎo)致輪距的變化。行駛中輪距的變化會(huì)引起兩側(cè)輪胎方向相反的側(cè)偏

55、運(yùn)動(dòng)，從而產(chǎn)生輪胎側(cè)向力，汽車直線行駛能力下降，滾動(dòng)阻力增大。此外，輪距變化還會(huì)對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的特性產(chǎn)生影響，故輪距變化量應(yīng)控制在一定范圍內(nèi)。 圖4－7 前懸架輪距與輪跳的關(guān)系 圖4－7的前懸架輪距變化仿真結(jié)果表明，在車輪的上跳過程中，左車輪先由正值向負(fù)值方向變化，然后又向正值方向變化，且正值方向的移動(dòng)量較大，右車輪的移動(dòng)趨勢(shì)與左輪相反。但在滿載情況下，汽車行駛時(shí)前懸架輪距略微偏大，有待改進(jìn)。 4.2.6 轉(zhuǎn)向角 在車輪上下跳動(dòng)過程中，方向盤固定，由于轉(zhuǎn)向拉桿的作用，左右車輪會(huì)產(chǎn)生繞主銷的轉(zhuǎn)動(dòng)，使左右車輪產(chǎn)生轉(zhuǎn)向角，一般要求控制在一定的范圍內(nèi)，否則汽車的操控性變壞，而且輪胎的磨

56、損加劇。 圖4－8前懸架轉(zhuǎn)向角與輪跳的關(guān)系 圖4－8為車輪左右同步上下跳動(dòng)時(shí)的轉(zhuǎn)向角變化曲線，可以看出，左右車輪轉(zhuǎn)向角的變化趨勢(shì)相反，且變化量較小。汽車行駛過程中，車輪的跳動(dòng)對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的影響較小。 4.2.7 阿克曼偏差 阿克曼偏差時(shí)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角與滿足阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系的理想轉(zhuǎn)角之差，一般認(rèn)為阿克曼偏差越小越好。 圖4－9 前懸架阿克曼偏差與輪跳的關(guān)系 圖4－9 為車輪左右同步上下跳動(dòng)時(shí)的阿克曼偏差的變化曲線，可以看出，左右車輪阿克曼偏差的變化趨勢(shì)相反，且變化量較小，這樣可以減少高速行駛時(shí)輪胎的磨損。 4.2.8 懸架剛度 懸架剛度是指在一定的載荷下，汽車車身上下垂直運(yùn)動(dòng)時(shí)，

57、單位位移下，懸架系統(tǒng)給車身的總的彈性恢復(fù)力。仿真曲線如圖4－10所示。 圖4－10 前懸架剛度與輪跳的關(guān)系 4.2.9 懸架側(cè)傾角剛度 側(cè)傾角剛度是影響車身側(cè)傾角大小的重要因素，其值應(yīng)隨車身側(cè)傾角的增大適度增加。一般來說，轎車的前側(cè)傾角剛度為300～1200Nm/(o)。 圖 4－11 前懸架側(cè)傾角剛度與輪跳的關(guān)系 圖4－11 側(cè)傾角剛度變化的曲線表明，車輪在上跳的過程中，懸架的角剛度有明顯的增加，在汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，能保持車身的穩(wěn)定，主要是因?yàn)榕U彈簧的作用，因?yàn)榕U彈簧不僅具有減震彈簧的作用，在轉(zhuǎn)向時(shí)還起到橫向穩(wěn)定桿的作用。 4.2.10 加速抬頭量和制動(dòng)點(diǎn)頭量 在汽車加

58、速或制動(dòng)時(shí)，由于驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力引起了汽車載荷的轉(zhuǎn)移，從而使懸架發(fā)生變形，制動(dòng)時(shí)懸架被壓縮，加速時(shí)懸架被拉伸。加速抬頭量和制動(dòng)點(diǎn)頭量分別用在9.8m/s的縱向加速度下,加速或制動(dòng)引起的懸架的變形量。其值能反映汽車行駛的穩(wěn)定性和乘坐的舒適性。仿真曲線如圖4－1、4－13所示。 圖4－12 前懸架加速抬頭量與輪跳的關(guān)系 圖4－13 前懸架制動(dòng)點(diǎn)頭量與輪跳的關(guān)系 4.2.11 側(cè)傾中心高度變化 在通過同一軸兩車輪中心的橫向平面內(nèi)，懸架上質(zhì)量不產(chǎn)生側(cè)傾的橫向作用點(diǎn)稱為該軸的懸架側(cè)傾中心；前后軸側(cè)傾中心的連線稱為汽車的側(cè)傾軸線。 在懸架設(shè)

59、計(jì)中應(yīng)使側(cè)傾軸線與地面接近平行，以保證在汽車的側(cè)傾運(yùn)動(dòng)中前后軸的左右負(fù)荷轉(zhuǎn)移接近，從而使汽車的不足轉(zhuǎn)向特性變化不大；側(cè)傾軸線還應(yīng)離地面盡可能高些，以確保汽車的車身側(cè)傾角不致過大；對(duì)于前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(往往前軸負(fù)荷較大)，還應(yīng)考慮使其前軸左右輪荷變化較小，以免前軸側(cè)偏剛度降低太多，不足轉(zhuǎn)向過大。側(cè)傾中心過高，又會(huì)產(chǎn)生太大的輪距變化。故一般獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心高度應(yīng)控制在下述范圍內(nèi)：對(duì)于前懸架，0mm～120mm；后懸架80mm～150mm。仿真曲線如圖4－14所示。 圖4-14 側(cè)傾中心高度與輪跳關(guān)系 4.2.12 側(cè)傾轉(zhuǎn)向系數(shù) 側(cè)傾轉(zhuǎn)向系數(shù)，車身的側(cè)傾使得彎道內(nèi)側(cè)和外側(cè)的車輪分別向上和向

60、下運(yùn)動(dòng)，懸架的剛性和彈性運(yùn)動(dòng)確定了車輪的前束角和外傾角將會(huì)發(fā)生變化，產(chǎn)生轉(zhuǎn)向效果。這種由于側(cè)傾引起的轉(zhuǎn)向角變化率稱為側(cè)傾轉(zhuǎn)向系數(shù)。轎車前側(cè)傾轉(zhuǎn)向系數(shù)一般小于0.2(%)為不足轉(zhuǎn)向。仿真結(jié)果如圖4－15所示。 圖4-15側(cè)傾轉(zhuǎn)向系數(shù)與輪跳關(guān)系 4.2.13 車輪垂直跳動(dòng)干涉轉(zhuǎn)向系數(shù) 車輪垂直跳動(dòng)干涉轉(zhuǎn)向系數(shù)是指單位車輪跳動(dòng)量引起的由懸架導(dǎo)向桿系與轉(zhuǎn)向桿系在運(yùn)動(dòng)學(xué)上不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向角。應(yīng)當(dāng)使汽車在較大的車輪跳動(dòng)范圍內(nèi)保持很小的車輪跳動(dòng)干涉轉(zhuǎn)向系數(shù)。仿真曲線如圖4－16所示。 圖4-16干涉轉(zhuǎn)向系數(shù)與輪跳關(guān)系 5.前懸架定位參數(shù)的優(yōu)化 5.1懸架參數(shù)化分析和試驗(yàn)設(shè)計(jì) 在整車運(yùn)

61、動(dòng)過程中，由于路面存在一定的不平度，此時(shí)輪胎和車身之間的相對(duì)位置將發(fā)生變化，這也將造成車輪定位參數(shù)發(fā)生相應(yīng)的變動(dòng)。如果車輪定位參數(shù)的變動(dòng)過大的話，將會(huì)加劇輪胎和轉(zhuǎn)向機(jī)件的磨損并降低整車操縱穩(wěn)定性和其他相關(guān)性能，所以原則上，車輪定位參數(shù)的變化量不能太大。通過上一章的仿真分析結(jié)果，可以看出該懸架的車輪外傾角，前束角，主銷偏移距，輪距不太理想。 為了解決以上問題，利用 ADAMS/Insight 模塊，對(duì)這幾項(xiàng)車輪定位參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，使之達(dá)到一個(gè)比較理想的值。考慮對(duì)前懸架硬點(diǎn)位置進(jìn)行優(yōu)化，但在優(yōu)化前，首先要對(duì)能夠影響定位參數(shù)的懸架硬點(diǎn)位置進(jìn)行參數(shù)化分析和試驗(yàn)設(shè)計(jì)（DOE），即考慮在多個(gè)硬點(diǎn)位置改變時(shí)

62、，各硬點(diǎn)的坐標(biāo)對(duì)懸架參數(shù)的影響。從而可以找到對(duì)定位參數(shù)的變化敏感程度較高的硬點(diǎn)坐標(biāo)，然后再以這些硬點(diǎn)坐標(biāo)為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化。 在 Insight 模塊中，對(duì)懸架的下擺臂內(nèi)端點(diǎn)（lca _inner），外端點(diǎn)（lca_ outer），上擺臂內(nèi)端點(diǎn)（uca_inner），外端點(diǎn)（uca_outer），轉(zhuǎn)向拉桿外端點(diǎn)（tierod _outer），等五個(gè)坐標(biāo)點(diǎn)的 15個(gè)坐標(biāo)值（每個(gè)點(diǎn)有 X、Y、Z 三個(gè)方向坐標(biāo)）進(jìn)行分析，設(shè)定每個(gè)坐標(biāo)值的變動(dòng)范圍在-5mm～5mm 之間。對(duì)于 15個(gè)坐標(biāo)值的分析，Insight 將進(jìn)行 32768 次迭代解算，計(jì)算量極其龐大。進(jìn)行完迭代解算后，我們可以利用 Ins

63、ight 自帶功能，將優(yōu)化分析的結(jié)果作為動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)存在交互式網(wǎng)頁中。從該網(wǎng)頁上可以看出，F(xiàn)actor 項(xiàng)為 15 個(gè)硬點(diǎn)坐標(biāo)值，而 Response 項(xiàng)為懸架的定位參數(shù)，當(dāng)在最大值和最小值范圍內(nèi)修改 Factor（即硬點(diǎn)坐標(biāo)值）值時(shí)，Response項(xiàng)（定位參數(shù)）的值都會(huì)產(chǎn)生變化。同時(shí)ADAMS/Insight還對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析和統(tǒng)計(jì)，點(diǎn)擊網(wǎng)頁上的Effects選項(xiàng)，就可以看到每個(gè)因素Factor（硬點(diǎn)的坐標(biāo)值）對(duì)響應(yīng)Response（定位參數(shù)）的影響程度。 根據(jù)輸出的統(tǒng)計(jì)結(jié)果分析，對(duì)主銷內(nèi)傾角和后傾角影響較大的上下擺臂外端點(diǎn)的位置；對(duì)車輪外傾角影響較大的是上擺臂外端點(diǎn)和下擺臂內(nèi)端點(diǎn)

64、位置；對(duì)主銷偏移距影響較大的是上下擺臂的外安裝點(diǎn)位置；對(duì)輪距影響較大的是下擺臂內(nèi)端點(diǎn)的位置和橫拉桿外端點(diǎn)位置；對(duì)前束影響較大的是橫拉桿外端點(diǎn)的位置。綜合來看，上下擺臂外端點(diǎn)的位置，下擺臂內(nèi)端點(diǎn)的位置和橫拉桿外端點(diǎn)位置對(duì)車輪定位參數(shù)影響較大，而上擺臂內(nèi)端點(diǎn)位置對(duì)定位參數(shù)幾乎沒有影響。 5.2懸架的優(yōu)化設(shè)計(jì) 本節(jié)將通過ADAMS/Insight對(duì)上一章仿真結(jié)果中不理想的車輪定位參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，大致的步驟如下：建立設(shè)計(jì)變量→建立響應(yīng)（目標(biāo)）→仿真后進(jìn)入Insight→設(shè)置因素集和響應(yīng)→選擇試驗(yàn)策略→創(chuàng)建工作矩陣→運(yùn)行試驗(yàn)→結(jié)果分析→選取優(yōu)化結(jié)果。 （1） 建立設(shè)計(jì)變量：選取設(shè)計(jì)變量時(shí)應(yīng)該

65、考慮選擇那些對(duì)懸架定位參數(shù)有較大影響，但同時(shí)又不會(huì)對(duì)懸架結(jié)構(gòu)產(chǎn)生較大改變的硬點(diǎn)位置。通過試驗(yàn)設(shè)計(jì)的結(jié)果，可知上下擺臂外端點(diǎn)位置對(duì)需優(yōu)化的定位參數(shù)影響較大，但同時(shí)上下擺臂外端點(diǎn)位置的改變會(huì)引起主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角初始值的變化，會(huì)影響車身高度、質(zhì)心位置、輪距和軸距等基本參數(shù)，從而會(huì)極大的影響整車的各項(xiàng)性能，不能做較大范圍的調(diào)整[33][34]。所以在此次優(yōu)化中，選取下擺臂內(nèi)端點(diǎn)位置和橫拉桿外端點(diǎn)位置作為設(shè)計(jì)變量。 （2） 建立響應(yīng)（目標(biāo)）：在ADAMS/CAR界面中選擇Simulation/DOE interface/Design Objective，分別建立四個(gè)響應(yīng)目標(biāo)camber_angl

66、e ，toe_angle，scrab_radius，wheel_travel_track，目標(biāo)取值分別定義為仿真中的平均值，仿真中的平均值，仿真中的最小值和仿真中的最小值。如圖5.1所示。 圖5.1創(chuàng)建響應(yīng)目標(biāo) （3） 進(jìn)行仿真，然后進(jìn)入Insight：對(duì)前懸架模型進(jìn)行左右車輪平行跳動(dòng)仿真試驗(yàn)后，選擇Simulation/ DOE interface/ADAMS insight/Export命令，選擇相應(yīng)的模型和腳本。如圖5.2所示。 圖5.2 Insight Export設(shè)置 （4） 創(chuàng)建因素集和響應(yīng)： ① 創(chuàng)建因素：在Insight界面下依次選擇Factors/Candidates/_ mod2_front_susp從中選擇下擺臂內(nèi)端點(diǎn)三個(gè)坐標(biāo)和橫拉桿外端點(diǎn)三個(gè)坐標(biāo)，添加到inclusion目錄下。因素的設(shè)置如圖5.3所示，將每個(gè)坐標(biāo)的變化范圍設(shè)置在－10mm～10mm之間。 圖5.3 因素的設(shè)置 ② 加響應(yīng)：在Insight界面下選擇Responses/Candidates 從中選擇四個(gè)已經(jīng)建立好的響應(yīng)目標(biāo)Camber,Toe_angle,Scrab_