前懸架力學計算、建模及仿真分析

1、前懸架力學計算、建模及仿真分析關鍵詞：前懸架力學計算 建模 仿真分析概述：本課題內容共兩項：1. 計算、分析或測量系列前獨立懸架中前梁在靜載條件下，其外力大小和方向2. 針對汽車的前梁與獨立懸架總成設計、開發(fā)中的實際問題，利用機械系統(tǒng)自動動力學仿真軟件，開發(fā)汽車前懸架系統(tǒng)設計模塊，模擬汽車的實際工況，建立力學分析模型，分析影響汽車前輪定位參數(shù)的結構因素為測量前懸架設計提供理論依據(jù)，為汽車前懸架提供最佳的結構尺寸。1 前懸架力學計算1.1前懸架受力分析前懸架的結構為雙橫臂帶扭桿彈簧，且扭桿彈簧上置。靜載時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o受垂直載

2、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，f1的方向與下擺臂兩節(jié)點的連線共線）。由靜力平衡建立方程可得： -(1-1) - (1-2) - (1-3) - (1-4)式中-為主銷長度，由圖紙尺寸可得約為264mm-為上擺臂長度，由圖紙尺寸可得為270mm-為主銷內傾角，由圖紙尺寸可得為6.5度-為下、上擺臂角a -為車輪接地點至上擺臂球頭a中心的水平距離h2 -為上擺臂球頭a至地面高度fz ,fy-分別為單個車輪的垂直,橫向載荷-分別為上擺

3、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 (設整個前橋載荷為2.5噸,單輪載荷為1.25噸) fy=0 (靜載時沒有橫向力) (取上擺臂能達到的最大角度,78mm為輪胎上跳的最大距離,369mm為上擺臂d點至輪胎接地點垂直中心線的距離)（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 ( 靜載時沒有橫向力) (取下擺臂能達到的最大角度, 78mm為輪胎上跳的最大距離,449mm為下擺臂c點至輪胎接地點垂直中心線的距離)（3）扭桿所受的扭矩為m=1854.9790

4、(n.m) 1.2. 前懸架各工況下受力計算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為分析的基本載荷，單側為12.25kn。（1）靜載時:f1=(0-12.25*110)/2*cos(0-7)=-5.123 kn靜載時擺臂水平（2）在上限位置時: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:f1=(0-12.25*110)/2*cos(-16.7-7)=-5.55 k

5、n輪胎上跳距離為81mm,上擺臂角度為arctg（-81/270）=-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:f1=-5.123 knf2y=(-5.123*cos0)-0=-5.123 knf2z=12.25+(-5.123)*sin0=12.25 kn其合力為arctan（12.25/5.123）=67.3 方向為和水平線成67.3度.(2) 在上限

6、位置時:f1=-5.17 kn,下擺臂角度為12.457f2y=(-5.123*cos12.457)-0=-5 knf2z=12.25+(-5.123)*sin12.457=11.14 kn其合力為fd=12.21 knarctan(11.14/5)=.8 方向為和水平線成.8度.(3) 在下限位置時: f1=-5.55 kn, 下擺臂角度為-11.96f2y=(-5.123*cos11.96)-0=-5 knf2z=12.25+(-5.123)*sin(-11.96)=13.31 kn其合力為fd=14.22 knarctan(13.31/5)=69.4 方向為和水平線成69.4度.1.2.

7、2 三種強化計算工況第一種工況: 當路面作用到車輪的垂直力達到最大時-汽車駛上路面凸起障礙或落入洼坑,車輪與路面沖擊時發(fā)生的載荷。取動載系數(shù)2.5時,單輪最大垂直力為12.25*2.5=30.625kn(1)靜止時 f1=(0-30.625*110)/2*cos(0-7)=-12.8 kn(2)上限時 f1=(0-30.625*110)/2*cos(17.378-7)=-12.9 kn(3)下限時 f1=(0-30.625*110)/2*cos(-16.7-7)=-13.88 kn第二種工況: 當車輪上的縱向力達到最大時-汽車加速或緊急制動時,由慣性力引起的縱向載荷. 車輪上的垂直作用力z=m

8、1*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-靜載時的前軸載荷第三種工況: 當汽車轉彎時的測向力最大時-轉彎側滑產(chǎn)生的最大側滑力。假設汽車向右側滑,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 kn2. 前懸架實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計圖紙，利用pro/e軟件建立了懸架中個組成零件的三維實體模型

9、，并根據(jù)總裝配圖進行裝配。主要的零件模型如下： 圖21 上擺臂 圖22 下擺臂 圖23 轉向節(jié) 圖24 扭桿 圖25 上拉桿 圖26 下拉桿根據(jù)前懸架的總裝配圖紙，在pro/e中進行裝配，并生成爆炸圖如圖27、28所示。 圖27 懸架總裝配圖 圖28 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、下擺臂球接頭總成，10轉向節(jié)，11制動盤總成2.2 adams仿真模型基本參數(shù)的確定應用多體系統(tǒng)動力學建立機械系統(tǒng)仿真模型參數(shù)需求量大,精度要求高,參數(shù)準備工作量大。根據(jù)研究工作的需要,將參數(shù)類型劃分為運動學(幾

10、何定位)參數(shù),質量參數(shù)(質量,質心與轉動慣量),力學特性參數(shù)(剛度,阻尼特性)與外界參數(shù)(道路普,風力等等)。2.2.1 運動學（幾何定位）參數(shù)應用多體系統(tǒng)動力學建立機械系統(tǒng)仿真模型時，需要依據(jù)懸架的結構形式，在模型中輸入懸架中各運動部件之間的安裝連接位置與相對角度,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動關系,如前輪上下跳動時的主銷內傾角,后傾角,車輪外傾角,前束的變化等。有了運動學參數(shù),就可以建立懸架的運動學模型并分析其運動特性。運動學參數(shù),一般可以在汽車的設計圖紙中查得。如前懸架總成圖就包括了分析前懸架運動特性得幾乎所有參數(shù)。應注意的是,各運動部件得相對連接位置,應在統(tǒng)一的整

11、車參考坐標中測量。在無法獲得懸架總成圖時,可以在掌握一些基本參數(shù),如運動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21所示。表21前懸架定位參數(shù)主銷內傾角車輪滾動半徑359mm主銷后傾角前輪輪距1725mm車輪外傾角內輪最大轉角前輪前束2.5mm（0.221）外輪最大轉角在adams軟件中建立仿真模型時各零件關鍵點的位置對建立模型的準確性非常關鍵。通過零件裝配圖和三維實體模型上實際測量，獲得了前懸架中零件關鍵的位置。表22是前懸架關鍵點的位置（由于模型左右對稱，表中只列出左側點的位置）。表中x方向取汽車前進方向的相反方向為正，y方向取汽車右側為

12、正，z方向重力方向的相反方向為正。表中單位為mm。表22 前懸架各零件關鍵點位置序號硬點項目定義loc_xloc_yloc_z1hpl_wheel_center車輪中心位置0.0-885.087102.42hpl_lca_inner下擺臂內端點位置0.0-401 0.03hpl_lca_outer下擺臂外端點位置-10.3-782.2560.04hpl_damper_lwr減震器下安裝位置96.5-586.00.05hpl_damper_upp減震器上安裝位置96.5-541.03406hpl_knuckle轉向節(jié)中心位置0.0-831.638100.0627hpl_uca_inner上擺臂內

13、端點位置0.0-481.028hpl_uca_outer上擺臂外端點位置0.0-751.029hpl_tierod_inner轉向拉桿內端位置-136.5-425158.37210hpl_tierod_outer轉向拉桿外端位置-136.5-814.573158.37211hpl_pull_lwr_inner下拉桿內端點位置-48.5-701.0-10.012hpl_pull_lwr_outer下拉桿外端點位置-398.202-403.808-5.013hpl_pull_upp_inner上拉桿內端點位置-31.0-701.0271.014hpl_pull_upp_outer上拉桿外端點位置-

14、399.447-482.712266.01215hpl_torsion_bar_end扭桿彈簧后端位置1182.5-481.0216hpl_torsion_front扭桿彈簧前端位置57-481.022.2.2質量特性參數(shù)在分析汽車懸架和整車動力學時,汽車整車與懸架的各零件質量,質心,轉動慣量等參數(shù)決定汽車的性能.通常情況下,質量特性參數(shù)由各運動部件的質量,質心,轉動慣量等參數(shù)組成.其中,質心和轉動慣量與測量時的參考坐標有關,必要時應注明參考坐標.懸架零件的質量,一般在設計圖上查取.但應注意到零件與多體系統(tǒng)意義上的運動部件的差別.在多體系統(tǒng)動力學中,只要在運動過程中時刻具有相同運動軌跡,并具有

15、特定的聯(lián)系如通過各種方法固定在一起的零部件,就是一個運動部件.一個運動部件應只有一個共同的質心和轉動慣量.運動部件的質心與轉動慣量的參數(shù)查取,可以通過稱重,計算,實驗等方法獲得.近年來，隨著cad技術的發(fā)展出現(xiàn)了確定運動部件質心，轉動慣量的新方法，利用cad實體造型軟件，建立零部件的三維實體模型，之后輸入材料密度等特性參數(shù)，獲得質量，質心和轉動慣量。本次研究中各零件的質量特性參數(shù)是在pro/e中，輸入材料特性后，自動計算出來的，見表2-3。但最好的方法是將此值與實際零件的質量對比，再通過修改模型的壁厚等手段進行修正，直至與實際值吻合。另外需要特別注意的是零部件的慣量數(shù)據(jù)并不是相對于整車坐標系測

16、的，而是相對于零部件自身的質心，即零部件的主慣性矩。表23懸架零件質量參數(shù)表零件名稱 原點位 置 質心位置（mm）質量（kg）繞主軸的轉動慣量（kg*mm2）xyzixxiyyizz左上擺臂上擺臂內端點0-128.061.433.48427338.9971715.633826621.704左下擺臂下擺臂內端點-9.2193-193.779-5.08263.91757715.8231530.622557525.267左轉向節(jié)轉向節(jié)中心-0.4689-1.768923.8358.39722913.83052233.40440066.477左輪轂車輪中心點00201.50284477.8975477

17、.8975496.2781左扭桿扭桿彈簧后端-634.552009.1771.262e+0061.370e+0031.262e+006左上拉桿上拉桿內端點-1.8015229.2738242.42263.4902.8196e+0138.5464e+0122.8196e+013左下拉桿下拉桿內端點-1.57218.0474253.20154.1874.4728e+0131.2738e+0133.2189e+013左橫拉桿橫拉桿內端點0-194.78601.9271.1747e+00445.0177971.1747e+004（由于懸架左右部件對稱，表中只列出懸架左邊零件的質量參數(shù)；質心位置的坐標值

18、是在每個零件自己獨立的坐標系中測量出的，此坐標系和以后adams中建立部件的坐標系相同。）2.2.3力學特性參數(shù)力學特性參數(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雜的力學特性.而這些零部件的特性對汽車的各項性能,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零部件的阻尼（減震器）特性，橡膠元件（上下擺臂襯套）等動態(tài)特性參數(shù)主要是從廠提供的試驗報告中獲得，而扭桿彈簧的剛度和初始扭矩是根據(jù)公式計算獲得的。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數(shù)據(jù)如圖29

19、，212所示。根據(jù)試驗數(shù)據(jù)在adams中編制的彈性襯套特性曲線如圖210、211、213、214所示。 圖29 上擺臂襯套試驗曲線圖210 上擺臂襯套線剛度特性曲線圖211 上擺臂襯套角剛度特性曲線 圖212 下擺臂襯套試驗曲線圖213 下擺臂襯套線剛度特性曲線 圖214 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數(shù)據(jù)如表24所示。根據(jù)試驗數(shù)據(jù)在adams中編制的減震器特性曲線如圖215所示。圖215減震器特性曲線表24 減震器試驗數(shù)據(jù)速度（m/sec）壓縮（n）拉伸（n）0.0525016000.1353029000.2660034500.39700390

20、00.5280043002.2.3.3扭桿參數(shù)的確定（1）扭桿的剛度單位扭轉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度有關，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)扭桿的設計圖，扭桿的直徑為34mm,g 為剪切彈性模數(shù), 一般取 ,l為扭桿的長度,根據(jù)扭桿的設計圖，扭桿的有效工作長度為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車身高度的影響，在安裝時需要對扭桿施加預緊載荷,所以扭桿安裝時存在預扭角，根據(jù)設計圖查得汽車滿載靜載時扭桿的扭轉角為61，代入公式

21、計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,是進行汽車動力學仿真的外界條件.這些外界條件眾多,如汽車行駛道路的道路譜,高速行駛時的側向風力等,都是影響汽車動力學的外界因素.外界參數(shù)的內容,主要有道路譜,風力等,再有些分析中,可以忽略.道路譜主要通過測量獲得.而風力因數(shù)可以在分析計算的基礎上結合實驗獲得。3. 前懸架及轉向系統(tǒng)多體模型的建立3.1 adams/car建模基本原理方法應用adams/car對懸架系統(tǒng)進行建模原理相對比較簡單，模型原理與實際的系統(tǒng)相一致。考慮到汽車基本上為一縱向對稱系統(tǒng)，軟件模塊已預先對建模過程進行了處理，產(chǎn)品設計人員只需建立

22、左邊或右邊的1/2懸架模型，另一半將會根據(jù)對稱性自動生成，當然設計人員也可建立非對稱的分析模型。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層次：template, subsystem, assembly。template：主要是定義車輛子系統(tǒng)中的拓撲結構（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)提供實際的參數(shù)進行修改（定義部件的位置，彈簧剛度等）。assembly：使一系列的subsystem和試驗臺連接起來，組成一個進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。

23、下圖是三個層次的結構示意圖。特性文件特性文件懸架模板文件轉向器模板文件懸架子系統(tǒng)轉向器子系統(tǒng)試驗臺虛擬樣機 圖3-1 adams/car模塊模型的三個層次圖3-1adams文件構特性文件 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)以及轉向子系統(tǒng)。最后進行裝配得到的前懸架模型應與試驗臺(test rig)裝配試驗以檢驗懸架模型的正確性。屬性文件是建立仿真分析模型的最基本的文件，它紀錄和設置系統(tǒng)的基本參數(shù)和相關的屬性，如輪胎的屬性，懸架的基本參數(shù)等。模板是整個模型中最基本的模塊，

24、然而模板又是整個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的。在建立模板階段，還要構造將各個子系統(tǒng)裝配為一個總成所需要的“通訊器”(communicator)，最后應將模板文件和懸架測試裝置裝配在一起進行懸架測試檢驗。正確建立各個子系統(tǒng)間的連接關系是至關重要的，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，不允許過約束的運動，它是在運動學(kinematic)分析時采用。橡膠襯套和彈簧屬于柔性連接，它們在發(fā)生運動干涉的部件之間產(chǎn)

25、生阻力，阻止進一步的干涉發(fā)生。它是在彈性運動學(compliance)分析時采用。兩者之間可以通過靜態(tài)鉸接激勵器(actuators)轉換分析模式。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動學模型，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，用戶只能對以前創(chuàng)建的零部件進行部分數(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)品設計人員可根據(jù)實際需要，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)、轉向子系統(tǒng)和測試平臺。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立懸架,轉向機構是齒輪齒條式轉向機，此懸架一般

26、用于轎車或輕卡的前軸。扭桿與上擺臂通過花鍵連結，并與擺臂支承板前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動，并帶動扭桿也繞該軸線轉動而產(chǎn)生彈性力，從而為整個懸架提供了彈性元件。下擺臂與前梁焊接總成的兩個下孔之間也用彈性襯套連結。為了使懸架在車輛制動時，鉸接點處不產(chǎn)生過大的力，在上、下擺臂與車架縱梁之間還設有兩根斜拉桿。另外，在上擺臂的上下都設有彈性橡膠限位塊，以限制懸架運動的幅度，避免懸架與車架直接相碰。應用多體系統(tǒng)動力學理論建立仿真模型時，在滿足實際工程研究需要的前提下，對模型進行一些合理的簡化是必要的。建立模型時作了以下假設:(1)采用雙橫臂獨立懸

27、架與齒輪-齒條式轉向機,前左,前右非懸掛質量系統(tǒng)的結構相同,轉向橫拉桿與轉向機直接相連,可以認為左右懸架以汽車的縱向中軸線對稱。(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，懸架跳動過程中具有相同的運動軌跡，將其視為一個零件。（4）扭桿彈簧簡化為圓柱副上施加相應的轉矩來表示，（5）研究懸架特性時，車身相對與地面假設不動。根據(jù)前懸架系統(tǒng)實際結構抽象出如圖32所示的系統(tǒng)分析模型，整個懸架系統(tǒng)包括:上擺臂、轉向節(jié)，下擺臂、減振器、扭桿、轉向橫拉桿、轉向器齒條、車輪和車架(車身)等組成。 圖3-2 前懸架拓撲

28、結構1車架(車身) 2 右減振器上半部分 21 右減振器下半部分 3 左減振器上半部分 31 左減振器下半 4 右轉向橫拉桿 5 轉向器齒條 6 左轉向橫拉桿 7 左上擺臂帶上拉桿 8 右上擺臂帶上拉桿 9 右轉向節(jié) 10 左轉向節(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2，21，3，31 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，它們相對車架可進行前后、左右兩個方向的轉動，而車架(車身)相對于整體坐標系靜止，可認為與地面通過固定鉸鏈固

29、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，它們相對左減振器上半部分、右減振器上半部分可進行軸向移動和轉動。左上擺臂(件7)一端、右上擺臂(件8)一端分別通過轉動鉸l,j與車架相連，使其可相對車架(車身)上下擺動，它們的另一端分別通過球鉸m、k與左轉向節(jié)、右轉向節(jié)相連。左下擺臂(件12)一端、右下擺臂(件11)一端分別通過轉動鉸r,s與車架相連，使其可相對車架(車身)上下擺動，它們的另一端分別通過球鉸q、p與左轉向節(jié)、右轉向節(jié)相連。左轉向橫拉桿(件6)、右轉向橫拉桿

30、(件4)的一端分別通過球鉸i、h與左轉向節(jié)、右轉向節(jié)相連，它們的另一端分別通過萬向節(jié)鉸鏈f、e與轉向器齒條(件5)相連，約束了其繞自身軸線轉動。轉向器齒條通過滑移鉸g與轉向器殼相連，它可相對車架(車身)左右移動。前左車輪（件14）、前右車輪(件13)分別通過旋轉副u、t與左轉向節(jié)(件7) ,右轉向節(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，同時在圓柱副上施加轉矩，以實現(xiàn)右扭桿的作用。左扭桿（件16）的一端與左上擺臂(件7)在l處通過圓柱副相連接，扭桿的另一端與車身固定連接，同時在圓柱副上施加轉矩，以實現(xiàn)左扭桿的作用。其中施加的轉矩

31、用函數(shù)公式表示為left 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 表示扭桿的預加扭矩，torsion _stiffness表示扭桿的剛度，az (cylindrical joint)表示圓柱副的轉角，其值可由上一章的計算值代入。由上面的分析得知，上擺臂的一端與車

32、架用轉動絞連接，同時又與扭桿用圓柱副連接，產(chǎn)生了過約束，所以將轉動絞取消，只用圓柱副來約束上擺臂繞車架的轉動。實際建立的模型中包含21個moving parts（包括虛擬部件，不包括地面），5 個 cylindrical joints ，4 個revolute joints，6個 spherical joints，2 個 convel joints ，6 個 fixed joints ，4個 hooke joints，1 個 inplane primitive joints，根據(jù)多剛體運動學理論中約束與自由度的對應關系，計算出前懸架系統(tǒng)的自由度：dof=21*6-5*4-4*5-6*3-2*4

33、-6*6-4*4-1*2=6前懸架系統(tǒng)有6個自由度，分別表示左前輪,右前輪在垂直方向的上下跳動，左前，右前車輪繞各自車軸的轉動，以及左右車輪繞各自主銷軸線的轉動。前懸架系統(tǒng)實際結構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動絞鏈改為橡膠襯套，上面的多剛體運動學模型變成彈性運動學模型。根據(jù)前面得到的各零件關鍵點的位置建立懸架系統(tǒng)中相應的零件，然后定義各零件之間的約束關系，并輸入相關參數(shù)如前束，外傾角等建立懸架子系統(tǒng)，同時建立通訊器，以便和其他子系統(tǒng)建立連接。懸架模型外形如圖33。圖3-3 前懸架仿真模型3.3 轉向子系統(tǒng)的建立由于廠

34、方未能提供轉向機的具體設計圖紙，所以根據(jù)懸架實際配用的轉向機類型（齒輪齒條式）在adams/car中建立了轉向機仿真模型，轉向系統(tǒng)各部件硬點位置見表31。該前懸架配用的轉向系統(tǒng)為齒輪齒條式轉向系統(tǒng)，由方向盤、轉向軸、轉向中間軸、轉向柱軸，轉向小齒輪，轉向齒條、轉向機外殼等構成。方向盤與轉向軸套管間為轉動鉸，轉向柱軸與轉向軸套管間為圓柱鉸，轉向中間軸一端以萬向節(jié)鉸鏈與轉向柱連接，另一端以萬向節(jié)鉸鏈與轉向軸連接，轉向軸與轉向機外殼之間為轉動鉸鏈，轉向小齒輪與轉向機外殼為轉動鉸鏈，轉向齒條與轉向機外殼之間為移動鉸鏈，轉向軸套管和轉向機外殼與車身固定連接。同時，存在三個耦合鉸鏈，轉向軸與轉向機外殼間轉

35、動鉸和轉向小齒輪與外殼間轉動鉸鏈為耦合鉸鏈，轉向小齒輪與外殼間轉動鉸與轉向齒條與外殼間移動鉸鏈為耦合鉸鏈，方向盤與轉向軸外殼間的轉動絞和轉向柱軸與轉向軸外殼間的圓柱絞為耦合鉸鏈。轉向系統(tǒng)有12 moving parts (not including ground)，2 cylindrical joints，3 revolute joints，1 translational joints，5 fixed joints，2 hooke joints，1 inplane primitive joints，3 couplers，根據(jù)約束種類與自由度的關系可以計算出轉向系統(tǒng)的自由度：dof=12*6-2

36、*4-3*5-1*5-5*6-2*4-1*2-3*1=1整個轉向系統(tǒng)模型最后的自由度數(shù)為1，即當在方向盤輸入一個轉向角時，轉向齒條左右的移動。和建立懸架模型一樣，根據(jù)關鍵點的位置建立轉向系統(tǒng)中各零件，定義相應的約束關系，建立轉向系統(tǒng)子模型如圖34 所示。 圖34 轉向機模型 表31 齒輪齒條轉向系統(tǒng)硬點位置序號硬點項目定義loc_xloc_yloc_z1hpl_rack_house_mount左轉向器殼體端面位置-136.5-400158.3722hpl_tierod_inner左轉向拉桿內端位置-136.5-425158.3723hps_intermediate_shaft_forward轉

37、向中間軸下端位置63.5-300358.3724hps_intermediate_shaft_rearward轉向中間軸上端位置213.5-300458.3725hpl_pinion_pivot小齒輪節(jié)圓中心位置-136.5-300158.3726hps_steering_wheel_center方向盤中心位置563.5-300558.3727hpr_rack_house_mount右轉向器殼體端面位置-136.5400158.3728hpr_tierod_inner右轉向拉桿內端位置-136.5425158.372完成懸架子系統(tǒng)，轉向機子系統(tǒng)仿真模型后，在adams/car環(huán)境下進行裝配，總

38、裝配模型如圖3-5所示： 圖35前懸架總成仿真試驗模型4.前懸架的仿真試驗及系統(tǒng)特性分析4.1 仿真試驗adams/car提供了強大的懸架系統(tǒng)分析功能，如通過車輪的垂直跳動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，主銷內傾角的變化規(guī)律，以及懸架剛度，側傾剛度的變化。通過在輪胎接地點施加側向力和回正力矩，測量前束角和車輪側偏角的變化，偏轉車輪(橫向平面內)，測量車輪的轉角和阿可曼角(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。設計人員可根據(jù)需要選擇相應的分析類型，進行有選擇的數(shù)據(jù)輸入。仿真計算結束后，利用adams提供的后處理模塊很容易繪制出結果

39、曲線，如果設計人員所要關注的性能指標并未包含在后處理曲線中，還可自己構造相應的函數(shù)。前懸架仿真模型建立好后，就可以對其進行分析了。懸架及轉向系統(tǒng)仿真的基本過程如圖: 對前懸架模型進行運動學和彈性運動學仿真分析，進行雙輪同向激振試驗 (parallel travel)，即對其左右側車輪輪心處同時施以平行位移（-85mm85mm），進行輪跳仿真試驗。仿真試驗前需要設置懸架的其他一些參數(shù)，如軸距，簧載質量等。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)質量前軸空載(滿載)質量后軸空載(滿載)質量4900(7100)kg2050(2270)kg2750(48

40、30)kg軸距(空載/滿載)滿載重心高度輪胎自由半徑4350/4750mm1300mm359mm輪胎質量輪胎剛度輪跳范圍(正值表示車輪上跳，負值下跳)30kg475n/mm-8184.5mm4.2 前懸架的仿真結果分析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，當車輪頂端向車身外側傾斜時取正值。通常認為外傾角應使車輪經(jīng)常處于與地面垂直的狀態(tài)。一般盡量減少車輪相對車身跳動時的外傾角的變化，在常見車輪跳動范圍內（50mm），其變化量控制在1以內，汽車工程手冊推薦懸架上跳時，對車身的外傾變化為-2+0.5/50mm2。應合理選擇懸架的設計參數(shù)。使得車輪由下向上跳動時外傾角向減小

41、的方向變化，以確保汽車曲線行駛過程中車身側傾時，外側車輪接近垂直與地面，從而提高輪胎的側偏特性。 這一要求受到下述因素制約：如車輪上跳時外傾角向負值方向變化過大，在汽車滿載工況下可能出現(xiàn)車輪外傾角負值過大，導致輪胎磨損嚴重及生熱量過大，嚴重時會造成輪胎損壞。 圖41 前懸架外傾角與輪跳的關系圖41仿真結果表明，車輪由下向上跳動過程中外傾角由正值向負值變化，當車輪在下止點時外傾角為1.22 ，車輪在上止點時外傾角為0.35。車輪外傾角在上跳過程中變化基本符合設計要求，變化量控制在1以內。 4.2.2 主銷后傾角及后傾拖距主銷后傾角是指從車輛側面看，轉向主銷軸與鉛垂線的傾角；后傾拖距是指在轉向輪上

42、，輪胎接地點中心和轉向主銷軸與地面交點之間的距離。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，否則在轉向時為了克服此力矩，駕駛員必須在方向盤上施加較大的力，一般認為23合理范圍。如主銷后傾角隨車輪跳動量的變化過大，則在汽車載荷變化或制動點頭等工況下，會導致回正力矩過大或過小甚至出現(xiàn)負值，從而出現(xiàn)轉向沖擊、側風敏感性大以及直線行駛不穩(wěn)定等問題。一般來說，前置前驅動轎車主銷后傾角為03，前置后驅車為310，后傾拖距一般為030mm。 圖42 前懸架主銷后傾角與

43、輪跳的關系 圖43 前懸架主銷后傾拖距與輪跳的關系圖42的仿真結果表明，主銷后傾角隨車輪跳動量的變化在1.82.8，變化較小，符合懸架的設計的要求。圖43的主銷后傾拖距仿真結果，可以看出，隨著車輪的上跳，主銷的后傾拖距是逐漸變大的（20mm24mm），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。4.2.3 主銷內傾角及橫向偏移距主銷內傾角是指從車輛正面看在轉向輪上轉向主銷軸線與鉛垂直線的夾角；主銷偏移距是指從轉向輪接地點到轉向主銷與路面的交點之間左，右方向的距離。主銷內傾角也有使車輪自動回正的作用，其有利用汽車本身的重力使車輪回復到原來中間位

44、置的效應。主銷內傾角與主銷橫向偏置距是相關聯(lián)的，主銷內傾有利于橫向偏置距的減小，從而減小轉向時駕駛員在方向上的力，使轉向輕便，同時也可以減小從轉向輪傳到方向上的沖擊力。內傾角不宜過大，否則轉向時，輪胎與路面之間將產(chǎn)生較大的滑動，增加輪胎與路面的磨擦力，使轉向發(fā)沉，而且加速輪胎的磨損。一般認為在車輪上跳時，主銷內傾角的增加應盡量減小，以避免內傾角變化過大。主銷橫向偏置距與主銷內傾角一起，使汽車在低速時保證自動回正力矩和一定的轉向輕便性。主銷橫向偏移距愈大，前橋對車輪縱向力(制動力或驅動力)的敏感性愈大，容易發(fā)生制動跳偏、前束變化不合理等問題。在實際設計時，大致的范圍是713希望取較小的值，主銷橫

45、向偏移距為-1030mm，希望取較小的數(shù)值。 圖44前懸架主銷內傾角與輪跳的關系 圖45 前懸架主銷橫向偏移距與輪跳的關系圖44的主銷內傾角仿真結果表明，主銷內傾角隨車輪的上跳有所增加，但變化幅度不大（77.9），該懸架的主銷內傾角在正常范圍內。圖45主銷橫向偏移距仿真結果表明，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，設計上希望在車輪上下跳動時，前束不變。對于汽車前輪，車輪上跳時的前束值多設計成零至負前束的變化。設計值取在零附近時為了控制直行時由路面的凹凸引起的前束變化，確

46、保良好的直行穩(wěn)定行。另外，取弱負前束變化時為了使車輛獲得弱的不足轉向特性，以使裝載質量變化引起車高變化時也能保持不足轉向。合理確定前束隨車輪跳動量的變化規(guī)律，可獲得希望出現(xiàn)的不足轉向或行駛特性。如果前橋車輪上跳時，前束值向負前束方向變化，或后橋車輪上跳時，前束值向正前束方向變化，均可使車輛在曲線行駛時增加不足轉向的趨勢。同時還應注意到：車輪跳動過程中，過大的前束變化會因輪胎的側偏而使其磨損加劇、滾動阻力增大以及直線行駛性能下降。前束變化的比較理想設計特性值為：前輪上跳時，為零至負前束（-0.5/50mm）圖46前懸架前束與輪跳的關系圖46的前懸架前束仿真結果表明，在下止點時前束角為1.4，在上

47、止點時前束角為0.50，車輪在跳動過程中前束角變化基本符合設計要求，但在下止點上跳過程中變化較大。 4.2.5 輪距變化 對于獨立懸架，車輪的上下跳動可導致輪距的變化。行駛中輪距的變化會引起兩側輪胎方向相反的側偏運動，從而產(chǎn)生輪胎側向力，汽車直線行駛能力下降，滾動阻力增大。此外，輪距變化還會對轉向傳動機構的特性產(chǎn)生影響，故輪距變化量應控制在一定范圍內。圖47 前懸架輪距與輪跳的關系圖47的前懸架輪距變化仿真結果表明，在車輪的上跳過程中，左車輪先由正值向負值方向變化，然后又向正值方向變化，且正值方向的移動量較大，右車輪的移動趨勢與左輪相反。但在滿載情況下，汽車行駛時前懸架輪距略微偏大，有待改進。

48、4.2.6 轉向角在車輪上下跳動過程中，方向盤固定，由于轉向拉桿的作用，左右車輪會產(chǎn)生繞主銷的轉動，使左右車輪產(chǎn)生轉向角，一般要求控制在一定的范圍內，否則汽車的操控性變壞，而且輪胎的磨損加劇。圖48前懸架轉向角與輪跳的關系圖48為車輪左右同步上下跳動時的轉向角變化曲線，可以看出，左右車輪轉向角的變化趨勢相反，且變化量較小。汽車行駛過程中，車輪的跳動對轉向系統(tǒng)的影響較小。4.2.7 阿克曼偏差阿克曼偏差時轉向輪轉角與滿足阿克曼轉向關系的理想轉角之差，一般認為阿克曼偏差越小越好。圖49 前懸架阿克曼偏差與輪跳的關系圖49 為車輪左右同步上下跳動時的阿克曼偏差的變化曲線，可以看出，左右車輪阿克曼偏差

49、的變化趨勢相反，且變化量較小，這樣可以減少高速行駛時輪胎的磨損。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動時，單位位移下，懸架系統(tǒng)給車身的總的彈性恢復力。仿真曲線如圖410所示。圖410 前懸架剛度與輪跳的關系4.2.9 懸架側傾角剛度側傾角剛度是影響車身側傾角大小的重要因素，其值應隨車身側傾角的增大適度增加。一般來說，轎車的前側傾角剛度為3001200nm/(o)。圖 411 前懸架側傾角剛度與輪跳的關系圖411 側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，在汽車轉向時，能保持車身的穩(wěn)定，主要是因為扭桿彈簧的作用，因為扭桿彈簧不僅具有減震

50、彈簧的作用，在轉向時還起到橫向穩(wěn)定桿的作用。4.2.10 加速抬頭量和制動點頭量在汽車加速或制動時，由于驅動力或制動力引起了汽車載荷的轉移，從而使懸架發(fā)生變形，制動時懸架被壓縮，加速時懸架被拉伸。加速抬頭量和制動點頭量分別用在9.8m/s的縱向加速度下,加速或制動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41、413所示。 圖412 前懸架加速抬頭量與輪跳的關系 圖413 前懸架制動點頭量與輪跳的關系4.2.11 側傾中心高度變化在通過同一軸兩車輪中心的橫向平面內，懸架上質量不產(chǎn)生側傾的橫向作用點稱為該軸的懸架側傾中心；前后軸側傾中心的連線稱為汽車的側傾軸線。

51、在懸架設計中應使側傾軸線與地面接近平行，以保證在汽車的側傾運動中前后軸的左右負荷轉移接近，從而使汽車的不足轉向特性變化不大；側傾軸線還應離地面盡可能高些，以確保汽車的車身側傾角不致過大；對于前輪驅動的汽車(往往前軸負荷較大)，還應考慮使其前軸左右輪荷變化較小，以免前軸側偏剛度降低太多，不足轉向過大。側傾中心過高，又會產(chǎn)生太大的輪距變化。故一般獨立懸架的側傾中心高度應控制在下述范圍內：對于前懸架，0mm120mm；后懸架80mm150mm。仿真曲線如圖414所示。圖4-14 側傾中心高度與輪跳關系4.2.12 側傾轉向系數(shù)側傾轉向系數(shù)，車身的側傾使得彎道內側和外側的車輪分別向上和向下運動，懸架的

52、剛性和彈性運動確定了車輪的前束角和外傾角將會發(fā)生變化，產(chǎn)生轉向效果。這種由于側傾引起的轉向角變化率稱為側傾轉向系數(shù)。轎車前側傾轉向系數(shù)一般小于0.2(%)為不足轉向。仿真結果如圖415所示。圖4-15側傾轉向系數(shù)與輪跳關系4.2.13 車輪垂直跳動干涉轉向系數(shù)車輪垂直跳動干涉轉向系數(shù)是指單位車輪跳動量引起的由懸架導向桿系與轉向桿系在運動學上不協(xié)調而產(chǎn)生的轉向角。應當使汽車在較大的車輪跳動范圍內保持很小的車輪跳動干涉轉向系數(shù)。仿真曲線如圖416所示。圖4-16干涉轉向系數(shù)與輪跳關系5.前懸架定位參數(shù)的優(yōu)化5.1懸架參數(shù)化分析和試驗設計在整車運動過程中，由于路面存在一定的不平度，此時輪胎和車身之間的相對位置將發(fā)生變化，這也將造成車輪定位參數(shù)發(fā)生相應的變動。如果車輪定位參數(shù)的變動過大的話，將會加劇輪胎和轉向機件的磨損并降低整車操縱穩(wěn)定性和其他相關性能，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/insi