扭轉(zhuǎn)梁后懸架設(shè)計(jì)論文

1第1章緒論現(xiàn)代汽車(chē)除了保證其基本性能，即行駛性、轉(zhuǎn)向性和制動(dòng)性等之外，目前正致力于提高安全性與舒適性，向高附加價(jià)值、高性能和高質(zhì)量的方向發(fā)展。對(duì)此，尤其作為提高操縱穩(wěn)定性、乘坐舒適性的轎車(chē)懸架必須進(jìn)行相應(yīng)的改進(jìn)。舒適性是汽車(chē)最重要的使用性能之一。舒適性與車(chē)身的固有振動(dòng)特性有關(guān)，而車(chē)身的固有振動(dòng)特性又與懸架的特性相關(guān)。圖1-1為扭轉(zhuǎn)梁后懸架示意圖減震器螺旋彈簧扭轉(zhuǎn)橫梁縱向擺臂懸架的主要作用是傳遞作用在車(chē)輪和車(chē)身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動(dòng)力和驅(qū)動(dòng)力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車(chē)身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動(dòng)、保證乘員的舒適性、減小貨物和車(chē)輛本身的動(dòng)載荷。其主要任務(wù)是傳遞作用在車(chē)輪和車(chē)架(或車(chē)身)1之間的一切力和力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車(chē)架(或車(chē)身)的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng)，保證汽車(chē)的行駛平順性；保證車(chē)輪在路面不平和載荷變化時(shí)有理想的運(yùn)動(dòng)特性，保證汽車(chē)的操縱穩(wěn)定性，使汽車(chē)獲得高速行駛能力。汽車(chē)在不平路面上行駛時(shí)，由于懸架的彈性作用，使汽車(chē)產(chǎn)生垂直振動(dòng)。為了迅速衰減這種振動(dòng)和抑制車(chē)身、車(chē)輪的共振，減小車(chē)輪的振幅，懸架應(yīng)裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車(chē)振動(dòng)的振幅連續(xù)減小，直至振動(dòng)停止。為了滿(mǎn)足汽車(chē)具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)在合適的頻段，并盡可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應(yīng)合理，對(duì)乘用車(chē)，要求前懸架固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還要盡量避免懸架撞擊車(chē)架(或車(chē)身)。在簧上質(zhì)量變化的情況下，車(chē)身高度變化要小，因此，應(yīng)采用非線(xiàn)性彈性特性懸架。要正確地選擇懸架方案和參數(shù)，在車(chē)輪上、下跳動(dòng)時(shí)，使主銷(xiāo)定位角變化不大、車(chē)輪運(yùn)動(dòng)與導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)要協(xié)調(diào)，避免前輪擺振；汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)，應(yīng)使之稍有不足轉(zhuǎn)向特性。懸架與汽車(chē)的多種使用性能有關(guān)，為滿(mǎn)足這些性能，對(duì)懸架提出的設(shè)計(jì)要求有：(1)保證汽車(chē)有良好的行駛平順性。(2)具有合適的衰減振動(dòng)的能力。(3)保證汽車(chē)具有良好的操縱穩(wěn)定性。(4)汽車(chē)制動(dòng)或加速時(shí)，要保證車(chē)身穩(wěn)定，減少車(chē)身縱傾，轉(zhuǎn)彎時(shí)車(chē)身側(cè)傾角要合適。(5)有良好的隔聲能力。(6)結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間尺寸要小。(7)可靠地傳遞車(chē)身與車(chē)輪之間的各種力和力矩，在滿(mǎn)足零部件質(zhì)量要小的同時(shí)，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。1.4懸架系統(tǒng)研究與設(shè)計(jì)的領(lǐng)域汽車(chē)懸架系統(tǒng)的研究與設(shè)計(jì)主要是為了提高汽車(chē)整車(chē)的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。汽車(chē)懸架系統(tǒng)的研究與設(shè)計(jì)的領(lǐng)域也相應(yīng)地分為兩大部分：一是對(duì)汽車(chē)平順性產(chǎn)生主要影響的懸架特性；另一是對(duì)汽車(chē)操縱穩(wěn)定產(chǎn)生主要影響的懸架特性。前一部分主要是對(duì)懸架的彈性元件和阻尼元件特性展開(kāi)工作，主要是將路面、輪胎、非簧載質(zhì)量、懸架、簧載質(zhì)量作為一個(gè)整體進(jìn)行研究與設(shè)計(jì)，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激勵(lì)下，影響汽車(chē)平順性的彈性元件以及阻尼元件的力學(xué)特性，因此可以稱(chēng)1之為懸架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究。后一部分主要是對(duì)懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行工作，主要是研究在車(chē)輪與車(chē)身發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)如何引導(dǎo)和約束車(chē)輪的運(yùn)動(dòng)、車(chē)輪定位及影響轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)的一些懸架參數(shù)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性。這一部分的研究稱(chēng)為懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)研究?？紤]了彈性襯套等連接件對(duì)懸架性能的影響，則懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)即為懸架彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)。懸架彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)是闡述由于輪胎和路面之間的力和力矩引起的車(chē)輪定位等主要懸架參數(shù)的變化特性。這樣懸架系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)研究就包括了懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)和彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)兩個(gè)方面的內(nèi)容。1第2章汽車(chē)懸架概述懸架是汽車(chē)的車(chē)架與車(chē)橋或者車(chē)輪之間的一切傳力、連接裝置的總稱(chēng)，其作用是傳遞作用在車(chē)輪和車(chē)架之間的力和力矩，并且緩沖衰減由不平路面?zhèn)鹘o車(chē)架或車(chē)身的沖擊，以保證車(chē)輪或車(chē)橋與汽車(chē)承載系統(tǒng)(車(chē)架或承載式車(chē)身)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動(dòng)以及調(diào)節(jié)汽車(chē)行駛中的車(chē)身位置等有關(guān)裝置的總稱(chēng)。懸架主要由彈性元件、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和減振器組成，有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。彈性元件受沖擊后會(huì)產(chǎn)生持續(xù)的振動(dòng)，使乘坐不適，因此，設(shè)有減振器將振動(dòng)迅速衰減，使振幅迅速減小。導(dǎo)向機(jī)構(gòu)用來(lái)確定車(chē)輪相對(duì)于車(chē)架或車(chē)身的運(yùn)動(dòng)，傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。橫向穩(wěn)定桿的作用是減少轉(zhuǎn)彎時(shí)車(chē)身的側(cè)傾，并提高輪胎對(duì)地面的附著力。車(chē)輪相對(duì)于車(chē)架和車(chē)身跳動(dòng)時(shí)，車(chē)輪(特別是轉(zhuǎn)向輪)的運(yùn)動(dòng)軌跡應(yīng)符合一定的要求，否則對(duì)汽車(chē)某些行駛性能(特別是操縱穩(wěn)定性)有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構(gòu)件同時(shí)還承擔(dān)著使車(chē)輪按一定軌跡相對(duì)于車(chē)架和車(chē)身跳動(dòng)的任務(wù)，因而這些傳力構(gòu)件還起導(dǎo)向作用，故稱(chēng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)。對(duì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求：(1)懸架上載荷變化時(shí)，保證輪距變化不超過(guò)4.0mm,輪距變化大會(huì)引起輪胎早期(2)懸架上載荷變化時(shí)，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車(chē)輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速(3)汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車(chē)身側(cè)傾角小，在0.4g側(cè)向加速度作用下，車(chē)身側(cè)傾角≤6-7度，并使車(chē)輪與車(chē)身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。(4)制動(dòng)時(shí)，應(yīng)使車(chē)身有抗前俯作用；加速時(shí)，有抗后仰作用。1(5)具有足夠的疲勞強(qiáng)度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。在多數(shù)的轎車(chē)和客車(chē)上，為防止車(chē)身在轉(zhuǎn)向行駛等情況下發(fā)生過(guò)大的橫向傾斜，在懸架中還設(shè)有輔助彈性元件——橫向穩(wěn)定器。橫向穩(wěn)定器實(shí)際是一根近似U型的桿件，兩個(gè)端頭與車(chē)輪剛性連接，用來(lái)防止車(chē)身產(chǎn)生過(guò)大側(cè)傾。其原理是當(dāng)一側(cè)車(chē)輪相對(duì)車(chē)身位移比另外一側(cè)位移大時(shí)，穩(wěn)定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有效防止因一側(cè)車(chē)輪遇障礙物時(shí)，限制該側(cè)車(chē)輪2.2懸架設(shè)計(jì)要求如前所述，汽車(chē)懸架和簧載質(zhì)量、非簧載質(zhì)量構(gòu)成了一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，該振動(dòng)系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車(chē)的行駛平順性，并進(jìn)一步影響到汽車(chē)的行駛車(chē)速、燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)營(yíng)經(jīng)濟(jì)性。該振動(dòng)系統(tǒng)也決定了汽車(chē)承載系和行駛系許多零部件的動(dòng)載，并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對(duì)整車(chē)操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設(shè)計(jì)懸架時(shí)必須考慮以下幾個(gè)方面的要求：(1)通過(guò)合理設(shè)計(jì)懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車(chē)具有良好的行駛平順性，具有較低的振動(dòng)頻率、較小的振動(dòng)加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬沖擊，同時(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力。(2)合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，以確保車(chē)輪與車(chē)架或車(chē)身之間力和力矩可靠傳遞。(3)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動(dòng)相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，否則可能引起轉(zhuǎn)向輪擺振。(4)側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng)，汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能力，汽車(chē)制動(dòng)和加速(5)懸架構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是其非懸掛部分的質(zhì)量要盡量小。(7)所有零部件應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命。1懸架型式、導(dǎo)向桿系的布置以及懸架參數(shù)的選擇等對(duì)汽車(chē)性能的影響，并不是孤立的，而是存在著一定的內(nèi)在聯(lián)系。為此從不同角度去分析汽車(chē)各種性能的影響。良好的汽車(chē)行駛平順性不僅能保證乘員的舒適與所運(yùn)貨物的完整無(wú)損，而且還可以提高汽車(chē)的運(yùn)輸生產(chǎn)率、降低燃油消耗、延長(zhǎng)零件的使用壽命及提高零件的工作可靠性等。目前主要參照國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631來(lái)評(píng)價(jià)汽車(chē)平順性，它把乘員承受的疲勞-降低工效界限表示為振動(dòng)加速度均方根值隨頻率變化的函數(shù)。對(duì)垂直振動(dòng)而言，人體對(duì)4—8Hz的振動(dòng)最敏感，所以這一頻帶的界限值最低。為使人體承受的振動(dòng)不超過(guò)規(guī)定的界限值，主要靠懸架來(lái)降低車(chē)身振動(dòng)加速度均方根值。在一定隨機(jī)路面不平度的輸入下，車(chē)身加速度的均方根值的大小，取決于車(chē)身加速度Z對(duì)路面不平度g的幅頻特性“丨Z/g|”,與車(chē)身在懸架上振動(dòng)的固有頻率n、非周期性系數(shù)φ及非簧載質(zhì)量m的大小有關(guān)。從圖3-1可以看出，當(dāng)車(chē)身固有頻率越低曲線(xiàn)越低，車(chē)身加速度均方根值越小。圖3-1幅頻特性曲線(xiàn)3.1.1懸架彈性特性對(duì)汽車(chē)行駛平順性的影響1車(chē)身固有振動(dòng)頻率1則由試驗(yàn)得知，為了保持汽車(chē)具有良好的平順性，車(chē)身振動(dòng)的固懸架的動(dòng)撓度f(wàn)?是指從滿(mǎn)載靜平衡位置開(kāi)始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3)時(shí)，車(chē)輪中心相對(duì)車(chē)架(或車(chē)身)的垂直位移。從圖3-1可知，車(chē)身固有頻率n?低于3Hz就可以保證人體最敏感的4～8Hz處于減震1要是n?值降低，懸架的動(dòng)撓度的實(shí)用范圍為：貨車(chē)1.5～2Hz;旅行客車(chē)1.2～1.8Hz;高級(jí)轎車(chē)1～1.3Hz。在懸架設(shè)計(jì)中，通常把力和變形的關(guān)系的關(guān)系曲線(xiàn)，即車(chē)輪受到的垂直外力與由此所引起的車(chē)輪中心相對(duì)于車(chē)身位移的關(guān)系曲線(xiàn)，稱(chēng)為懸架的彈性特性曲線(xiàn)，曲線(xiàn)的斜率為懸架的剛度。線(xiàn)性彈性特性，即懸架變形與所受載荷成比例地變化。其剛度G是常數(shù)。一般鋼板彈簧懸架即屬此類(lèi)。圖3-2為彈簧特性曲線(xiàn)。具有線(xiàn)性彈性特性的汽車(chē)，在使用中其車(chē)身振動(dòng)的固有頻率將隨裝載的多少而改變，尤其是后懸架載荷變化很大的貨車(chē)和大客車(chē)，這種變化會(huì)使汽車(chē)前后懸架的頻率相差過(guò)大，結(jié)果導(dǎo)致汽車(chē)車(chē)身的猛烈顛簸(縱向角振動(dòng)),因而使汽車(chē)行駛平順性變壞。a——線(xiàn)性彈性彈性b——非線(xiàn)性彈性特性圖3-2彈性特性曲線(xiàn)非線(xiàn)性彈性特性的懸架，即懸架的剛度可隨載荷的改變而變化，也稱(chēng)變剛度懸架。由于剛度c隨載荷而改變，可以使得在載荷變化時(shí)，保持車(chē)身振動(dòng)的固有頻率不變，從而獲得良好的汽車(chē)行駛平順性。這時(shí)，在曲線(xiàn)上任意點(diǎn)M,必須滿(mǎn)足11圖3-3減震器阻尼對(duì)振動(dòng)的衰減作用a—振動(dòng)完全沒(méi)有衰減的曲線(xiàn)，車(chē)身按懸架的固有振動(dòng)頻率不斷振動(dòng)；b-有衰減的情況，車(chē)身振動(dòng)的振幅逐漸減小。c—減振器的衰減能力很強(qiáng)的情況，車(chē)身沒(méi)有振動(dòng)，車(chē)身的位移很快恢復(fù)到原位。為了衰減車(chē)身由路面反饋來(lái)的自由振動(dòng)和抑制車(chē)身、車(chē)輪、車(chē)架等的共振，以減小車(chē)身的垂直振動(dòng)所引起的加速度和車(chē)輪垂直方向振動(dòng)的振幅(減小車(chē)輪對(duì)地面壓力的變化，防止車(chē)輪過(guò)于跳離地面),懸架系統(tǒng)中應(yīng)具有適當(dāng)?shù)淖枘帷９舱駞^(qū)幅值之間變化很小。隨阻尼比ξ增大，在低頻共振區(qū)幅頻特性峰值下降，車(chē)身加速度均方根值，提高圖3-4示出了車(chē)身加速度、車(chē)輪相對(duì)動(dòng)載荷和彈簧行程與阻尼比(相對(duì)阻尼系數(shù))之間的關(guān)系。=25m/a1圖中曲線(xiàn)走向表示，只是彈簧行程(Z。-Z,)曲線(xiàn)是隨阻尼要求的彈簧行程愈小，相反，對(duì)于車(chē)身加速度和車(chē)輪動(dòng)載而言，可找到一個(gè)最佳阻尼比值。然面對(duì)車(chē)身加速度和車(chē)輪動(dòng)載的最佳阻尼比值也是不同的，前者為0.18,后者為0.4以上，故設(shè)計(jì)人員只能從中采取拆衷方案。由懸架支承的部件、總成等稱(chēng)為簧載質(zhì)量(或懸掛質(zhì)量),不是由懸架支承的部分稱(chēng)為非簧載質(zhì)量(或非懸掛質(zhì)量)。減小非懸掛質(zhì)量，使懸掛質(zhì)量與非懸掛質(zhì)量的比值較大，可以減小高頻共振區(qū)車(chē)身振動(dòng)加速度和減少車(chē)輪離開(kāi)地面的機(jī)率。因此，在汽車(chē)設(shè)計(jì)中，為提高汽車(chē)行駛平順性，采用非簧載質(zhì)量較小的獨(dú)立是架更為有利。(1)增大懸架靜撓度(降低固有頻率)。使其頻率接近人體所習(xí)慣的步行時(shí)的身體上、下(2)盡量減少非簧載質(zhì)量。由頻率公式得到減少非簧載質(zhì)量，進(jìn)而增大了簧載質(zhì)量，同樣有降低汽車(chē)固有頻率的效果，從而也有使頻率接近人體習(xí)慣的運(yùn)動(dòng)頻率。(3)配合適當(dāng)?shù)淖枘岷拖尬恍谐?。通過(guò)減震器來(lái)吸收路面?zhèn)鞯杰?chē)上的振動(dòng)能量，使汽車(chē)3.2懸架與汽車(chē)操縱穩(wěn)定性所謂的汽車(chē)操縱穩(wěn)定性，是指汽車(chē)能正確地按照駕駛員通過(guò)操縱轉(zhuǎn)向系所確定的方向行駛，且在外力干擾下，能保持穩(wěn)定或經(jīng)過(guò)干擾后在一定時(shí)間內(nèi)恢復(fù)穩(wěn)態(tài)工況的性能。影響操縱穩(wěn)定性的主要參數(shù)是車(chē)輪偏離角、前輪定位角、導(dǎo)向桿系與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)性。當(dāng)汽車(chē)曲線(xiàn)行駛時(shí)，在離心力的作用下，由于輪胎的橫向彈性和前、后懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)特性，一般會(huì)使轉(zhuǎn)彎半徑發(fā)生變化。在離心力的作用下，使轉(zhuǎn)彎半徑變大的特性稱(chēng)為不足轉(zhuǎn)向，反之，稱(chēng)為過(guò)度轉(zhuǎn)向。車(chē)身相對(duì)地面轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的瞬時(shí)軸線(xiàn)稱(chēng)為車(chē)身側(cè)傾軸線(xiàn)。該軸線(xiàn)通過(guò)車(chē)身在前、后軸處橫斷面上的瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心，這兩個(gè)瞬時(shí)中心稱(chēng)為側(cè)傾中心。側(cè)傾中心到地面的距離稱(chēng)為側(cè)傾中心高度。側(cè)傾中心位置高，它到車(chē)身質(zhì)心的距離縮1短，可使側(cè)向力臂及側(cè)傾力矩小些，車(chē)身的側(cè)傾角也會(huì)減小。但側(cè)傾中心過(guò)高會(huì)使車(chē)身傾斜時(shí)輪距變化大，加速輪胎的磨損。懸架的側(cè)傾角剛度是指?jìng)?cè)傾時(shí)(車(chē)輪保持在地面上),單位車(chē)身轉(zhuǎn)角時(shí)，懸架系統(tǒng)給車(chē)身總的彈性恢復(fù)力偶矩。可以通過(guò)懸架的線(xiàn)剛度來(lái)計(jì)算側(cè)傾角剛度。(1)懸架的線(xiàn)剛度懸架的線(xiàn)剛度指的是車(chē)輪保持在地面上，車(chē)身作垂直運(yùn)動(dòng)時(shí)，單位車(chē)身位移時(shí)，懸架系統(tǒng)給車(chē)身的總彈性恢復(fù)力。a非獨(dú)立懸架具有非獨(dú)立懸架的汽車(chē)車(chē)身作垂直位移時(shí)所受到的彈性恢復(fù)力，就是彈簧直接作用于車(chē)身的彈性力。所以，懸架的線(xiàn)剛度就等于兩個(gè)彈簧線(xiàn)剛度之和。若一個(gè)彈簧的線(xiàn)剛度為ks,則懸架的線(xiàn)剛度為：圖3-5非獨(dú)立懸架b獨(dú)立懸架具有獨(dú)立懸架的汽車(chē)車(chē)身作垂直位移時(shí)，在垂直方向上車(chē)身受到的隨位移而變的力包括兩部分：彈簧直接作用于車(chē)身的彈性力在垂直方向的分量和導(dǎo)向桿系約束反力在垂直方向的分量。若能求出車(chē)身作垂直位移△S,時(shí)地面作用于輪胎的反作用力△F,就可以求出懸架的1(2)懸架的側(cè)傾角剛度車(chē)身側(cè)傾時(shí)受到懸架的彈性恢復(fù)力偶矩，可以用等效彈簧的概念來(lái)進(jìn)行分析。車(chē)身上一側(cè)受到的彈性恢復(fù)力，相當(dāng)于一個(gè)上端固定于車(chē)身，下端固定于輪胎接地點(diǎn)且垂直于地面，具有懸架線(xiàn)剛度的螺旋彈簧施加于車(chē)身的彈性力。這個(gè)相當(dāng)?shù)膹椈煞Q(chēng)為等效彈簧。圖3-6等效彈簧55的彈性恢復(fù)力偶矩為dT=dφ,懸架側(cè)傾角剛度為(3-12)若已知懸架的線(xiàn)剛度，即可算出該懸架的側(cè)傾角剛度。例如，單橫臂獨(dú)立懸架的側(cè)傾角剛度為應(yīng)該指出，上面的計(jì)算只適用于小傾角，而且在分析中沒(méi)有考慮導(dǎo)向桿系中鉸接點(diǎn)處彈性村套的影響。實(shí)際轎車(chē)的前側(cè)傾角剛度為300-1200Nm/(0),后側(cè)傾角剛度為1N在正常工作狀態(tài)下，汽車(chē)左、有車(chē)輪的垂直載荷大體上是相等的。但曲線(xiàn)行駛時(shí)，由于側(cè)傾力矩的作用，作用在前、后軸左、右車(chē)輪上的垂直反力，將是靜止?fàn)顟B(tài)下的垂直反力及由側(cè)傾引起的垂直反力變動(dòng)量之和。這將使車(chē)輪垂直載荷在左、右車(chē)輪上是不相等(外側(cè)車(chē)輪是增加垂直反力的，而在內(nèi)側(cè)車(chē)輪則是減少垂直反力的),將影響輪胎的側(cè)偏特性，導(dǎo)致汽車(chē)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)發(fā)生變化。有的汽車(chē)甚至?xí)牟蛔戕D(zhuǎn)向變?yōu)檫^(guò)多轉(zhuǎn)向。垂直載荷的變化對(duì)輪胎側(cè)偏特性有顯著影響。如圖3-7所示：b)圖3-7垂直載荷對(duì)輪胎側(cè)偏特性的影響垂直載荷增大后，側(cè)偏剛度隨垂直載荷的增加而加大；但垂直載荷過(guò)大時(shí)，輪胎與地面接觸區(qū)的壓力變得極不均勻，使輪胎側(cè)偏剛度反而有所減小。有側(cè)向力作用時(shí)，設(shè)左、右車(chē)輪垂直載荷沒(méi)有發(fā)生變化，則相應(yīng)的側(cè)偏角α?為實(shí)際上，在側(cè)向力作用下，左、右車(chē)輪垂直載荷均發(fā)生變化。內(nèi)側(cè)車(chē)輪減少△W,外側(cè)車(chē)輪增加△W,兩個(gè)車(chē)輪的側(cè)偏剛度隨之變?yōu)閗、k,。由于左、右車(chē)輪的側(cè)偏角相等，故1側(cè)側(cè)偏剛度K或k?圖3-8側(cè)偏剛度與垂直載荷的關(guān)系a>a?。進(jìn)一步分析可知，左、右車(chē)輪垂直載荷差別越大，平均側(cè)偏剛度越小。由此可知，在側(cè)向力作用下，若汽車(chē)前軸左、右車(chē)輪垂直載荷變動(dòng)量較大，汽車(chē)趨向于增加不足轉(zhuǎn)向量；若后鈾左、右車(chē)輪垂直載荷變動(dòng)量較大，汽車(chē)趨于減少不足轉(zhuǎn)向量一般應(yīng)使汽車(chē)有適度的不足轉(zhuǎn)向特性。汽車(chē)前軸及后軸左、右車(chē)輪載荷變動(dòng)量決定于：前、后懸架的側(cè)傾角剛度、懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量、質(zhì)心位置以及前、后懸架側(cè)傾中心位置等一系列參數(shù)的數(shù)值。3.3懸架K&C特性懸架系統(tǒng)是底盤(pán)的靈魂，也是汽車(chē)操縱穩(wěn)定性的靈魂，要研究操穩(wěn)必須研究懸架。K代表英文Kinematics,即不考慮力和質(zhì)量的運(yùn)動(dòng)，而只限懸架連桿有關(guān)的車(chē)輪運(yùn)動(dòng)。C代表英文Compliance,也就是由于施加力導(dǎo)致的變形，跟懸架系統(tǒng)的彈簧、橡膠襯套以及零部件的變形有關(guān)的車(chē)輪運(yùn)動(dòng)。懸架系統(tǒng)K&C試驗(yàn)就是在臺(tái)架上模擬道路激勵(lì)導(dǎo)致1的懸架運(yùn)動(dòng)。近年來(lái)，隨著計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)的發(fā)展，已經(jīng)可以運(yùn)用軟件對(duì)懸架系統(tǒng)K&C架必須研究其K&C特性。K&C試驗(yàn)主要分六個(gè)方面：垂直加載試驗(yàn)、側(cè)傾試驗(yàn)、側(cè)向力試驗(yàn)、回正力矩試驗(yàn)、縱向力加載試驗(yàn)、轉(zhuǎn)向幾何特性試驗(yàn)。國(guó)內(nèi)關(guān)于懸架的研究非常多，從被動(dòng)懸架到主動(dòng)懸架，從仿真計(jì)算到數(shù)值模擬，從麥弗遜懸架到多連桿懸架，無(wú)所不有無(wú)所不包，但都沒(méi)有回答一個(gè)問(wèn)題，那就是怎樣評(píng)價(jià)懸架。通過(guò)K&C特性的研究，可以起到如下作用：(1)整車(chē)前期開(kāi)發(fā)階段懸架系統(tǒng)的架構(gòu)； (2)在虛擬評(píng)審階段驗(yàn)證懸架和整車(chē)動(dòng)力學(xué)仿真模型；(3)在逆向設(shè)計(jì)和對(duì)比車(chē)型的研究中，進(jìn)行競(jìng)爭(zhēng)車(chē)型調(diào)查研究；(4)在樣車(chē)試制的各個(gè)不同階段，支持底盤(pán)調(diào)試工作。懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車(chē)輪中心相對(duì)于車(chē)身位移f(即懸架的變形)的關(guān)系曲線(xiàn)稱(chēng)為懸架的彈性特性。其切線(xiàn)的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線(xiàn)性彈性特性和非線(xiàn)性彈性特性?xún)煞N。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時(shí)，彈性特性為一直線(xiàn)，稱(chēng)為線(xiàn)性彈性特性，此時(shí)懸架剛度為常數(shù)。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時(shí)，彈性特性如圖3-9所示。圖3-9懸架的彈性特性此時(shí)，懸架剛度是變化的，其特點(diǎn)是在滿(mǎn)載位置(圖中點(diǎn)8)附近，剛度小且曲線(xiàn)變化平緩，因而平順性良好；距滿(mǎn)載較遠(yuǎn)的兩端，曲線(xiàn)變陡，剛度增大。轎車(chē)簧上質(zhì)量在使用中雖然變化不大，但為了減少車(chē)軸對(duì)車(chē)架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)的側(cè)傾與制動(dòng)時(shí)的前俯角和加速時(shí)的后仰角，也應(yīng)當(dāng)采用剛度可變的非線(xiàn)性懸架。1第4章懸架主要參數(shù)的確定懸架靜撓度f(wàn)c,是指汽車(chē)滿(mǎn)載靜止時(shí)懸架上的載荷Fw與此時(shí)懸架剛度c之比，即f?=Fwlc。汽車(chē)前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車(chē)行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車(chē)的質(zhì)量分配系數(shù)e近似等于1,于是汽車(chē)前、后軸上方車(chē)身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。因此，汽車(chē)前、后部分的車(chē)身的固有頻率n1和n2(亦稱(chēng)偏頻)可用下式表示式中，c1、c2為前、后懸架的剛度(N/cm);m1、m2為前、后懸架的簧上質(zhì)量(kg)。當(dāng)采用彈性特性為線(xiàn)性變化的懸架時(shí)，前、后懸架的靜撓度可用下式表示將(4-2)代入(4-1)得fe?=m?g/c?分析上式可知：懸架的靜撓度f(wàn)c直接影響車(chē)身振動(dòng)的偏頻n。因此，欲保證汽車(chē)有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。在選取前、后懸架的靜撓度值fa和f?時(shí)，應(yīng)當(dāng)使之接近，并希望后懸架的靜撓度推薦取?？紤]到貨車(chē)前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦f?=(0.6~0.8)fa。為了1改善微型轎車(chē)后排乘客的乘坐舒適性，有時(shí)取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。用途不同的汽車(chē)，對(duì)平順性要求不一樣。以運(yùn)送人為主的轎車(chē)對(duì)平順性的要求最高，大客車(chē)次之，載貨車(chē)更次之。對(duì)普通級(jí)以下轎車(chē)滿(mǎn)載的情況，前懸架偏頻要求在1.00~1.45Hz,后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上轎車(chē)的級(jí)別越高，懸架的偏頻越小。對(duì)高再利用式(4-3)即可計(jì)算出懸架的靜撓度。現(xiàn)取n=1.3,于是可以得出，后懸架靜撓度指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3)時(shí)，車(chē)輪中心相對(duì)車(chē)架(或車(chē)身)的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩了得到良好的平順性，因當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對(duì)于一般轎車(chē)而言，懸架總工作行程(靜擾度與動(dòng)擾度之和)應(yīng)當(dāng)不小于4.3懸架剛度計(jì)算已知：已知整車(chē)裝備質(zhì)量：m=1109kg,取簧上質(zhì)量為1270kg;軸荷分配：前軸軸荷765Kg,后軸軸荷719Kg?？蛰d后軸單輪軸荷為48%:1滿(mǎn)載后軸單輪軸荷為48%:錯(cuò)誤!未找到引用源。懸架滿(mǎn)載剛度：(減震器安裝角度15°)空載剛度4.4懸架主要分析參數(shù)后輪外傾角示意圖如圖4.1所示。車(chē)輪外傾角是車(chē)輪平面與車(chē)輛坐標(biāo)軸的垂直軸Z軸的交角，當(dāng)車(chē)輪的上部向外傾斜時(shí)車(chē)輪外傾角為正。4.4.2前束角前束角的示意圖如圖4.2所示。前束角是車(chē)輛的縱向軸與車(chē)輪平面在車(chē)輛XOY面上投影線(xiàn)的夾角，用弧度表示。并且當(dāng)車(chē)輪前方向縱向軸轉(zhuǎn)時(shí)為正。主銷(xiāo)后傾角示意圖如圖4.3所示。主銷(xiāo)后傾角是指在車(chē)輛的側(cè)面(車(chē)輛的XOZ平面)內(nèi)主銷(xiāo)與車(chē)輛Z軸的交角，并且當(dāng)主銷(xiāo)向上、向后傾斜時(shí)為正。圖4.1圖4.1車(chē)輪外傾角圖4.2前束角主銷(xiāo)后傾拖距示意圖如圖4.4所示。主銷(xiāo)后傾拖距，是指沿著輪胎平面與道路平面的交線(xiàn)，從主銷(xiāo)與道路平面的交點(diǎn)到輪胎接地中心處的距離。當(dāng)主銷(xiāo)與道路平面的交點(diǎn)在輪胎接地印跡的中心的前方時(shí)為正。主銷(xiāo)內(nèi)傾角示意圖如圖4.5所示。主銷(xiāo)內(nèi)傾角是在車(chē)輛橫向平面內(nèi)主銷(xiāo)與車(chē)輛Z軸的交角，并且當(dāng)主銷(xiāo)向上、向內(nèi)傾斜時(shí)為正。圖4.5主銷(xiāo)內(nèi)傾角φ?qǐng)D4.6側(cè)傾中心高度1側(cè)傾中心高度示意圖如圖4.6所示。側(cè)傾中心是通過(guò)懸架連桿作用于車(chē)身上的側(cè)向力與垂直力的合力矩為零的車(chē)身上的那一點(diǎn)。通過(guò)在輪胎接觸處施加垂直于道路的單位垂直力，測(cè)量最終在輪胎接觸處的垂直方向與側(cè)向方向位移。延長(zhǎng)垂直于左右輪輪胎接觸處位移的兩條直線(xiàn)，交點(diǎn)即為側(cè)傾中心。側(cè)傾外傾系數(shù)示意圖如圖4.7所示。側(cè)傾外傾系數(shù)是車(chē)輪外傾角相對(duì)于汽車(chē)側(cè)傾角的變化率。當(dāng)每增加一度的車(chē)輛側(cè)傾角時(shí)車(chē)輪外傾角增加，則側(cè)傾外傾系數(shù)為正。1第5章懸架主要零件設(shè)計(jì)5.1.1螺旋彈簧的剛度由于存在懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的關(guān)系，懸架剛度C與彈簧剛度C,是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C是指車(chē)輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度Cs僅指彈簧本身單位撓度所需的力。5.1.2計(jì)算彈簧鋼絲直徑d根據(jù)下面的公式可以計(jì)算：式中：i——彈簧有效工作圈數(shù)，先取8計(jì)算結(jié)果圓整為鋼絲直徑d=12mm,彈簧外徑D=112mm,彈簧有效工作圈數(shù)n=8。5.1.3彈簧校核(1)彈簧剛度校核彈簧剛度的計(jì)算公式為：代入數(shù)據(jù)計(jì)算可得彈簧剛度Cs為：所以彈簧選擇符合剛度要求。(2)彈簧表面剪切應(yīng)力校核彈簧在壓縮時(shí)其工作方式與扭桿類(lèi)似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表1式中C——彈簧指數(shù)(旋繞比),C=D,/dK'——曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對(duì)強(qiáng)度影響的系數(shù)，P——彈簧軸向載荷已知D,=110mm,d=12mm,可以算出彈簧指數(shù)C和曲度系數(shù)K':P=340×9.8×cos14°=3233.03N綜上可以最終選定彈簧的參數(shù)為：彈簧鋼絲直徑d=12mm,彈簧外徑D=112mm,彈簧有效工作圈數(shù)n=8。5.2減振器的設(shè)計(jì)減振器的功能是吸收懸架垂直振動(dòng)的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動(dòng)迅速衰減。汽車(chē)懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當(dāng)車(chē)架與車(chē)橋作往復(fù)相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，于是減震器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個(gè)內(nèi)腔通過(guò)另一些狹小的孔隙流入另一個(gè)內(nèi)腔。此時(shí)，孔與油液見(jiàn)的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對(duì)振動(dòng)的阻尼力，使車(chē)身和車(chē)架的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。減振器大體上可以分為兩大類(lèi)，即摩擦式減振器和液力減振器。故名思義，摩擦式減振器利用兩個(gè)緊壓在一起的盤(pán)片之間相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)的摩擦力提供阻尼。由于庫(kù)侖摩擦力隨相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無(wú)法滿(mǎn)足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價(jià)低、易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，但現(xiàn)代汽車(chē)上已不再采用這類(lèi)減振器。液力減振器首次出現(xiàn)于1901年，其兩種主要的結(jié)構(gòu)型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達(dá)75-30MPa,而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質(zhì)量?jī)H為擺臂式的約1/2,并且制造方便，工作壽命長(zhǎng)，因1充氣式和雙筒充氣式。雙筒式液力減振器雙筒式液力減振器的工作原理如圖5-1所示。其中A為工作腔，C為補(bǔ)償腔，兩腔之間通過(guò)閥系連通，當(dāng)汽車(chē)車(chē)輪上下跳動(dòng)時(shí)，帶動(dòng)活塞1在工作腔A中上下移動(dòng)，迫使減振器液流過(guò)相應(yīng)閥體上的阻尼孔，將動(dòng)能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮芎纳⒌?。?chē)輪向上跳動(dòng)即懸架壓縮時(shí)，活塞1向下運(yùn)動(dòng)，油液通過(guò)閥Ⅱ進(jìn)入工作腔上腔，但是由于活塞桿9占據(jù)了一部分體積，必須有部分油液流經(jīng)閥IV進(jìn)入補(bǔ)償腔C;當(dāng)車(chē)輪向下跳動(dòng)即懸架伸張時(shí)，活塞1向上運(yùn)動(dòng)，工作腔A中的壓力升高，油液經(jīng)閥I流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一部分油液經(jīng)過(guò)活塞桿與導(dǎo)向座間的縫隙由回流孔6進(jìn)人補(bǔ)償腔，同樣由于活塞桿所占據(jù)的體積，當(dāng)活塞向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，必定有部分油液經(jīng)閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過(guò)程中產(chǎn)生的熱量靠貯油缸筒3散發(fā)。減振器的工作溫度可高達(dá)120攝氏度，有時(shí)甚至可達(dá)200攝氏度。為了提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿(mǎn)，但一般在補(bǔ)償腔中油液高度應(yīng)達(dá)到缸筒長(zhǎng)度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時(shí)空氣經(jīng)油封7進(jìn)入補(bǔ)償腔甚至經(jīng)閥Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器5-1雙筒式減振器工作原理圖1相對(duì)阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量m,的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，震動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大對(duì)有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，w值取的小些。為避免懸架碰撞車(chē)駕，取v,=0.50ws。所以理論上1代入數(shù)據(jù)得：w=6.9Hz,取a/b=0.8,a=10°由之前數(shù)據(jù)知，簧上質(zhì)量m,=360Kg為減小傳到車(chē)身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開(kāi)卸荷Vx=0.04×6.9×0.8×cos10?=0.22m/s荷系數(shù)，取c=1.5;代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力F?為：F?=1.5×2447.2×0.22=807.58N根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F?計(jì)算工作缸直徑D為：λ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ=0.4～0.5,取λ=0.4。減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm等幾種。選取時(shí)按照標(biāo)準(zhǔn)選用，按表5-3選擇。表5-3減震器類(lèi)型缸直徑DL貯油直徑吊環(huán)直徑φ吊環(huán)直徑寬度B活塞行程S所以選擇工作缸直徑D=30mm的減振器，對(duì)照下表選擇其長(zhǎng)度：Lmin=L+S=240+110=350mm(壓縮到底的長(zhǎng)度)Lmx=Lmin+S=350+240=590mm(拉足的長(zhǎng)度)取貯油缸直徑Dc=44mm,壁厚取2mm。1第6章多體動(dòng)力學(xué)及ADAMS多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)是在經(jīng)典力學(xué)基礎(chǔ)上發(fā)展起來(lái)的，與車(chē)輛設(shè)計(jì)、航天器控制、機(jī)器人學(xué)、機(jī)械動(dòng)力學(xué)等領(lǐng)域密切相關(guān)且起重要作用的新的力學(xué)分支。隨著近幾十年來(lái)對(duì)機(jī)械系統(tǒng)的高性能、高精確度的設(shè)計(jì)要求不斷的提升，加之高速度、高性能計(jì)算機(jī)的發(fā)展和計(jì)算方法的成熟，多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)已由早期的多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)發(fā)展為多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)。以歐拉(L.Euler1707-1783)為代表的經(jīng)典剛體動(dòng)力學(xué)發(fā)展至今已有二百多年了。兩個(gè)世紀(jì)以來(lái)，經(jīng)典剛體動(dòng)力學(xué)在天體運(yùn)動(dòng)研究、陀螺理論及簡(jiǎn)單機(jī)構(gòu)的定點(diǎn)運(yùn)動(dòng)研究等方面，取得了眾多的成果。但由于現(xiàn)代工程技術(shù)中多數(shù)實(shí)際問(wèn)題的對(duì)象是由多個(gè)物體組成的復(fù)雜系統(tǒng)，要對(duì)他們進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，僅靠古典的理論和方法已很難解決，迫切地需要發(fā)展新的理論來(lái)完成這個(gè)任務(wù)。蘇聯(lián)的E.II.波波夫等人先后提出了各自的方法來(lái)解決這些復(fù)雜系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)問(wèn)題。他們的方法雖各不相同，但有一個(gè)共同的特點(diǎn)，所推導(dǎo)出的數(shù)學(xué)模型都適用于電子計(jì)算機(jī)進(jìn)行建模和計(jì)算。于是，將古典的剛體力學(xué)、分析力學(xué)與現(xiàn)代的電子計(jì)算機(jī)技術(shù)相結(jié)合的力學(xué)新多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)中有下述幾種研究方法：(1)圖論方法；(2)凱恩方法；(3)旋量方法；(4)最大數(shù)量坐標(biāo)法；(5)變分方法。多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)雖發(fā)展成許多方法體系，但他們的共同點(diǎn)是采用程式化的方法，利用計(jì)算機(jī)解決復(fù)雜力學(xué)系統(tǒng)的分析與綜合問(wèn)題，由于建模、分析、綜合都是由計(jì)算機(jī)完成的，這給多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論帶來(lái)了很多優(yōu)點(diǎn)：適用對(duì)象廣泛；可計(jì)算大位移運(yùn)動(dòng)；模隨著工程技術(shù)的發(fā)展，許多機(jī)械系統(tǒng)的機(jī)械部件采用了更輕更柔的材料，而且有些部件的運(yùn)轉(zhuǎn)速度很高；另外，為了緩和沖擊和振動(dòng)，在各構(gòu)件之間的連接部位也采用了大量的柔性材料，所以在研究多體系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性時(shí)，這些柔性材料的影響越來(lái)越引起人們的1關(guān)注。多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)成為近十幾年來(lái)在應(yīng)用力學(xué)方面最活躍的領(lǐng)域之一。多柔體動(dòng)力學(xué)是多剛體動(dòng)力學(xué)的自然延伸，從計(jì)算多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)角度看，柔性多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的數(shù)學(xué)模型首先應(yīng)該和多剛體系統(tǒng)與結(jié)構(gòu)力學(xué)有一定的兼容性。當(dāng)系統(tǒng)中的柔性體變形可以不計(jì)時(shí)，即退化為多剛體系統(tǒng)。當(dāng)部件間的大范圍運(yùn)動(dòng)不存在時(shí)，即退化為結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)問(wèn)題。其次，由于結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)發(fā)展得相當(dāng)完善，導(dǎo)出的柔性多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程中應(yīng)該充分利用該領(lǐng)域的成果與軟件的輸出信息。柔性多體系統(tǒng)不存在連體基，通常選定一浮動(dòng)坐標(biāo)系描述物體的大范圍運(yùn)動(dòng)，物體的彈性變形將相對(duì)該坐標(biāo)系定義。根據(jù)上述建模觀(guān)點(diǎn)，彈性體相對(duì)于浮動(dòng)坐標(biāo)系的離散將采用有限單位元法與現(xiàn)代模態(tài)綜合分析方法。在用集中質(zhì)量有限單位元法或一致質(zhì)量有限單位元法處理彈性體時(shí)，用結(jié)點(diǎn)坐標(biāo)來(lái)描述彈性變形。在用正則模態(tài)或動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)等模態(tài)分析方法處理彈性體時(shí)，用模態(tài)坐標(biāo)來(lái)描述彈性變形。這就是萊肯斯首先提出的描述柔性多體系統(tǒng)的混合坐標(biāo)方法。在柔性多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)中也相應(yīng)提出兩種混合坐標(biāo)，即浮動(dòng)坐標(biāo)系的拉格朗日坐標(biāo)加彈性坐標(biāo)與浮動(dòng)坐標(biāo)系的笛卡爾坐標(biāo)加彈性坐標(biāo)。多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的動(dòng)力學(xué)方程是剛強(qiáng)耦合、強(qiáng)非線(xiàn)性方程，這種方程的求解目前只能通過(guò)計(jì)算機(jī)用數(shù)值方法進(jìn)行。6.2多體動(dòng)力學(xué)在汽車(chē)研究中的應(yīng)用汽車(chē)本身是一個(gè)復(fù)雜的多體系統(tǒng)，外界載荷的作用更加復(fù)雜，加上人—車(chē)—環(huán)境的相互作用，給汽車(chē)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究帶來(lái)了很大困難，由于理論方法和計(jì)算手段的限制，在過(guò)去不得不把模型進(jìn)行較多簡(jiǎn)化，以便使問(wèn)題能夠用古典力學(xué)的方法人工求解。這導(dǎo)致汽車(chē)許多重要特性無(wú)法得到較精確的定量分析。計(jì)算機(jī)技術(shù)的迅速發(fā)展，使我們?cè)谔幚砩鲜鰡?wèn)80年代初，不僅有許多通用多體軟件可以對(duì)汽車(chē)系統(tǒng)進(jìn)行分析和計(jì)算，而且還有各種針對(duì)汽車(chē)某一類(lèi)問(wèn)題的專(zhuān)用軟件。研究的范圍從局部結(jié)構(gòu)到整車(chē)系統(tǒng)，涉及汽車(chē)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方方面面。國(guó)外各主要汽車(chē)廠(chǎng)家和研究機(jī)構(gòu)在其CAD系統(tǒng)中均安裝了多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析軟件并與有限元、模態(tài)分析、優(yōu)化等軟件一起構(gòu)成一個(gè)有機(jī)整體。國(guó)內(nèi)從1987年開(kāi)始自行開(kāi)發(fā)了汽車(chē)多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件，在懸架分析和整車(chē)性能分析方面得到了成功的應(yīng)用。80年代后期人們開(kāi)始把柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論和方法用于汽車(chē)技術(shù)領(lǐng)域，這標(biāo)志著汽車(chē)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)向新的層次發(fā)展。人們?cè)噲D用各種有效的方法將柔性體的離散效應(yīng)并入多體動(dòng)力學(xué)方程中進(jìn)行分析和求解，這些方法中既有探索直接建立和求解剛?cè)峄旌系亩囿w系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程的方法，也有采用現(xiàn)有的多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件來(lái)近似對(duì)多柔體系統(tǒng)進(jìn)行分1國(guó)內(nèi)自80年代開(kāi)始，主要運(yùn)用由美國(guó)學(xué)者R.E.Roberson和聯(lián)邦德國(guó)學(xué)者J.Wittenburg提出的方法(簡(jiǎn)稱(chēng)R—W方法)進(jìn)行汽車(chē)懸架的空間運(yùn)動(dòng)分析。這種方法應(yīng)用圖論中的關(guān)聯(lián)矩陣和通路矩陣來(lái)描述系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特征及連接關(guān)系；用矢量、張量、矩陣對(duì)復(fù)雜系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)、動(dòng)力學(xué)關(guān)系給出簡(jiǎn)明的統(tǒng)一的數(shù)學(xué)表達(dá)式，是機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析的一種通用方從整個(gè)汽車(chē)CAE的角度來(lái)說(shuō)，汽車(chē)多體系統(tǒng)分析軟件可完成三項(xiàng)任務(wù)：(1)對(duì)直接設(shè)計(jì)的系統(tǒng)進(jìn)行性能預(yù)測(cè)；(2)對(duì)已有的系統(tǒng)進(jìn)行性能測(cè)試評(píng)估；(3)對(duì)原有的設(shè)計(jì)進(jìn)行改進(jìn)。分析的范圍包括：運(yùn)動(dòng)分析、靜態(tài)分析、準(zhǔn)靜態(tài)分析、動(dòng)態(tài)分析、靈敏度分析等。(1)實(shí)際系統(tǒng)的多體模型簡(jiǎn)化；(2)自動(dòng)生成動(dòng)力學(xué)方程；(3)準(zhǔn)確求解動(dòng)力學(xué)方程。6.3ADAMS軟件及其在懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)/彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析中的應(yīng)用ADAMS(AutomaticDynamicAnalysisofMechanicalSystem)全稱(chēng)是機(jī)械系統(tǒng)自動(dòng)動(dòng)力學(xué)分析軟件，它是目前世界范圍內(nèi)最廣泛使用的多體系統(tǒng)仿真分析軟件。通過(guò)預(yù)測(cè)和分析多體系統(tǒng)經(jīng)受大位移運(yùn)動(dòng)時(shí)的性能，ADAMS可以幫助改進(jìn)各種多體系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，從簡(jiǎn)ADAMS軟件可以方便地建立參數(shù)化實(shí)體模型，并應(yīng)用了多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)原理進(jìn)行仿真計(jì)算。只要用戶(hù)輸入具體多剛系統(tǒng)的模型參數(shù)，ADAMS軟件就可以根據(jù)多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)原理，自動(dòng)建立動(dòng)力學(xué)方程，并用數(shù)值分析的方法求解這個(gè)動(dòng)力學(xué)方程，這就給多體系統(tǒng)的計(jì)算分析帶來(lái)了方便。而且ADAMS軟件建模仿真的精度和可靠性在現(xiàn)在所有的動(dòng)力學(xué)分析軟件中是最好的。國(guó)外有人用ADAMS軟件對(duì)FordBroncoⅡ進(jìn)行整車(chē)操縱模擬的仿真分析。在車(chē)速為20m/s,0.4s內(nèi)輸入階躍激勵(lì)下，橫擺角速度和側(cè)向加速度曲線(xiàn)的數(shù)值仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果具有很好的一致性。ADAMS使用交互圖形環(huán)境和部件庫(kù)、約束庫(kù)、力庫(kù)，用堆積木方式建立三維機(jī)械系統(tǒng)參數(shù)化模型，并通過(guò)對(duì)其運(yùn)動(dòng)性能的仿真分析和比較來(lái)研究“虛擬樣機(jī)”可供選擇的設(shè)計(jì)方案。ADAMS仿真可用于估計(jì)機(jī)械系統(tǒng)性能、運(yùn)動(dòng)范圍、碰撞檢測(cè)、峰值載荷以及計(jì)算有限元的載荷輸入。它提供了多種可選模塊，核心軟件包包括交互式圖形環(huán)境ADAMS/Animation(高級(jí)動(dòng)畫(huà)顯示)、ADAMS/IGES(與CAD軟件交換幾何圖形數(shù)據(jù))、1壓系統(tǒng)模塊)等許多模塊，尤其是它的ADAMS/CAR(轎車(chē)模塊)、ADAMS/Engine(發(fā)動(dòng)機(jī)模塊)、ADAMS/Tire(輪胎模塊)等使ADAMS軟件在汽車(chē)行業(yè)中的應(yīng)用更為廣泛。ADAMS/Car是MDI公司與Audi、BMW、Renault和Volvo等公司合作開(kāi)發(fā)的整車(chē)設(shè)計(jì)軟件包，集成了它們?cè)谄?chē)設(shè)計(jì)、開(kāi)發(fā)等方面的經(jīng)驗(yàn)，利用該模塊，工程師可以快速建造高精度的整車(chē)虛擬樣機(jī)(包括車(chē)身、懸架、傳動(dòng)系統(tǒng)、發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)、制動(dòng)系統(tǒng)等)并進(jìn)行仿真，通過(guò)高速動(dòng)畫(huà)直觀(guān)地顯示在各種試驗(yàn)工況下(例如：天氣、道路狀況、駕駛員經(jīng)驗(yàn))整車(chē)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)，并輸出標(biāo)志操縱穩(wěn)定性、制動(dòng)性、乘坐舒適性和安全性的特征參數(shù)，從而減少對(duì)物理樣機(jī)的依賴(lài)，而仿真時(shí)間只是物理樣機(jī)試驗(yàn)的幾分之一。ADAMS/Car采用的用戶(hù)化界面是根據(jù)汽車(chē)設(shè)計(jì)師的習(xí)慣而專(zhuān)門(mén)設(shè)計(jì)的，設(shè)計(jì)師不必經(jīng)過(guò)任何專(zhuān)業(yè)培訓(xùn)，就可以應(yīng)用該軟件開(kāi)展卓有成效的開(kāi)發(fā)工作。ADAMS/Car中包括整車(chē)動(dòng)力學(xué)軟件包(VehicleDynamics),懸架設(shè)計(jì)軟件包(SuspensionDesign)以及概念化懸架設(shè)計(jì)模塊(CSM),其仿真工況包括：方向盤(pán)階躍、斜坡和脈沖輸入、蛇行穿越試驗(yàn)、漂移試驗(yàn)、加速試驗(yàn)、制動(dòng)試驗(yàn)和穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向試驗(yàn)，同時(shí)設(shè)定試驗(yàn)過(guò)程中的節(jié)氣門(mén)開(kāi)度、變?cè)谄?chē)運(yùn)動(dòng)學(xué)/動(dòng)力學(xué)仿真方面的優(yōu)秀性能，本文擬采用ADAMS/CAR作為主要的研究工具。本文用到的主要是懸架設(shè)計(jì)軟件包的功能。在A(yíng)DAMS/CARTemplateBuilder中，應(yīng)用其參數(shù)化的建模環(huán)境，各種現(xiàn)有汽車(chē)(主要針對(duì)轎車(chē))的各種元件，和豐富的力、變量、參數(shù)等功能，建立懸架模塊的模型。在標(biāo)準(zhǔn)模式下，還可以改變尺寸參數(shù)、元件的屬性和車(chē)輛參數(shù)，與其他模塊裝配，并可以安裝在虛擬試驗(yàn)臺(tái)上，就可以方便的進(jìn)行與物理實(shí)驗(yàn)臺(tái)相同的輪跳試驗(yàn)，靜態(tài)加載試驗(yàn)，和轉(zhuǎn)向試驗(yàn)，并自動(dòng)得到大部分常用的參數(shù)。此外還可以應(yīng)用數(shù)學(xué)功能和request功能得到許多其它需要的參數(shù)。用ADAMS/Postprocessor還可以方便的繪制分析結(jié)果的曲線(xiàn)、在曲線(xiàn)上測(cè)量數(shù)值以及得到試驗(yàn)過(guò)程的動(dòng)畫(huà)重現(xiàn)。ADAMS/Solver根據(jù)在CAR中建立的模型和參數(shù)，自動(dòng)生成所有約束方程、動(dòng)力學(xué)方程和各種力學(xué)關(guān)系方程，并用數(shù)值分析的方法進(jìn)行求解。用戶(hù)無(wú)需編寫(xiě)動(dòng)力學(xué)計(jì)算方程及求解過(guò)程，只需輸入具體動(dòng)剛體系統(tǒng)的模型參數(shù)，這樣就能把研究更多的集中在研究對(duì)象本身16.4課題研究的主要內(nèi)容和意義由前面所述，就國(guó)內(nèi)的研究情況來(lái)看，至少有幾個(gè)關(guān)于建立懸架仿真模型問(wèn)題有待解首先，由于多體動(dòng)力學(xué)方法和基于側(cè)傾中心的方法各自的缺陷，就目前的情況，要想建立同時(shí)滿(mǎn)足實(shí)時(shí)性又能夠準(zhǔn)確方便的反映結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化是十分困難的。多體動(dòng)力學(xué)方法有運(yùn)算速度太慢，模型高度復(fù)雜以后運(yùn)算精度不足，以及有些情況可能出現(xiàn)計(jì)算發(fā)散的問(wèn)題。在要求實(shí)時(shí)性的情況下，只能用基于側(cè)傾中心的方法。而對(duì)于能夠滿(mǎn)足實(shí)時(shí)性的基于側(cè)傾中心的方法，六種作用力的非線(xiàn)性系數(shù)的測(cè)定與確定非常不方便，耗時(shí)費(fèi)力，還時(shí)常不能得到準(zhǔn)確的結(jié)果；模型對(duì)懸架的具體尺寸、彈性件的彈性特性等參數(shù)的分析很不方便，對(duì)于準(zhǔn)確的計(jì)算動(dòng)態(tài)下的懸架特性參數(shù)也不方便。那么,能不能用非實(shí)時(shí)的多體動(dòng)力學(xué)方法來(lái)幫助實(shí)時(shí)的側(cè)傾中心方法來(lái)確定非線(xiàn)性系數(shù)呢?其次，為了提高汽車(chē)高速行駛時(shí)的平順性和操縱穩(wěn)定性，現(xiàn)代汽車(chē)懸架尤其是轉(zhuǎn)向后懸架普遍采用獨(dú)立懸架，以及為了減少振動(dòng)降低噪聲而在懸架支承中采用橡膠元件，使得車(chē)輪定位參數(shù)在行駛過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)學(xué)和彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)變化。傳統(tǒng)的基于純多剛體理論上的模型在要求高精度分析的情況下，已經(jīng)不能滿(mǎn)足要求。而對(duì)于彈性元件在建模過(guò)程中的處理方法，目前國(guó)內(nèi)也只有初步的研究。第三，ADAMS/CAR軟件，是基于多體動(dòng)力學(xué)方法的通用動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS中專(zhuān)用于車(chē)輛(尤其是轎車(chē))仿真的一種模塊，它的功能很強(qiáng)大，對(duì)于許多轎車(chē)系統(tǒng)研究中常遇到的問(wèn)題，可以很快很方便的解決。但目前國(guó)內(nèi)對(duì)于這種軟件的使用和研究，尤其是應(yīng)用它里面的TemplateBuilder進(jìn)行建模的方法和所使用的建模元件，還很少見(jiàn)于文獻(xiàn)。鑒于以上的分析，本課題擬通過(guò)在計(jì)算機(jī)上用ADAMS/CARTemplateBuilder中建立Santana轎車(chē)后懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)和彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)的仿真模型，并在A(yíng)DAMS/CAR中的懸架試驗(yàn)臺(tái)模塊上進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)的仿真計(jì)算；通過(guò)仿真試驗(yàn)，求解車(chē)輪定位參數(shù)以及基于側(cè)傾中心的方法中用到的相關(guān)的非線(xiàn)性系數(shù)的變化規(guī)律，讓多體動(dòng)力學(xué)建模的方法幫助得到實(shí)時(shí)建模中用到的參數(shù)。如上所述，建模和仿真計(jì)算是利用了目前世界上最廣泛使用，性能可靠的動(dòng)力學(xué)分析軟件ADAMS。用ADAMS/CAR模塊建立三維參數(shù)化懸架模型，所以通過(guò)改變輸入?yún)?shù)的值就可以方便地對(duì)懸架進(jìn)行修改，從而改變車(chē)輪定位參數(shù)變化的規(guī)律。1第7章扭轉(zhuǎn)梁懸架模型的仿真CAR模塊是ADAMS軟件包中的一個(gè)專(zhuān)業(yè)化模塊，主要用于對(duì)轎車(chē)(包括整車(chē)及各個(gè)總成)的動(dòng)態(tài)仿真與分析。對(duì)于懸架系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，ADAMS/CAR在仿真結(jié)束后，可自動(dòng)計(jì)算出三十多種懸架特性，根據(jù)這些常規(guī)的懸架特性，用戶(hù)由可定義出更多的懸架特性，產(chǎn)品設(shè)計(jì)人員完全可以通過(guò)這些特性曲線(xiàn)來(lái)對(duì)懸架進(jìn)行綜合性能的評(píng)價(jià)和分析。應(yīng)用ADAMS/CAR對(duì)懸架系統(tǒng)進(jìn)行建模的原理相對(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(chē)基本上為一縱向?qū)ΨQ(chēng)系統(tǒng)，軟件模塊已預(yù)先對(duì)建模過(guò)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(chēng)性自動(dòng)生成，當(dāng)然設(shè)計(jì)人員也可建立非對(duì)稱(chēng)的分析模型。模型都是建立在子總成基礎(chǔ)上，而子總成又是建立在模版的基礎(chǔ)上，模版是整個(gè)模型中最基本的模塊。然而模版又是整個(gè)建模過(guò)程中最重要的部分，分析總成的絕大部分建模工作都是在模版階段完成的。在這一階段，設(shè)計(jì)人員主要完成以下工作：(1)根據(jù)目標(biāo)懸架中零部件間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)關(guān)系，定義零部件的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，對(duì)零部件進(jìn)行重新組合，將沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)關(guān)系的零部件組合為一體(也可在建立約束是將這樣的零部件鎖定為一體),確定重新組合后零件間的連接關(guān)系和連接點(diǎn)的位置；(2)計(jì)算或測(cè)量重新組合后的零部件質(zhì)心位置、質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；(3)確定減振器的阻尼特性和彈簧的剛度特性；(4)定義主銷(xiāo)軸線(xiàn)，輸入車(chē)輪的前束角和外傾角；(5)建立該模版與其他模版或試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行數(shù)據(jù)交換的輸入和輸出信號(hào)器。在建立模版階段，正確建立零部件間的連接關(guān)系和信號(hào)器是至關(guān)重要的，這些數(shù)據(jù)在以后的子系統(tǒng)和總成階段無(wú)法修改，而零部件的位置和特征參數(shù)在后續(xù)過(guò)程中則是可以更改。另外需要注意的是零部件的慣量數(shù)據(jù)是相對(duì)于零部件質(zhì)心的，即零部件的主慣量。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(guò)約束的運(yùn)動(dòng)，橡膠襯套和彈簧屬于柔性連接，他們?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。模版建立以后，接下來(lái)是創(chuàng)建子系統(tǒng)，在子系統(tǒng)的水平上，用戶(hù)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1設(shè)計(jì)人員可根據(jù)實(shí)際需要，將不同的子系統(tǒng)組合成為一完整的分析模型，如懸架總成可以包括懸架子系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向子系統(tǒng)和穩(wěn)定杠子系統(tǒng)。在分析之前，還需輸入輪胎徑向剛度及相關(guān)的整車(chē)數(shù)據(jù)，比如：簧載質(zhì)量和簧載質(zhì)量質(zhì)心高度等等。根據(jù)以上對(duì)子系統(tǒng)及總成的部件、約束關(guān)系的分析，還有前面已知、或者是已經(jīng)計(jì)算、或者是引用軟件系統(tǒng)自帶的特性文件數(shù)據(jù)，首先在A(yíng)DAMS/Car的TemplateBuilder中建立了扭轉(zhuǎn)梁懸架子系統(tǒng)。本文是利用了ADAMS/Car里自帶的扭轉(zhuǎn)梁獨(dú)立懸架模板，經(jīng)過(guò)改此外，由于A(yíng)DAMS/Car是模塊化的，以上建立的扭轉(zhuǎn)梁懸架模板，必須能夠保證與懸架測(cè)試臺(tái)以及轉(zhuǎn)向模板正確的連接，以達(dá)到讓同一模板(如懸架、轉(zhuǎn)向等模板)可以應(yīng)用于不同的車(chē)輛，并且能應(yīng)用現(xiàn)成的試驗(yàn)臺(tái)(testrig)目的。因此，還要建立必部件(mountpart)和合適的塊間通訊(communicator)。建立了后懸架模板后，就可以在A(yíng)DAMS/Car的StandardInterface界面下建立后懸架系統(tǒng)(Subsystem),最后就可以組裝成扭轉(zhuǎn)梁獨(dú)立懸架總成。TheNewSubsystemdialogboxappears.1XNewSubsystemX OKApplyCancelX1之后獲得如圖7-2扭轉(zhuǎn)梁懸架子系統(tǒng)圖7-2扭轉(zhuǎn)梁懸架子系統(tǒng)TheNewSuspensionAssemblydialogboxappears.2IntheAssemblyNametextbox,entermy_assembly.Thenameofthesuspensionsubsystemyoujustcreatedappears.4.OK1車(chē)輪遇到障礙物、路面不平引起的顛簸以及車(chē)身的側(cè)傾和縱傾都會(huì)引起車(chē)輪的上下跳動(dòng)。左右車(chē)輪平行跳動(dòng)引起的懸架性能參數(shù)的變化是分析懸架運(yùn)動(dòng)合理性的重要依據(jù)。如前所述，在分析車(chē)輪跳動(dòng)引起的懸架運(yùn)動(dòng)特性時(shí)，車(chē)輪的跳動(dòng)形式可以是兩側(cè)車(chē)輪同向跳動(dòng)、兩側(cè)車(chē)輪反向跳動(dòng)和單輪跳動(dòng)。由于兩側(cè)車(chē)輪反向跳動(dòng)和側(cè)傾時(shí)引起的懸架的運(yùn)動(dòng)特性都可以用來(lái)描述汽車(chē)車(chē)身側(cè)傾時(shí)懸架的運(yùn)動(dòng)情況，本文專(zhuān)門(mén)對(duì)該種情況進(jìn)行了分析，而對(duì)于本文所論述的獨(dú)立懸架而言，單側(cè)車(chē)輪跳動(dòng)和兩側(cè)車(chē)輪平行跳動(dòng)時(shí)的懸架運(yùn)動(dòng)特性是類(lèi)同的，所以本文在此僅就左右車(chē)輪垂直跳動(dòng)時(shí)雙橫臂懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性進(jìn)行比較仿真分析。為了較為全面地分析懸架在輪跳時(shí)的運(yùn)動(dòng)特性，本文在仿真分析時(shí)，對(duì)車(chē)輪的輸入是1my_assemblyApplymy_assemblyApplyt選取新威志轎車(chē)為參考，其輪胎型號(hào)2185/60R15其空載半徑為軸距為2550mmSuspensionSuspensionAnalysis:SetupParametersSuspensionSuspensionAssembly TireUnloadedRadius246.0 TireTirePropertyFileRIGID_WHEEL WheelMass10.0 VehicleParametersWheelbase1分析2按照如圖7-5填寫(xiě)參數(shù)X×SuspensionAnalysis:ParallelTravelSuspensionAssemblyNumberofStepsWheelCenterWheelCenterbaseline_parallel_travelSuspensionAnalysisBaselineParallelWheelTravelAnalysisl圖7-5設(shè)置參數(shù)Toplottheresults:mdids://acar_shared/plot_configs.tbl/mdi_suspension_shortPlotTitle:BaselineParall由ADAMS仿真分析得到下列各參數(shù)隨車(chē)輪運(yùn)動(dòng)的變化圖線(xiàn)。BaselineParalelTravelAnalysis-UAN_REAR_SUSPWheelTravel圖7-6懸架剛度隨車(chē)輪運(yùn)動(dòng)的變化懸架剛度是指在車(chē)輪中心施加垂直作用力時(shí)車(chē)輪中心單位垂直位移的作用力。在車(chē)輪上跳過(guò)程中，具有很大的懸架剛度，這提高了懸架系統(tǒng)的剛性，使其不易在受到外力和力矩作用時(shí)產(chǎn)生過(guò)多的幾何變化。而在下落過(guò)程中其值相對(duì)較小且平緩。1BaselineParalelTravelAnalysis-UAN_REAR_SUSPWheelTravel前束角是車(chē)輛的縱向軸與車(chē)輪平面在車(chē)輛XOY面上投影線(xiàn)的夾角，用弧度表示。并對(duì)于后輪來(lái)說(shuō)，作為不足轉(zhuǎn)向的附加手段，上跳時(shí)多設(shè)計(jì)成弱正前束變化。但由于過(guò)度上跳時(shí)的正前束特性會(huì)引起車(chē)輛偏擺和側(cè)傾頻率響應(yīng)特征的共振，故應(yīng)加以控制。前束變化的較為理想的設(shè)計(jì)特性值為：前輪上跳時(shí)，為零至負(fù)前束(-0.5°/50mm),即弱負(fù)前束變化，后輪上跳時(shí)，正前束(0.3°/50mm),即弱正前束變化)。最近發(fā)展趨勢(shì)多取為零。都是呈較弱的負(fù)前束變化，基本上都能做到使汽車(chē)具有較好的直行穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向時(shí)的不足轉(zhuǎn)向特性。但是在車(chē)輪繼續(xù)上跳的過(guò)程中，二者呈現(xiàn)了一定的正前束變化，由于較大的正前束容易引起車(chē)輛偏擺和側(cè)傾頻率響應(yīng)特征的共振，這對(duì)汽車(chē)的直線(xiàn)行駛穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向時(shí)的操縱性都是不利的，但影響并不大。在車(chē)輪下落過(guò)程中，呈弱負(fù)前束變化，是較好的變1動(dòng)趨勢(shì)，且對(duì)于減小輪胎的磨損是有利的。Anahyas-UANLREARLSUSPBaselineParalelTraavelAnahyas-UANLREARLSUSPWheelTravel圖7-9主銷(xiāo)偏移距隨車(chē)輪運(yùn)動(dòng)的變化從汽車(chē)的正前方看，主銷(xiāo)(或轉(zhuǎn)向軸線(xiàn))的上端略向內(nèi)傾斜一個(gè)角度，稱(chēng)為主銷(xiāo)內(nèi)傾。嚴(yán)格的定義是在汽車(chē)的橫向垂直平面內(nèi)，主銷(xiāo)軸線(xiàn)與垂線(xiàn)之間的夾角稱(chēng)為主銷(xiāo)內(nèi)傾角，如圖7-10中的β。主銷(xiāo)軸線(xiàn)上側(cè)向內(nèi)傾時(shí)為正如圖，反之為負(fù)。主銷(xiāo)偏移距是指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷(xiāo)軸線(xiàn)的延長(zhǎng)線(xiàn)與地平面的交點(diǎn)到車(chē)輪中心平面與支承面的交線(xiàn)的距離。當(dāng)主銷(xiāo)軸線(xiàn)的延長(zhǎng)線(xiàn)與地平面的交點(diǎn)輪胎接地點(diǎn)的內(nèi)側(cè)時(shí)主銷(xiāo)偏移距為正，反之為負(fù)。圖7-10主銷(xiāo)內(nèi)傾角示意圖主銷(xiāo)內(nèi)傾角的存在產(chǎn)生了主銷(xiāo)偏移距離，這使得汽車(chē)直線(xiàn)行駛穩(wěn)定性得到了改善，這1主銷(xiāo)偏移距會(huì)因?yàn)橹麂N(xiāo)內(nèi)傾角的增大而減小，從而減小轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員加在方向盤(pán)上的力，使轉(zhuǎn)向操縱輕便，同時(shí)也可減少?gòu)霓D(zhuǎn)向輪傳到方向盤(pán)上的沖擊力。通常轎車(chē)的主銷(xiāo)偏過(guò)大，主銷(xiāo)內(nèi)傾角度太大時(shí)，會(huì)造成輪胎磨損增大和轉(zhuǎn)向時(shí)反而費(fèi)力的不良后果。由圖7-9可知，在車(chē)輪上跳過(guò)程中，主銷(xiāo)偏移距增漲較大，而在下落過(guò)程，變化較小。車(chē)輪產(chǎn)生繞主銷(xiāo)的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩，從而影響汽車(chē)的行駛穩(wěn)定性、車(chē)輪回正性、轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。主銷(xiāo)內(nèi)傾角和主銷(xiāo)偏移距的主要影響是通過(guò)二者的共同作用使得穩(wěn)定性、輕便性和回正性得在高速制動(dòng)時(shí)地面制動(dòng)力較大，又由于車(chē)輪上跳造成主銷(xiāo)偏移距增大較多，因此使得制動(dòng)力所引發(fā)的繞主銷(xiāo)軸回正力矩增大很多，在左右輪制動(dòng)力分配不均和左右輪路面附著系數(shù)不同的情況小，會(huì)出現(xiàn)軸擺的現(xiàn)象和轉(zhuǎn)向擺陣等不穩(wěn)定現(xiàn)象。圖7-11主銷(xiāo)后傾拖距隨車(chē)輪運(yùn)動(dòng)的變化主銷(xiāo)后傾拖距，是指沿著輪胎平面與道路平面的交線(xiàn)，從主銷(xiāo)與道路平面的交點(diǎn)到輪胎接地中心處的距離。當(dāng)主銷(xiāo)與道路平面的交點(diǎn)在輪胎接地印跡的中心的前方時(shí)為正。主銷(xiāo)后傾角對(duì)操縱穩(wěn)定性的影響主要是通過(guò)后傾拖距ξ實(shí)現(xiàn)的。主銷(xiāo)前移量a與后傾拖距ξ見(jiàn)圖7-12所示。后傾拖距ξ的存在使地面?zhèn)绕y造成M=ξ·Fy的