汽车扭转梁悬架毕业设计

汽车扭转梁悬架毕业设计 第1章 绪论 1.1 悬架的重要性 现代汽车除了保证其基本性能，即行驶性、转向性和制动性等之外，目前正致力于提高安全性与舒适性，向高附加价值、高性能和高质量的方向发展。对此，尤其作为提高操纵稳定性、乘坐舒适性的轿车悬架必须进行相应的改进。舒适性是汽车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有振动特性又与悬架的特性相关。 -1为扭转梁后悬架示意图 图1 图1-1 扭转梁后悬架 1.2 悬架的功能 悬架的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比如支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。其主要任务是传递作用在车轮和车架(或车身) 1 之间的一切力和力矩;缓和路面传给车架(或车身)的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性;保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。汽车在不平路面上行驶时，由于悬架的弹性作用，使汽车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼。利用减振器的阻尼作用，使汽车振动的振幅连续减小，直至振动停止。 1.3 悬架的设计要求 为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求由簧上质量与弹性元件组成的振动系统的固有频率应在合适的频段，并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹配应合理，对乘用车，要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率，还要尽量避免悬架撞击车架(或车身)。在簧上质量变化的情况下，车身高度变化要小，因此，应采用非线性弹性特性悬架。要正确地选择悬架和参数，在车轮上、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振;汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，对悬架提出的设计要求有: (1)保证汽车有良好的行驶平顺性。 (2)具有合适的衰减振动的能力。 (3)保证汽车具有良好的操纵稳定性。 (4)汽车制动或加速时，要保证车身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾角要合适。 (5)有良好的隔声能力。 (6)结构紧凑、占用空间尺寸要小。 (7)可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 1.4悬架系统研究与设计的领域 汽车悬架系统的研究与设计主要是为了提高汽车整车的操纵稳定性和行驶平顺性。汽车悬架系统的研究与设计的领域也相应地分为两大部分:一是对汽车平顺性产生主要影响的悬架特性;另一是对汽车操纵稳定产生主要影响的悬架特性。 前一部分主要是对悬架的弹性元件和阻尼元件特性展开工作，主要是将路面、轮胎、非簧载质量、悬架、簧载质量作为一个整体进行研究与设计，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激励下，影响汽车平顺性的弹性元件以及阻尼元件的力学特性，因此可以称 2 之为悬架系统动力学研究。 后一部分主要是对悬架的导向机构进行工作，主要是研究在车轮与车身发生相对运动时，悬架导向机构如何引导和约束车轮的运动、车轮定位及影响转向运动的一些悬架参数的运动学特性。这一部分的研究称为悬架的运动学研究。考虑了弹性衬套等连接件对悬架性能的影响，则悬架运动学即为悬架弹性运动学。悬架弹性运动学是阐述由于轮胎和路面之间的力和力矩引起的车轮定位等主要悬架参数的变化特性。这样悬架系统的运动学研究就包括了悬架运动学和弹性运动学两个方面的内容。 3 第2章 汽车悬架概述 悬架是汽车的车架与车桥或者车轮之间的一切传力、连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力矩，并且缓冲衰减由不平路面传给车架或车身的冲击，以保证汽车能平顺行驶。 2.1悬架基本概念 2.1.1悬架概念 保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系并能传递载 荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。2.1.2悬架基本组成 悬架主要由弹性元件、导向机构和减振器组成，有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆。 弹性元件受冲击后会产生持续的振动，使乘坐不适，因此，设有减振器将振动迅速衰减，使振幅迅速减小。 导向机构用来确定车轮相对于车架或车身的运动，传递除垂直力以外的各种力和力矩。 为减少车轴对车架或车身的直接冲撞，一些汽车悬架上装有缓冲块，起限制移动行程。横向稳定杆的作用是减少转弯时车身的侧倾，并提高轮胎对地面的附着力。 2.1.3传力构件及导向机构 车轮相对于车架和车身跳动时，车轮(特别是转向轮)的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车某些行驶性能(特别是操纵稳定性)有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。对导向机构的要求: (1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。 (2)悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。 (3)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角? 6-7度，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 (4)制动时，应使车身有抗前俯作用;加速时，有抗后仰作用。 4 (5)具有足够的疲劳强度和寿命，可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。 2.1.4横向稳定器 在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件——横向稳定器。 横向稳定器实际是一根近似U型的杆件，两个端头与车轮刚性连接，用来防止车身产生过大侧倾。其原理是当一侧车轮相对车身位移比另外一侧位移大时，稳定杆承受扭矩，由其自身刚性限制这种倾斜，特别是前轮，可有效防止因一侧车轮遇障碍物时，限制该侧车轮跳动幅度。 2.2悬架设计要求 如前所述，汽车悬架和簧载质量、非簧载质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。因而在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求: (1)通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力。 (2) 合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间力和力矩可靠传递。 (3) 导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引起转向轮摆振。 (4) 侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时的车身纵倾(即所谓“点头”和“后仰”)。 (5) 悬架构件的质量要小尤其是其非悬挂部分的质量要尽量小。 (6) 便于布置。 (7) 所有零部件应具有足够的强度和使用寿命。 (8) 制造成本低。 (9) 便于维修、保养。 5 第3章 悬架对汽车主要性能的影响 悬架型式、导向杆系的布置以及悬架参数的选择等对汽车性能的影响，并不是孤立的，而是存在着一定的内在联系。为此从不同角度去汽车各种性能的影响。 3.1悬架对汽车平顺性的影响 良好的汽车行驶平顺性不仅能保证乘员的舒适与所运货物的完整无损，而且还可以提高汽车的运输生产率、降低燃油消耗、延长零件的使用寿命及提高零件的工作可靠性等。 目前主要参照国际ISO2631来评价汽车平顺性，它把乘员承受的疲劳-降低工效界限表示为振动加速度均方根值随频率变化的函数。对垂直振动而言，人体对4—8Hz的振动最敏感，所以这一频带的界限值最低。为使人体承受的振动不超过规定的界限值，主要靠悬架来降低车身振动加速度均方根值。在一定随机路面不平度的输入下，车身加速度的 对路面不平度g的幅频特性“,/g,”，与车身在均方根值的大小，取决于车身加速度ZZ悬架上振动的固有频率n、非周期性系数及非簧载质量m的大小有关。从图3-1可以看, 出，当车身固有频率越低曲线越低，车身加速度均方根值越小。 图3-1 幅频特性曲线 3.1.1悬架弹性特性对汽车行驶平顺性的影响 1车身固有振动频率 6 若不考虑轮胎和减震器的影响，则车身固有频率 Cw10n== Hz (3-1) 0 2M,2, w—固有角振动频率，rad/s 式中: 0 C—悬架刚度，N/m 簧载质量，kg M— 由于在静载荷作用下悬架的静挠度 Mgf= (3-2) cc 1gn则 =(3-3) 02,fc 当以每秒振动次数表示时， 300n = Hz (3-4) 0fc 式中:f—静挠度，cm。它是指汽车满载静止时悬架上的载荷F与此时的悬架刚度c之cW 比。 从上述公式中可见，车身振动的固有频率由簧载质量M、悬架刚度c或由悬架静挠n0 f度决定。 c 由试验得知，为了保持汽车具有良好的平顺性，车身振动的固有频率应接近人体所习惯的步行时的身体上、下运动的频率1,1.4Hz(60,85次/min)，振动的加速度的极限允许值为0.3,0.4g。 从保持所运货物完整性的观点出发，车身振动加速度也不能过大，如果车身加速度达到1g，则未经固定的货物可能离开车厢底板。因此为保证所运货物完整无损，振动加速度的极限值不应超过0.6,0.7g。 f悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指d 缓冲块压缩到其自由高度的1,2或2,3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。 n从图3-1可知，车身固有频率低于3Hz就可以保证人体最敏感的4,8Hz处于减震0 nn区。值越低，车身加速度的均方根值越小。但在悬架设计时，值不能选得太低，这主00 7 要是值降低，悬架的动挠度就增大，在布置上若不能保证足够大小的限位行程，就会nfd0 使限位块撞击的概率增加。另外，值选得过低，悬架设计不选取一定，就会增大制n0 动“点头“角和转弯侧倾角，使空、满载是车身高度的变化过大。各种车型车身固有频率n0的实用范围为:货车1.5,2Hz;旅行客车1.2,1.8Hz;高级轿车1,1.3Hz。 2 弹性特性 在悬架设计中，通常把力和变形的关系的关系曲线，即车轮受到的垂直外力与由此所引起的车轮中心相对于车身位移的关系曲线，称为悬架的弹性特性曲线，曲线的斜率为悬架的刚度。 a、线性弹性特性 线性弹性特性，即悬架变形与所受载荷成比例地变化。其刚度G是常数。一般钢板弹簧悬架即属此类。图3-2为弹簧特性曲线。 具有线性弹性特性的汽车，在使用中其车身振动的固有频率将随装载的多少而改变，尤其是后悬架载荷变化很大的货车和大客车，这种变化会使汽车前后悬架的频率相差过大，结果导致汽车车身的猛烈颠簸(纵向角振动)，因而使汽车行驶平顺性变坏。 a——线性弹性弹性 b——非线性弹性特性 图3-2 弹性特性曲线 b、非线性弹性特性 非线性弹性特性的悬架，即悬架的刚度可随载荷的改变而变化，也称变刚度悬架。由于刚度c随载荷而改变，可以使得在载荷变化时，保持车身振动的固有频率不变，从而获得良好的汽车行驶平顺性。这时，在曲线上任意点M，必须满足 fP,C=f==常数 (3-5) cM 式中:P—特性曲线上任意点M的载荷; 8 —任意点M的悬架刚度; CM f—求刚度时的次切矩，也有人称f为悬架的折算静挠度; CM f—在静载荷p时，为汽车获得较为良好平顺性所要求的悬架静挠度。 cc dp因为 = (3-6)CMdf dpdf可将上式改写成 = (3-7) pf f+A (3-8) 积分得 ln P=fc f,1f因为当f=f时，P=p ccce 所以 A= lnP-1 (3-9) c P因此 P= c P这就是说(不管载荷如何变，为保持车身固有频率不变，当载荷P等于大于时，悬c架的特性应该是按指数函数的规律变化。然而，这种较为理想的弹性特性的悬架是难于实现的。 目前，在悬架设计中，只不过是力求减小固有频率随载荷而变化的幅度(或范围)，从而不同程度地改善汽车行驶平顺性。 非线性的悬架掸性特性可以采用适当的悬架结构(导向机构)或弹性元件(如加辅助弹簧、调节弹簧、空气弹簧等)来实现。 3.1.2悬架系统中的阻尼对汽车行驶平顺性的影响 减震器起衰减振动的作用，对汽车平顺性有影响，其主要参数为阻尼系数，阻尼系数的选取要根据具体汽车的型号来选取。图3-3是减振器阻尼对车身振动衰减的曲线示图 9 图3-3 减震器阻尼对振动的衰减作用 a―振动完全没有衰减的曲线，车身按悬架的固有振动频率不断振动; b―有衰减的情况，车身振动的振幅逐渐减小。 c―减振器的衰减能力很强的情况，车身没有振动，车身的位移很快恢复到原位。 为了衰减车身由路面反馈来的自由振动和抑制车身、车轮、车架等的共振，以减小车身的垂直振动所引起的加速度和车轮垂直方向振动的振幅(减小车轮对地面压力的变化，防止车轮过于跳离地面)，悬架系统中应具有适当的阻尼。 当增大时，动挠度的幅频特性在高、低两个共振区幅值均显著下降，在两个f/q,d 共振区幅值之间变化很小。 ,, 随阻尼比增大，在低频共振区幅频特性Z/q峰值下降，车身加速度均方根值，提高,2 平顺性。 图3-4示出了车身加速度、车轮相对动载荷和弹簧行程与阻尼比(相对阻尼系数)之间的关系。 ,, ZZ图3-4 F和(Z-)与阻尼比的关系 abda、 10 图中曲线走向表示，只是弹簧行程(Z-)曲线是随阻尼比单调变化，阻尼比愈大，所Zab 要求的弹簧行程愈小，相反，对于车身加速度和车轮动载而言，可找到一个最佳阻尼比值。然面对车身加速度和车轮动载的最佳阻尼比值也是不同的，前者为0.18，后者为0.4以上，故设计人员只能从中采取拆衷方案。 3.1.3非簧载质量对汽车行驶平顺性的影响 由悬架支承的部件、总成等称为簧载质量(或悬挂质量)，不是由悬架支承的部分称为非簧载质量(或非悬挂质量)。减小非悬挂质量，使悬挂质量与非悬挂质量的比值较大，可以减小高频共振区车身振动加速度和减少车轮离开地面的机率。因此，在汽车设计中，为提高汽车行驶平顺性，采用非簧载质量较小的独立是架更为有利。 3.1.4改善平顺性的主要措施 (1) 增大悬架静挠度(降低固有频率)。使其频率接近人体所习惯的步行时的身体上、下运动的频率。 (2) 尽量减少非簧载质量。由频率公式得到减少非簧载质量，进而增大了簧载质量，同样有降低汽车固有频率的效果，从而也有使频率接近人体习惯的运动频率。 (3)配合适当的阻尼和限位行程。通过减震器来吸收路面传到车上的振动能量，使汽车振动得到衰减。 3.2悬架与汽车操纵稳定性 所谓的汽车操纵稳定性，是指汽车能正确地按照驾驶员通过操纵转向系所确定的方向行驶，且在外力干扰下，能保持稳定或经过干扰后在一定时间内恢复稳态工况的性能。影响操纵稳定性的主要参数是车轮偏离角、前轮定位角、导向杆系与转向杆系的运动协调性。 当汽车曲线行驶时，在离心力的作用下，由于轮胎的横向弹性和前、后悬架导向机构特性，一般会使转弯半径发生变化。在离心力的作用下，使转弯半径变大的特性称为不足转向，反之，称为过度转向。 3.2.1 汽车的侧倾 3.2.1.1 车身侧倾轴线 车身相对地面转动时的瞬时轴线称为车身侧倾轴线。该轴线通过车身在前、后轴处横断面上的瞬时转动中心，这两个瞬时中心称为侧倾中心。 侧倾中心到地面的距离称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩 11 短，可使侧向力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。 3.2.2.2 悬架的侧倾角刚度 悬架的侧倾角刚度是指侧倾时(车轮保持在地面上)，单位车身转角时，悬架系统给车身总的弹性恢复力偶矩。 若令T为悬架系统作用于车身的总弹性恢复力偶矩，为车身转角，则悬架的侧倾角,r dTK刚度为= ,d,r 可以通过悬架的线刚度来计算侧倾角刚度。 (1) 悬架的线刚度 悬架的线刚度指的是车轮保持在地面上,车身作垂直运动时，单位车身位移时，悬架系统给车身的总弹性恢复力。 a 非独立悬架 具有非独立悬架的汽车车身作垂直位移时所受到的弹性恢复力，就是弹簧直接作用于车身的弹性力。所以，悬架的线刚度就等于两个弹簧线刚度之和。若一个弹簧的线刚度为 ks,则悬架的线刚度为 : K=2ks (3-10) 图3-5 非独立悬架 b 独立悬架 具有独立悬架的汽车车身作垂直位移时，在垂直方向上车身受到的随位移而变的力包括两部分: 弹簧直接作用于车身的弹性力在垂直方向的分量和导向杆系约束反力在垂直方向的分量。 S若能求出车身作垂直位移Δ时地面作用于轮胎的反作用力ΔF，就可以求出悬架的tZ 12 线刚度。即: Δ,Δ (3-11) SFtZ (2) 悬架的侧倾角刚度 车身侧倾时受到悬架的弹性恢复力偶矩，可以用等效弹簧的概念来进行分析。车身上一侧受到的弹性恢复力，相当于一个上端固定于车身，下端固定于轮胎接地点且垂直于地面，具有悬架线刚度的螺旋弹簧施加于车身的弹性力。这个相当的弹簧称为等效弹簧。 图3-6 等效弹簧 B,参照上图3-6，当车厢发生小侧倾角d时，等效弹簧的变形量为d,故车厢受到,,rr2的弹性恢复力偶矩为dT=d ,r 12BK悬架侧倾角刚度为 = (3-12) k,12 式中 一侧悬架的线刚度;B—为轮距。 k1 若已知悬架的线刚度，即可算出该悬架的侧倾角刚度。例如，单横臂独立 悬架的侧倾角刚度为 1Bm2()Kk = (3-13) ,s2n 应该指出，上面的计算只适用于小倾角，而且在分析中没有考虑导向杆系中铰接点处弹性村套的影响。实际轿车的前侧倾角刚度为300-1200Nm,(0)，后侧倾角刚度为180-700Nm,(0) 13 3.2.2侧倾时垂直载荷对稳态响应的影响 在正常工作状态下，汽车左、有车轮的垂直载荷大体上是相等的。但曲线行驶时，由于侧倾力矩的作用，作用在前、后轴左、右车轮上的垂直反力，将是静止状态下的垂直反力及由侧倾引起的垂直反力变动量之和。这将使车轮垂直载荷在左、右车轮上是不相等(外侧车轮是增加垂直反力的，而在内侧车轮则是减少垂直反力的)，将影响轮胎的侧偏特性，导致汽车稳态响应发生变化。有的汽车甚至会从不足转向变为过多转向。 垂直载荷的变化对轮胎侧偏特性有显著影响。如图3-7所示: 图3-7 垂直载荷对轮胎侧偏特性的影响 垂直载荷增大后，侧偏刚度随垂直载荷的增加而加大;但垂直载荷过大时，轮胎与地面接触区的压力变得极不均匀，使轮胎侧偏刚度反而有所减小。 无侧向力作用时，令w为车轴左、右车轮的垂直载荷，k为每个车轮的侧偏刚度 00 ,有侧向力作用时，设左、右车轮垂直载荷没有发生变化，则相应的侧偏角为 0 FY, = (3-14) 02k0 实际上，在侧向力作用下，左、右车轮垂直载荷均发生变化。内侧车轮减少ΔW，外侧车轮增加ΔW，两个车轮的侧偏刚度随之变为、。由于左、右车轮的侧偏角相等，kk1r 故 F,k,，k有 (3-15) Y1r, 14 FY或 = (3-16) ,k，k1r k，k''1r若令=，其中为垂直载荷重新分配后每个车轮的平均侧偏刚度，则两个车轮的 kk002 FY侧偏角为 = (3-17) ,'2k0 kr k0'k 0 k1 侧 偏 刚 度 K 垂直载荷W 图3-8 侧偏刚度与垂直载荷的关系 ''由图3-8可知，平均侧偏刚度即为梯形abcd中线ef的高度。显然k>，即kk000 ,α>。进一步分析可知，左、右车轮垂直载荷差别越大，平均侧偏刚度越小。 0 由此可知，在侧向力作用下，若汽车前轴左、右车轮垂直载荷变动量较大，汽车趋向于增加不足转向量;若后铀左、右车轮垂直载荷变动量较大，汽车趋于减少不足转向量一般应使汽车有适度的不足转向特性。 汽车前轴及后轴左、右车轮载荷变动量决定于:前、后悬架的侧倾角刚度、悬挂质量、非悬挂质量、质心位置以及前、后悬架侧倾中心位置等一系列参数的数值。 3.3悬架,,,特性 悬架系统是底盘的灵魂，也是汽车操纵稳定性的灵魂，要研究操稳必须研究悬架。 K代表英文Kinematics,即不考虑力和质量的运动，而只限悬架连杆有关的车轮运动。 C代表英文Compliance,也就是由于施加力导致的变形，跟悬架系统的弹簧、橡胶衬套以及零部件的变形有关的车轮运动。悬架系统,,,试验就是在台架上模拟道路 激励导致 15 的悬架运动。近年来，随着计算机仿真 技术的发展，已经可以运用软件对悬架系统,,, 架必须研究其,,,特性。,,,试验主要分六个方面:垂直加 载试验、侧倾试验、侧向力试验、回正力矩试验、纵向力加载试验、转向几何特性试验。 国内关于悬架的研究非常多，从被动悬架到主动悬架，从仿真计算到数值模拟，从麦弗逊悬架到多连杆悬架，无所不有无所不包，但都没有回答一个问题，那就是怎样评价悬架。通过,,,特性的研究，可以起到如下作用:(,)整车前期开发阶段悬架系统的架构; (,)在虚拟评审阶段验证悬架和整车动力学仿真模型;(,)在逆向设计和对比车型的研究中，进行竞争车型调查研究;(,)在样车试制的各个不同阶段，支持底盘调试工作。 3.4悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f(即悬架的变形)的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。 悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化时，弹性特性如图3-9所示。 图3-9 悬架的弹性特性 此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置(图中点8)附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好;距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。 轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架。 16 第4章 悬架主要参数的确定 4.1悬架静挠度 fc 悬架静挠度 ，是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度c之比， 即Fw 。 f,F/ccW 汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2(亦称偏频)可用下式表示 n,cm2,n,cm2, (4-1) 222111 式中，c1、c2为前、后悬架的刚度(N,cm);m1、m2为前、后悬架的簧上质量(kg)。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 f,mgcf,mgc (4-2) c111c222 式中，g为重力加速度 将(4-2)代入(4-1)得 n,5fn,5f (4-3) 1c12c2 fc分析上式可知:悬架的静挠度 直接影响车身振动的偏频n。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。 ffc1c2在选取前、后悬架的静挠度值 和 时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度 ffc1c2比前悬架的静挠度 小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证 nn12明:若汽车以较高车速驶过单个路障，<1时的车身纵向角振动要比n1/n2>1时小，故 ffc1c2推荐取 =(0(8,0(9) 。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒 ffc1c2适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐 =(0(6,0(8) 。为了 17 改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。 用途不同的汽车，对平顺性要求不一样。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1.00,1(45Hz，后悬架则要求在1.17,1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.80,1.15Hz，后悬架则要求在0.98,1.30Hz。货车 2.10Hz，而后悬架则要求在1.70,2.17Hz。选定偏频以后，满载时，前悬架偏频要求在1.50, 再利用式(4-3)即可计算出悬架的静挠度。 25,,f,,147.93mm,,c现取n=1.3，于是可以得出，后悬架静挠度 n,, f4.2悬架的动挠度 d f悬架的动挠度 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常d 指缓冲块压缩到其自由高度的1,2或2,3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要 fd求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车， 取7 ffdd—9cm;对大客车, 取5,8cm;对货车， 取6,9cm。 又由于悬架动挠度:f,0.5~0.7f dc f,0.5f,0.5，147.93,73.97mm取 dc 了得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程(静扰度与动扰度之和)应当不小于160mm。 f，f,147.93，73.97221.90mm,160mm而 符合要求 cd 4.3悬架刚度计算 已知:已知整车装备质量:m =1109kg，取簧上质量为1270kg;轴荷分配:前轴轴荷765Kg，后轴轴荷719Kg。 1109，48%m,,266kg1空载后轴单轮轴荷为48%: 2 18 1500，48%m,,360kg2满载后轴单轮轴荷为48%:错误～未找到引用源。 2 悬架满载刚度: 360，9.8，cos15:FF满载W,23.04N/mm= C,,s147.93ffcc (减震器安装角度15?) 空载刚度 266，9.8，cos15:FF空载W,17.02N/mmCs,,= 147.93ffcc 4.4悬架主要分析参数 4.4.1车轮外倾角 后轮外倾角示意图如图4.1所示。 车轮外倾角是车轮平面与车辆坐标轴的垂直轴Z轴的交角，当车轮的上部向外倾斜时车轮外倾角为正。 4.4.2前束角 前束角的示意图如图4.2所示。 前束角是车辆的纵向轴与车轮平面在车辆XOY面上投影线的夹角，用弧度表示。并且当车轮前方向纵向轴转时为正。 4.4.3主销后倾角 主销后倾角示意图如图4.3所示。 主销后倾角是指在车辆的侧面(车辆的XOZ平面)内主销与车辆Z轴的交角，并且当主销向上、向后倾斜时为正。 19 图4.1车轮外倾角 图4.2 前束角 图4.3 主销后倾角 图4.4 主销后倾拖距 4.4.4 主销后倾拖距 主销后倾拖距示意图如图4.4所示。 主销后倾拖距，是指沿着轮胎平面与道路平面的交线，从主销与道 路平面的交点到轮胎接地中心处的距离。当主销与道路平面的交点在轮胎接地印迹的中心的前方时为正。 4.4.5 主销内倾角 主销内倾角示意图如图4.5所示。 主销内倾角是在车辆横向平面内主销与车辆Z轴的交角，并且当主销向上、向内倾斜时为正。 图4.5 主销内倾角Φ 图4.6 侧倾中心高度 4.4.6侧倾中心高度 20 侧倾中心高度示意图如图4.6所示。 侧倾中心是通过悬架连杆作用于车身上的侧向力与垂直力的合力矩为零的车身上的那一点。通过在轮胎接触处施加垂直于道路的单位垂直力，测量最终在轮胎接触处的垂直方向与侧向方向位移。延长垂直于左右轮轮胎接触处位移的两条直线，交点即为侧倾中心。 4.4.7 侧倾外倾系数 侧倾外倾系数示意图如图4.7所示。 图4.7侧倾外倾系数 侧倾外倾系数是车轮外倾角相对于汽车侧倾角的变化率。当每增加一度的车辆侧倾角时车轮外倾角增加，则侧倾外倾系数为正。 21 第5章 悬架主要零件设计 5.1螺旋弹簧的设计 5.1.1螺旋弹簧的刚度 是不相等的，其区别在于悬由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度CS架刚度C是指车轮处单位挠度所需的力;而弹簧刚度仅指弹簧本身单位挠度所需的力。 CS5.1.2 计算弹簧钢丝直径d 根据下面的公式可以计算: 48D,i,CGd4ms C,,d,S3G8Dim i式中: ——弹簧有效工作圈数，先取8 4GMP ——弹簧材料的剪切弹性模量，查表取 7.8，10a ——弹簧中径，取100mm Dm 代入计算得:d=11.78mm 计算结果圆整为钢丝直径d=12mm，弹簧外径D=112mm，弹簧有效工作圈数n=8。 5.1.3 弹簧校核 (1)弹簧刚度校核 4GdC,弹簧刚度的计算公式为: S38Dim 代入数据计算可得弹簧刚度C为: S 4104Gd7.8，10，12C,,,25.27 N/mm S38，100，88Dim 所以弹簧选择符合刚度要求。 (2)弹簧表面剪切应力校核 弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表 22 面的剪应力为: ''8PDK8PCKm,C,D/d . 式中 C——弹簧指数(旋绕比)， ,,m32,,dd 4C10.615,''K ——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数， K,，4C4C, P——弹簧轴向载荷 'K已知=110mm，d=12mm，可以算出弹簧指数C和曲度系数: Dm C,D/d =100/12=8.33 m 4C,10.6154，8.33,10.615'K,，,，,1.18 4C,4C4，8.33,48.33 P=340，9.8，cos14:,3233.03N ''PDK8PCK88，3233.03，8.33，1.18m,,,,,534.45MP则弹簧表面的剪切应力: a322,3,d,d，，3.14，12，10 MP查表可知,因为，所以弹簧满足要求。 ,,,,,,635,，,a 综上可以最终选定弹簧的参数为:弹簧钢丝直径d=12mm，弹簧外径D=112mm，弹簧有效工作圈数n=8。 5.2减振器的设计 减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。 减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减振器。液力减振器首次出现于1901年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减减振器振器相比，摇臂式减振器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式减振器的质量仅为摆臂式的约1/2，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒 23 充气式和双筒充气式。 双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工作原理如图5-1所示。其中A为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1在工作腔A中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1向下运动，油液通过阀?进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀?进入补偿腔C;当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1向上运动，工作腔A中的压力升高，油液经阀?流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀?流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3散发。减振器的工作温度可高达120摄氏度，有时甚至可达200摄氏度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封7进入补偿腔甚至经阀?吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。 1-活塞;2-工作缸筒;3-贮油缸筒;4-底阀座;5-导向座; 6-回流孔活塞杆;7-油封;8-防尘罩;9-活塞杆 5-1 双筒式减振器工作原理图 24 5.2.1 相对阻尼系数ψ的确定 ,的物理意义是:减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量相对阻尼系数ms ,的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值大，震动能迅速衰减，同时又能将较大 ,的路面冲击力传到车身;值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数ψ 取Y得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持的关,,(0.25~0.50,),YSs ,,系。设计时，先选取与,的平均值。相对无摩擦的弹性元件悬架，取 =0.25,0.35; ,SY 对有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取的小些。为避免悬架碰撞车驾，取。 ,,0.50,YS ，0.5,,SS,0.3,取=0.3，则有: 2 ,计算得:=0.4，=0.2。 ,SY 5.2.2 减振器阻尼系数δ的确定 c,,减振器的阻尼系数,,2,cm 。因悬架系统固有频率，所以理论上sms,,2,,m。实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。我选择图5-2的安s 22mb,,s,,22装形式，则其阻尼系数δ 为: acosa 图5-2 减震器的安装形式 25 c1cs 根据公式， 可得出: ,,,2,nn,2,mmss 代入数据得:ω =6.9Hz ，取a/b = 0.8 ，α=10? 由之前数据知，簧上质量=360Kg ms 1221代入数据得减振器的阻尼系数为:,,2，0.3，360，6.9，()，(),2447.2N,sm 0.97550.85.2.3 减振器最大卸荷力的确定 F0 为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷 ，按上图安装形式时有:式中，为阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 v,A,acosabvvxxX 卸荷速度，一般为0.15,0.3m/s;A 为车身振幅，取?40 mm;ω为悬架震动固有频率。 代入数据计算得卸荷速度为: 0v,0.04，6.9，0.8，cos10,0.22m/s X 符合 在0.15,0.30 之间范围要求。 vX F,c,v根据伸张行程最大卸荷力公式: 可以计算最大卸荷力。式中， 是冲击载c0x c,1.5F荷系数，取;代入数据可得最大卸荷力 为: 0 F,1.5，2447.2，0.22,807.58N 0 5.2.4 减振器工作缸直径D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力F计算工作缸直径D 为: 0 4F0D, 2,,，，,p1,, MPMPMP其中，[p]——工作缸最大压力，在3 ,4 ，取[p]=3; aaa λ ——连杆直径与工作缸直径比值，λ =0.4,0.5，取λ =0.4。 代入计算得工作缸直径D 为: 4，807.58D,,20.20mm 23.14，3，(1,0.4) 26 减振器的工作缸直径D 有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm 等几种。选取时按照标准选用，按表5-3选择。 表5-3 减震器类型 所以选择工作缸直径D=30mm的减振器，对照下表选择其长度: 活塞形程S=240mm，基长L=110mm，则: L=L+S =240+110 =350mm(压缩到底的长度) min L= +S= 350 +240 =590mm (拉足的长度) Lminmax 取贮油缸直径Dc = 44mm ，壁厚取2mm。 27 第6章 多体动力学及ADAMS 6.1 多体系统动力学综述 多体系统动力学是在经典力学基础上发展起来的，与车辆设计、航天器控制、机器人学、机械动力学等领域密切相关且起重要作用的新的力学分支。 随着近几十年来对机械系统的高性能、高精确度的设计要求不断的提升，加之高速度、高性能计算机的发展和计算方法的成熟，多体系统动力学已由早期的多刚体系统动力学发展为多柔体系统动力学。 6.1.1多刚体系统动力学 以欧拉(L.Euler 1707-1783)为代表的经典刚体动力学发展至今已有二百多年了。两个世纪以来，经典刚体动力学在天体运动研究、陀螺理论及简单机构的定点运动研究等方面，取得了众多的成果。但由于现代工程技术中多数实际问题的对象是由多个物体组成的复杂系统，要对他们进行运动学和动力学分析，仅靠古典的理论和方法已很难解决，迫切地需要发展新的理论来完成这个任务。 六十年代末至七十年代初，美国的R.E.罗伯森、T.R.凯恩，联邦德国的J.维登伯格，前苏联的E.II.波波夫等人先后提出了各自的方法来解决这些复杂系统的动力学问题。他们的方法虽各不相同，但有一个共同的特点，所推导出的数学模型都适用于电子计算机进行建模和计算。于是，将古典的刚体力学、分析力学与现代的电子计算机技术相结合的力学新分支----多刚体系统动力学便诞生了。 多刚体系统动力学中有下述几种研究方法:(1)图论方法;(2)凯恩方法;(3)旋量方法;(4)最大数量坐标法;(5)变分方法。 多刚体系统动力学虽发展成许多方法体系，但他们的共同点是采用程式化的方法，利用计算机解决复杂力学系统的分析与综合问题，由于建模、分析、综合都是由计算机完成的，这给多刚体系统动力学理论带来了很多优点:适用对象广泛;可计算大位移运动;模型精度高。 6.1.2 柔性多体系统动力学 随着工程技术的发展，许多机械系统的机械部件采用了更轻更柔的材料，而且有些部件的运转速度很高;另外，为了缓和冲击和振动，在各构件之间的连接部位也采用了大量的柔性材料，所以在研究多体系统的动态特性时，这些柔性材料的影响越来越引起人们的 28 关注。多柔体系统动力学成为近十几年来在应用力学方面最活跃的领域之一。 多柔体动力学是多刚体动力学的自然延伸，从计算多体系统动力学角度看，柔性多体系统动力学的数学模型首先应该和多刚体系统与结构力学有一定的兼容性。当系统中的柔性体变形可以不计时，即退化为多刚体系统。当部件间的大范围运动不存在时，即退化为结构动力学问题。其次，由于结构动力学发展得相当完善，导出的柔性多体系统动力学方程中应该充分利用该领域的成果与软件的输出信息。 柔性多体系统不存在连体基，通常选定一浮动坐标系描述物体的大范围运动，物体的弹性变形将相对该坐标系定义。根据上述建模观点，弹性体相对于浮动坐标系的离散将采用有限单位元法与现代模态综合分析方法。在用集中质量有限单位元法或一致质量有限单位元法处理弹性体时，用结点坐标来描述弹性变形。在用正则模态或动态子结构等模态分析方法处理弹性体时，用模态坐标来描述弹性变形。这就是莱肯斯首先提出的描述柔性多体系统的混合坐标方法。在柔性多体系统动力学中也相应提出两种混合坐标，即浮动坐标系的拉格朗日坐标加弹性坐标与浮动坐标系的笛卡尔坐标加弹性坐标。 多柔体系统动力学的动力学方程是刚强耦合、强非线性方程，这种方程的求解目前只能通过计算机用数值方法进行。 6.2 多体动力学在汽车研究中的应用 汽车本身是一个复杂的多体系统，外界载荷的作用更加复杂，加上人—车—环境的相互作用，给汽车系统动力学研究带来了很大困难，由于理论方法和计算手段的限制，在过去不得不把模型进行较多简化，以便使问题能够用古典力学的方法人工求解。这导致汽车许多重要特性无法得到较精确的定量分析。计算机技术的迅速发展，使我们在处理上述问题方面产生了质的飞跃。 80年代初，不仅有许多通用多体软件可以对汽车系统进行分析和计算，而且还有各种针对汽车某一类问题的专用软件。研究的范围从局部结构到整车系统，涉及汽车系统动力学方方面面。国外各主要汽车厂家和研究机构在其CAD系统中均安装了多体系统动力学分析软件并与有限元、模态分析、优化等软件一起构成一个有机整体。国内从1987年开始自行开发了汽车多刚体系统动力学软件，在悬架分析和整车性能分析方面得到了成功的应用。80年代后期人们开始把柔体系统动力学理论和方法用于汽车技术领域，这标志着汽车多体系统动力学向新的层次发展。人们试图用各种有效的方法将柔性体的离散效应并入多体动力学方程中进行分析和求解，这些方法中既有探索直接建立和求解刚柔混合的多体系统动力学方程的方法，也有采用现有的多刚体系统动力学软件来近似对多柔体系统进行分 29 析的方法。 国内自80年代开始，主要运用由美国学者R.E.Roberson和联邦德国学者J.Wittenburg提出的方法(简称R—W方法)进行汽车悬架的空间运动分析。这种方法应用图论中的关联矩阵和通路矩阵来描述系统的结构特征及连接关系;用矢量、张量、矩阵对复杂系统的运动学、动力学关系给出简明的统一的数学表达式，是机械系统动力学分析的一种通用方法。 从整个汽车CAE的角度来说，汽车多体系统分析软件可完成三项任务:(1)对直接设计的系统进行性能预测;(2)对已有的系统进行性能测试评估;(3)对原有的设计进行改进。分析的范围包括:运动分析、静态分析、准静态分析、动态分析、灵敏度分析等。 应用多体系统动力学理论解决实际的汽车动力学问题时，一般要经过以下几个步骤:(1)实际系统的多体模型简化;(2)自动生成动力学方程;(3)准确求解动力学方程。 6.3 ADAMS软件及其在悬架运动学/弹性运动学分析中的应用 ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)全称是机械系统自动动力学分析软件，它是目前世界范围内最广泛使用的多体系统仿真分析软件。通过预测和分析多体系统经受大位移运动时的性能，ADAMS可以帮助改进各种多体系统的设计，从简单连杆机构到广泛使用的车辆系统。 ADAMS软件可以方便地建立参数化实体模型，并应用了多刚体系统动力学原理进行仿真计算。只要用户输入具体多刚系统的模型参数，ADAMS软件就可以根据多刚体系统动力学原理，自动建立动力学方程，并用数值分析的方法求解这个动力学方程，这就给多体系统的计算分析带来了方便。而且ADAMS软件建模仿真的精度和可靠性在现在所有的动力学分析软件中是最好的。国外有人用ADAMS软件对Ford Bronco?进行整车操纵模拟的仿真分析。在车速为20m/s，0.4s内输入阶跃激励下，横摆角速度和侧向加速度曲线的数值仿真结果与试验结果具有很好的一致性。 ADAMS使用交互图形环境和部件库、约束库、力库，用堆积木方式建立三维机械系统参数化模型，并通过对其运动性能的仿真分析和比较来研究“虚拟样机”可供选择的设计方案。ADAMS仿真可用于估计机械系统性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的载荷输入。它提供了多种可选模块，核心软件包包括交互式图形环境ADAMS/View(图形用户界面模块)、ADAMS/Solver(仿真求解器)和ADAMS/Postprocessor(专用后处理);侧外还有ADAMS/FEA(有限元接口)、ADAMS/Animation(高级动画显示)、ADAMS/IGES(与CAD软件交换几何图形数据)、 30 ADAMS/Control(控制系统接口模块)、ADAMS/Flex(柔性体模块)、ADAMS/Hydraulics(液压系统模块)等许多模块，尤其是它的ADAMS/CAR(轿车模块)、ADAMS/Engine(发动机模块)、ADAMS/ Tire(轮胎模块)等使ADAMS软件在汽车行业中的应用更为广泛。 ADAMS/Car是MDI公司与Audi、BMW、Renault和Volvo等公司合作开发的整车设计软件包，集成了它们在汽车设计、开发等方面的经验，利用该模块，工程师可以快速建造高精度的整车虚拟样机(包括车身、悬架、传动系统、发动机、转向机构、制动系统等)并进行仿真，通过高速动画直观地显示在各种试验工况下(例如:天气、道路状况、驾驶员经验)整车动力学响应，并输出标志操纵稳定性、制动性、乘坐舒适性和安全性的特征参数，从而减少对物理样机的依赖，而仿真时间只是物理样机试验的几分之一。 ADAMS/Car采用的用户化界面是根据汽车设计师的习惯而专门设计的，设计师不必经过任何专业培训，就可以应用该软件开展卓有成效的开发工作。ADAMS/ Car中包括整车动力学软件包(Vehicle Dynamics)，悬架设计软件包(Suspension Design)以及概念化悬架设计模块(CSM)，其仿真工况包括:方向盘阶跃、斜坡和脉冲输入、蛇行穿越试验、漂移试验、加速试验、制动试验和稳态转向试验，同时设定试验过程中的节气门开度、变速器档位等。 由于ADAMS/CAR在汽车运动学/动力学仿真方面的优秀性能，本文拟采用ADAMS/CAR作为主要的研究工具。本文用到的主要是悬架设计软件包的功能。在ADAMS/CAR Template Builder中，应用其参数化的建模环境，各种现有汽车(主要针对轿车)的各种元件，和丰富的力、变量、参数等功能，建立悬架模块的模型。在标准模式下，还可以改变尺寸参数、元件的属性和车辆参数，与其他模块装配，并可以安装在虚拟试验台上，就可以方便的进行与物理实验台相同的轮跳试验，静态加载试验，和转向试验，并自动得到大部分常用的参数。此外还可以应用数学功能和request功能得到许多其它需要的参数。用ADAMS/Postprocessor还可以方便的绘制分析结果的曲线、在曲线上测量数值以及得到试验过程的动画重现。 ADAMS/CAR中所有的数据都是通过ADAMS/Solver求解器完成的。ADAMS/Solver根据在CAR中建立的模型和参数，自动生成所有约束方程、动力学方程和各种力学关系方程，并用数值分析的方法进行求解。用户无需编写动力学计算方程及求解过程，只需输入具体动刚体系统的模型参数，这样就能把研究更多的集中在研究对象本身上。 31 6.4 课题研究的主要内容和意义 由前面所述，就国内的研究情况来看，至少有几个关于建立悬架仿真模型问题有待解决。 首先，由于多体动力学方法和基于侧倾中心的方法各自的缺陷，就目前的情况，要想建立同时满足实时性又能够准确方便的反映结构参数的变化是十分困难的。多体动力学方法有运算速度太慢，模型高度复杂以后运算精度不足，以及有些情况可能出现计算发散的问题。在要求实时性的情况下，只能用基于侧倾中心的方法。而对于能够满足实时性的基于侧倾中心的方法，六种作用力的非线性系数的测定与确定非常不方便，耗时费力，还时常不能得到准确的结果;模型对悬架的具体尺寸、弹性件的弹性特性等参数的分析很不方便，对于准确的计算动态下的悬架特性参数也不方便。那么，能不能用非实时的多体动力学方法来帮助实时的侧倾中心方法来确定非线性系数呢, 其次，为了提高汽车高速行驶时的平顺性和操纵稳定性，现代汽车悬架尤其是转向后悬架普遍采用独立悬架，以及为了减少振动降低噪声而在悬架支承中采用橡胶元件，使得车轮定位参数在行驶过程中会产生运动学和弹性运动学变化。传统的基于纯多刚体理论上的模型在要求高精度分析的情况下，已经不能满足要求。而对于弹性元件在建模过程中的处理方法，目前国内也只有初步的研究。 第三，ADAMS/CAR软件，是基于多体动力学方法的通用动力学仿真软件ADAMS中专用于车辆(尤其是轿车)仿真的一种模块，它的功能很强大，对于许多轿车系统研究中常遇到的问题，可以很快很方便的解决。但目前国内对于这种软件的使用和研究，尤其是应用它里面的Template Builder进行建模的方法和所使用的建模元件，还很少见于文献。 鉴于以上的分析，本课题拟通过在计算机上用ADAMS/CAR Template Builder中建立Santana轿车后悬架运动学和弹性运动学的仿真模型，并在ADAMS/CAR中的悬架试验台模块上进行运动学和弹性运动学的仿真计算;通过仿真试验，求解车轮定位参数以及基于侧倾中心的方法中用到的相关的非线性系数的变化规律，让多体动力学建模的方法帮助得到实时建模中用到的参数。 如上所述，建模和仿真计算是利用了目前世界上最广泛使用，性能可靠的动力学分析软件ADAMS。用ADAMS/CAR模块建立三维参数化悬架模型，所以通过改变输入参数的值就可以方便地对悬架进行修改，从而改变车轮定位参数变化的规律。 32 第7章 扭转梁悬架模型的仿真 7.1 悬架的建模原理 CAR模块是ADAMS软件包中的一个专业化模块，主要用于对轿车(包括整车及各个总成)的动态仿真与分析。对于悬架系统来说，ADAMS/CAR在仿真结束后，可自动计算出三十多种悬架特性，根据这些常规的悬架特性，用户由可定义出更多的悬架特性，产品设计人员完全可以通过这些特性曲线来对悬架进行综合性能的评价和分析。 应用ADAMS/CAR对悬架系统进行建模的原理相对比较简单，模型原理与实际的系统相一致。考虑到汽车基本上为一纵向对称系统，软件模块已预先对建模过程进行了处理，产品设计人员只需建立左边或右边的1/2悬架模型，另一半将会根据对称性自动生成，当然设计人员也可建立非对称的分析模型。 在建立分析总成的模型过程中，ADAMS/CAR的建模顺序是自下而上的，所有的分析模型都是建立在子总成基础上，而子总成又是建立在模版的基础上，模版是整个模型中最基本的模块。然而模版又是整个建模过程中最重要的部分，分析总成的绝大部分建模工作都是在模版阶段完成的。在这一阶段，设计人员主要完成以下工作: (1) 根据目标悬架中零部件间的相对运动关系，定义零部件的拓扑结构，对零部件进 行重新组合，将没有相对运动关系的零部件组合为一体(也可在建立约束是将这样的 零部件锁定为一体)，确定重新组合后零件间的连接关系和连接点的位置; (2) 计算或测量重新组合后的零部件质心位置、质量和转动惯量; (3) 确定减振器的阻尼特性和弹簧的刚度特性; (4) 定义主销轴线，输入车轮的前束角和外倾角; (5) 建立该模版与其他模版或试验台架进行数据交换的输入和输出信号器。 在建立模版阶段，正确建立零部件间的连接关系和信号器是至关重要的，这些数据在以后的子系统和总成阶段无法修改，而零部件的位置和特征参数在后续过程中则是可以更改。另外需要注意的是零部件的惯量数据是相对于零部件质心的，即零部件的主惯量。零部件之间的连接可以用铰链连接，也可用橡胶衬套(或弹簧)连接，二者的区别在于铰链连接是刚性的连接，不允许过约束的运动，橡胶衬套和弹簧属于柔性连接，他们在发生运动干涉的部件之间产生阻力，阻止进一步的干涉发生。 模版建立以后，接下来是创建子系统，在子系统的水平上，用户只能对以前创建的零部件进行部分数据的修改。建立仿真模型的最后一步是建立分析总成，在这一阶段，产品 33 设计人员可根据实际需要，将不同的子系统组合成为一完整的分析模型，如悬架总成可以包括悬架子系统、转向子系统和稳定杠子系统。 在分析之前，还需输入轮胎径向刚度及相关的整车数据，比如:簧载质量和簧载质量质心高度等等。 7.2 悬架子系统的建立 本文在建立悬架模型时采用该车车身采用的坐标系，X轴向后，Y轴向右，Z轴向上。 根据以上对子系统及总成的部件、约束关系的分析，还有前面已知、或者是已经计算、或者是引用软件系统自带的特性文件数据，首先在ADAMS/Car的Template Builder中建立了扭转梁悬架子系统。本文是利用了ADAMS/Car里自带的扭转梁独立悬架模板，经过改动组建而成。 此外，由于ADAMS/Car是模块化的，以上建立的扭转梁悬架模板，必须能够保证与悬架测试台以及转向模板正确的连接，以达到让同一模板(如悬架、转向等模板)可以应用于不同的车辆，并且能应用现成的试验台(test rig)目的。因此，还要建立必要的装配部件(mount part)和合适的块间通讯(communicator)。 建立了后悬架模板后，就可以在ADAMS/Car的Standard Interface界面下建立后悬架系统(Subsystem)，最后就可以组装成扭转梁独立悬架总成。 1 Start ADAMS/Car Standard Interface 2 From the File menu, point to New , and then select Subsystem. The New Subsystem dialog box appears. 照如图7-1填写 34 图7-1 参数填写 35 之后获得如图7-2扭转梁悬架子系统 图7-2 扭转梁悬架子系统 7.3悬架总成的建立 1 From the File menu, point to New , and then select Suspension Assembly . The New Suspension Assembly dialog box appears. 2 In the Assembly Name text box, enter my_assembly. 3 Click the folder icon next to Suspension Subsystem. The name of the suspension subsystem you just created appears. 4.OK 36 图7-3 悬架总成 7.4 车轮轮跳的悬架运动学仿真分析 车轮遇到障碍物、路面不平引起的颠簸以及车身的侧倾和纵倾都会引起车轮的上下跳动。左右车轮平行跳动引起的悬架性能参数的变化是分析悬架运动合理性的重要依据。如前所述，在分析车轮跳动引起的悬架运动特性时，车轮的跳动形式可以是两侧车轮同向跳动、两侧车轮反向跳动和单轮跳动。由于两侧车轮反向跳动和侧倾时引起的悬架的运动特性都可以用来描述汽车车身侧倾时悬架的运动情况，本文专门对该种情况进行了分析，而对于本文所论述的独立悬架而言，单侧车轮跳动和两侧车轮平行跳动时的悬架运动特性是类同的，所以本文在此仅就左右车轮垂直跳动时双横臂悬架的运动学特性进行比较仿真分析。为了较为全面地分析悬架在轮跳时的运动特性，本文在仿真分析时，对车轮的输入是由-100mm—100mm 的由下到上线形渐增跳动行程。 37 7.4.1设定参数 1 From the Simulate menu, point to Suspension Analysis, and then select Set Suspension Parameters. 选取新威志轿车为参考，其轮胎型号2185/60 R15 185，0.6，15，25.4 其空载半径为,246mm 2 轴距为2550mm 其它数据按照如图7-4填写 图7-4 参数填写 38 分析 1 From the Simulate menu, point to Suspension Analysis, and then select Parallel Wheel Travel. 2 按照如图7-5填写参数 . 图7-5 设置参数 To animate the results: 1 From the Review menu, select Animation Controls . 2 Select the Play tool 39 To plot the results: 1 Launch ADAMS/PostProcessor 2 From the Plot menu, select Create Plots . 3 Enter the following specifications: ? Plot Configuration File : mdids://acar_shared/plot_configs.tbl/mdi_suspension_short.plt ? Plot Title: Baseline Parallel Travel Analysis - UAN_REAR_SUSP 4 Select OK. 7.4.2图线分析 由ADAMS仿真分析得到下列各参数随车轮运动的变化图线。 7.4.2.1.悬架刚度随车轮运动变化如图7-6 图7-6 悬架刚度随车轮运动的变化 悬架刚度是指在车轮中心施加垂直作用力时车轮中心单位垂直位移的作用力。 在车轮上跳过程中，具有很大的悬架刚度，这提高了悬架系统的刚性，使其不易在受 到外力和力矩作用时产生过多的几何变化。而在下落过程中其值相对较小且平缓。 40 7.4.2.2.前束角随车轮运动的变化如图7-7 图7-7 前束角随车轮运动的变化 前束角是车辆的纵向轴与车轮平面在车辆XOY面上投影线的夹角，用弧度表示。并且当车轮前方向纵向轴转时为正。 图7-8 前束角示意图 对于后轮来说，作为不足转向的附加手段，上跳时多设计成弱正前束变化。但由于过度上跳时的正前束特性会引起车辆偏摆和侧倾频率响应特征的共振，故应加以控制。前束变化的较为理想的设计特性值为:前轮上跳时，为零至负前束(-0.5º/50 mm)，即弱负前束变化，后轮上跳时，正前束(0.3º/50mm)，即弱正前束变化)。最近发展趋势多取为零。 左右轮胎在平衡位置时的前束角都是-0.1º，在车轮从初始位置上跳时，二者区别不大，都是呈较弱的负前束变化，基本上都能做到使汽车具有较好的直行稳定性和转向时的不足转向特性。但是在车轮继续上跳的过程中，二者呈现了一定的正前束变化，由于较大的正前束容易引起车辆偏摆和侧倾频率响应特征的共振，这对汽车的直线行驶稳定性和转向时的操纵性都是不利的，但影响并不大。在车轮下落过程中，呈弱负前束变化，是较好的变 41 动趋势，且对于减小轮胎的磨损是有利的。 7.4.2.3.主销偏移距随车轮运动的变化如图7-9 图7-9 主销偏移距随车轮运动的变化 从汽车的正前方看，主销(或转向轴线)的上端略向内倾斜一个角度，称为主销内倾。严格的定义是在汽车的横向垂直平面内,主销轴线与垂线之间的夹角称为主销内倾角，如图7-10中的β。主销轴线上侧向内倾时为正如图，反之为负。主销偏移距是指从转向节主销轴线的延长线与地平面的交点到车轮中心平面与支承面的交线的距离。当主销轴线的延长线与地平面的交点轮胎接地点的内侧时主销偏移距为正，反之为负。 图7-10 主销内倾角示意图 主销内倾角的存在产生了主销偏移距离，这使得汽车直线行驶稳定性得到了改善，这 42 也是主销内倾角的一个主要作用。 主销偏移距会因为主销内倾角的增大而减小，从而减小转向时驾驶员加在方向盘上的力，使转向操纵轻便，同时也可减少从转向轮传到方向盘上的冲击力。通常轿车的主销偏移距的值在0.4,0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取。 为了得到较好的回正性能和稳定性能，一般主销内倾角的取值较大，范围在为7º,13º，在5º,8º之间居多，但也不能取得过大，主销内倾角度太大时，会造成轮胎磨损增大和转向时反而费力的不良后果。 由图7-9可知，在车轮上跳过程中，主销偏移距增涨较大，而在下落过程，变化较小。如前所述，地面对轮胎的纵向作用力, 特别是制动时的地面制动力和驱动轮的驱动力,会使车轮产生绕主销的转动力矩，从而影响汽车的行驶稳定性、车轮回正性、转向稳定性。主销内倾角和主销偏移距的主要影响是通过二者的共同作用使得稳定性、轻便性和回正性得到较好地协调。 在高速制动时地面制动力较大，又由于车轮上跳造成主销偏移距增大较多，因此使得制动力所引发的绕主销轴回正力矩增大很多，在左右轮制动力分配不均和左右轮路面附着系数不同的情况小，会出现轴摆的现象和转向摆阵等不稳定现象。 7.4.2.4.主销后倾拖距随车轮运动的变化如图7-11 图7-11 主销后倾拖距随车轮运动的变化 主销后倾拖距，是指沿着轮胎平面与道路平面的交线，从主销与道路平面的交点到轮胎接地中心处的距离。当主销与道路平面的交点在轮胎接地印迹的中心的前方时为正。 主销后倾角对操纵稳定性的影响主要是通过后倾拖距ξ实现的。主销前移量a与后倾拖距ξ 见图7-12所示。后倾拖距ξ 的存在使地面侧偏力Fy造成M=ξ ?Fy的回正力矩，这一方面由杆系和转向机传到转向盘，使驾驶员感到轮胎的侧向力Fy，这是转向轮的力反馈， 43 也就是“路感”的来源，另一方面，该回正力矩M使车轮产生一个附加的转向角，这是转向轮的角反馈。后倾拖距在操纵稳定性中所起的作用，就在于增加了力反馈与角反馈。由图7-12 图7-12 主销后倾拖距(侧视与俯视) 可知: ξ = a + α ? r 。大多数汽车前移量a = 0, 因此后倾拖距ξ 完全由主销后倾角决定。但现在也有一些车a ? 0，这时主销后倾角α 不能充分说明反馈的程度。虽然说后倾角越大车速越高，稳定力矩越大，但后倾角不宜过大,否则正后倾角会增加了转向阻力，在转向时会导致转向沉重。 如前所述，主销后倾和后倾拖距的作用是当汽车直线行驶偶然受外力作用而稍有偏转时，主销后倾将产生车轮转向反方向的力矩使车轮自动回正，可保证汽车直线行驶的稳定性。后倾角越大车速越高，稳定力矩越大，但后倾角不宜过大,否则在转向时会导致转向沉重，而且过大会造成外侧转向轮的外倾角向负方向变化，最终导致破坏汽车的行驶稳定性。 在车轮上跳过程中主销后倾拖距逐渐增加且变化量很大，在车轮下跳时主销后倾拖距减少且减少量不大。这表明，车轮上跳过程中使汽车的转向轻便性和高速直线行驶稳定性二者协调地不好，而在车轮下跳时对汽车的行驶稳定性影响是负面的，由于在汽车行驶的大部分情况下车轮是向上跳动的，因此主销后倾拖距随轮跳的变化趋势是一种不太理想的变化。 44 7.4.2.5.车轮外倾角随车轮运动的变化如图7-13 图7-13 车轮外倾角随车轮运动的变化 车轮外倾角是车轮平面与车辆坐标轴的垂直轴Z轴的交角，当车轮的上部向外倾斜时车轮外倾角为正。 图7-14 车轮外倾角示意图 车轮上跳及车轮回落时的外倾变化对车辆直行稳定性、车辆的稳态响应特性等有很大影响。由于轮胎与路面之间有相对的外倾角，路面对车轮作用有外倾推力，该力与侧倾角产生的侧向力汇合而成为车辆转向所需要的横向力。从提高转向性能出发，侧倾时车轮对地面的倾角最好不变。但在车辆直行状态下，由路面不平引起车轮跳动而使外倾变化时，会由外倾推力而引发横向力，因此较大的对地外倾变化会使车辆的直行稳定性不好。 综合考虑转向性能和直行稳定性，车轮上跳及下跳时的外倾变化应有一个适当的范围。而对于外倾变化，不同悬架结构有较大差异。 为了使汽车具有较好的操纵稳定性，一般来说，希望在车轮上跳时外倾角向减小的方 45 向变化( 较为适宜)，而在下落时朝正值方向变化。 0由图7-13可知，在车轮上跳100mm行程中，左右外倾角变化了，曲线下落比较陡，7.5 这对于防止制动时因左右制动力误差造成的直线行驶稳定性变坏和减小外倾角引起的地面对轮胎的侧向力使汽车跑偏的趋势是不利的，对汽车的直线行驶稳定性和转弯时的操纵稳定性是并不非常理想。另外，由于左轮胎外倾角变化较小，因此比较有利于减少左胎的磨损。 46 第8章 结论 本次设计是根据已知数据，设定合理的后悬架偏频，选取适当的弹簧参数，并选择合理的减震器阻尼。熟练掌握三维设计软件CATIA的功能，并能够从中获取相应的设计参数，诸如硬点位置信息。熟练掌握多体动力学分析软件ADAMS，通过以上获取的尺寸参数和特性参数建立该车悬架分析模型。利用建立的悬架分析模型，了解悬架的特性和不同约束下的差异。 首先，利用CATIA建立了扭转梁悬架的三维模型，并查找硬点等相关信息; 其次，本文对悬架系统动力学和悬架系统运动学进行评价的指标和方法进行了综述，指出了分别反映了前束角，车轮外倾角，主销内倾角，主销后倾角等独立悬架运动学和弹性运动学特性的几个悬架参数指标，给出了这几个悬架特性指标的定义，并尽力阐述了这些参数对汽车操纵稳定性等重要性能的影响及其合理的变化趋势或范围。 最后，通过ADAMS/CAR 软件平台对扭转梁式独立悬架模型进行了左右车轮垂直跳动的悬架运动学仿真试验，利用ADAMS/CAR 后处理模块对前面所指出的相关评价指标在悬架仿真运动中所表现出来的特性曲线进行分析。 本次设计基本上完成了相关内容的研究分析，通过这段过程，使我们详细的了解了悬架的结构、功用以及运动特性。 47 参考文献 [1] 王望予，汽车设计第4版，机械工业出版社，2004年 [2] 余志生,汽车理论第5版，机械工业出版社，2009年 [3] 陈家瑞，汽车构造第3版，机械工业出版社，2009年 [4] 濮良贵 ，机械设计，高等教育出版社，2006年 [5] 马希青，机械制图，中国矿业大学出版社，2001年 [6] 郭孔辉，汽车操纵动力学，吉林科技出版社，1998年 [7] 蔡兴旺，汽车构造与原理，机械工业出版社，2009年 [8] 詹熙达，CATIA V5机械设计教程，机械工业出版社，2009年 [9] 范成建，MSC.ADAMS应用与提高，机械工业出版社，2006年 [10] 李增刚，ADAMS入门详解与实例，国防工业出版社，2006年 [11] 王丰元、马明星主编，汽车设计课程设计指导，中国电力出版社，2009年 [12] 杨可桢、程光蕴、李仲生主编，机械设计基础，高等教育出版社，2006年 [13] 丁仁亮，CATIA V5基础教程，机械工业出版社，2006年 [14] 廖念钊，互换性与技术测量，中国计量出版社，2007年 [15] T.Butsuen.The Design of Semi-Active Suspensions Automotive Vehicles.PhD thesis,Massachusetts Institute of Technology,June 1989 [16] Ian Fialho and Gary J.Balas.Road adaptive active suspension design using linear parameter varying gain-scheduling.IEEE transactions on control systems technology,January 2002 [17] I.Kollar.Frequency Domain System Identi_cation Toolbox.1994 [18] Jung-Shan Lin and Ioannis Kannellakopoulos.Road adaptive nonlinear design of active suspension.Proceedings of the American Control Conference,pages 714.718,1997 48 49