ADAMS软件在汽车前悬架-转向系统

美国MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司2001年中国用户年会论文集www.SimWADAMS软件在汽车前悬架转向系统运动学及动力学分析中的应用尤瑞金北京吉普汽车有限公司 摘 要:本文介绍利用国际上著名的ADAMS软件对工程上多刚体系统进行运动学和动力学分析的方法,并用这一方法模拟了某货车悬架-转向系统的运动学及动力学特性,研究开发了前、后处理专用程序，使该软件适用于车辆系统，并得出了许多具有工程意义的结果。主题词：汽车总布置 计算机辅助设计县架转向系一、前 言 汽车悬架和转向的动学及动力学分析是汽车总布置设计、运动校核的重要内容之一，也是研究平顺性、操纵稳定性等汽车性能的基础。由于汽车前悬架一转向系统是比较复杂的空间机构，特别是前独立悬架，一般多设计成主销内倾和后倾，并且控制臂轴也大多倾斜布置。这些就给运动学、动力学分析带来较大困难。过去多用简化条件下的图解法一般的分析计算法进行分析计算。所得的结果误差较大，并且费时费力。近年来，随着计算机技术和计算方法的不断提高，国外研制了IMP、ADAMS及DAMN等很多专用程序，用于车辆运动学及动力学分析。 本文是在消化吸收引进的ADAMS软件过程中，结合汽车设计，解决运动学及动力学问题，从而提高设计质量。二、ADAMS软件概述 ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems，即机械系统动力学自动化分析软件包）是由美国机械动力公司开发的。由于该软件采用的比较先进的计算方法，大大地缩短了计算时间，其精确度也相当高，因上，被广泛应用于机械设计的各个领域。 1.ADAMS软件功能如下： 一般ADAMS分析功能如下: （1）可有效地分析三维机构的运动与力。例如可以利用ADAMS来模拟作用在轮胎上的垂直、转向、陀螺效应、牵引与制动、力与力矩；还可应用ADAMS进行整个车辆或悬架系统道路操纵性的研究。 （2）利用ADAMS可模拟大位移的系统。ADAMS很容易处理这种模型的非线性方程，而且可进行线性近似。 （3）可分析运动学静定（对于非完整的束或速度约束一般情况的零自由度）系统。 （4）对于一个或多外自由度机构 ，ADAMS可完成某一时间上的静力学分析或某一时间间隔内的静力学分析。 （5）有线性系统模态分析、力输入运动以及模拟控制系统的能力。2.ADAMS分析原理 ADAMS采用了两种直角坐标系：总体坐标系和局部坐标系，它们之间通过关联矩阵相互转换。 总体坐标系是固定坐标系，它不随任何机构的运动而运动。它是用来确定构件的位移、速度、加速度等的参考系。 局部坐标系因定在构件上，随构件一起运动。构件在空间内运动时，共运动的线物理量（如线位移、线速度、线加速度等）和角物理量（如角速度、角位移、角加速度）都可由局部坐标系相对于总体坐标系移动、转动时的相应物理量确定。而约束方程表达式均由相连接的两构件的局部坐标系的坐标描述。 机构的自由度（DOF=6（构件总数1）约束总数）是机构所具有的可能的独立运动状态的数目。在ADAMS软件中，机构的自由度决定了该机构的分析类型：运动学分析或动力学分析。 当DOF=0时，地机构进行运动学分析，即仅考虑系统的运动规律，而不考虑产生运动的外力。在运动学分析中，当某些构件的运动状态确定后，其余构件的位移、速度和加速度随时间变化的规律，不是根据牛顿定律来确定的，而是完全由机构内构件间的约束关系来确定，是通过位移的非线性代数方程与速度、加速度的线性代数方程迭代运算解出。 当DOF0时，对机构进行动力学分析，即分析其运动是由于保守力和非保守力的作用而引起的，并要求构件运动不仅满足约束要求，而且要满足给定的运动规律。它又包括静力学分析、准静力学分析和瞬态动力学分析。动力学的运动方程就是机构中运动的拉格朗日乘子微分方程和约束方程组成的方程组。 当DOF0时，属于超静定问题，ADAMS无法解决。3.ADAMS工程流程 ADAMS的整个计算过程（指从数据的输入到结果的输出，不包括前、后处理功能模块。）可以分成以下几个部分： （1）数据的输入；（2）数据的检查；（3）机构的装配及过约束的消除;（4）运运方程的自动形成；（5）积分迭代运算过程；（6）运算过程中的错误检查和信息输出；（7）结果的输出。 ADAMS工作流程如图1。三、汽车前悬架-转向机构的运动学及动力学分析 机构也称机械系统，它是由相互可以相对运动的刚体通过副或约束联接形成的多刚体系统。汽车就 是一种典型的机械系统。在汽车机械系统运动学、动力学分析中，前悬架-转向机构占有重要地位。我们利用计算机，应用ADAMS软件，模拟计算了前悬架一转向系统。 1.前悬架一转向机构分析的工作环境 （1）硬件境环 ADAMS软件可以在诸如VAX、IBM、DZC等32位高级计算机上运行。 本文研究中使用的是Micro-VAX，它可以带多个图形终端和字符终端，并与绘图机连接绘制图形。 （2）软件使用环境 ADAMS本身具有较完善的前处理和后处理模块。它也有广泛的CAD/CAM系统接口，如ARIES、CADAM、Schluberger等CAD/CAM系统。因此，ADAMS软件即可在字符终端上独立运行，又可在图形终端上利用软件的功能作为辅助手段运行，并且结果可在绘图机上直接绘出。对于汽车前悬架转向机构，由于输出变量为标准变量（位移、速度、加速度、力等），此时仅用ADAMS的核心计算模块，前、后处理均采用Schlumberger 提供的图形软件BRAVO3中MECHANISM的图形处理功能运行计算较为便利。此外，我们还使用了CDL、AGL、IAGL(CPROC)语言开发了一些前、后处理专用软件，构成了完整的前悬架-转向机构的分析软件，程序框图见图2。 BRAVO3 一个功能非常强的工程设计三维空间图形软件，许多功能软件如GRAFEM（有限元）、SOLID（实体）、SURFACE（曲面）、NC（数控）、MECHANISM（机构）等均可在此软件下运行。 2.分析模型的建立本交所分析的机构是双横臂式独立悬架和断开式转向系统，其系统模型简图如图3所示。 （1）模型的组成及定义 1、构件（part):它是机构内可以相互运动的刚体或刚体固定件。当定义构件时，需要给出构件局部坐标系的原点及方向，构件质心的位置，质量某参考坐标系的转动惯量、惯积等。在机构中，还要定义一个固定件(ground)作为参考系。当定义机构其它要素（如约束点、力、标识点）时，必须给定该要素所对应的构件。由图3可知，该系统由32个构件组成，有一个自由度，我们取车架为固定体。2、标识点（marker)：它是构件内具有方向失量点。用标识点可以表明两构件约束的连接点是相对运动方向、作用力的作用及方向等。在定义示识点时，除了定义它的在的构件外，还要定义该标识点的方向。 3、约束(constraint):它是机构内两构件间的联接关系。1.车轮 2.弹簧、减振器 3.转向节 4.上摆臂 5.方向盘 6.转向机 7.转向摇臂 8.转向纵拉杆 9.转向摆臂 10.中间拉杆 11.车架 12.横拉杆 13.下摆臂图3 前悬架-转向机构模型简图从图3可知，上、下摆臂与车架、转向摆臂与车架、转向捣臂与转向机、方向盘与转向机为转动副联接；上下摆臂转向节、转向横拉杆与对应的车向节臂、左转向摆臂与中间拉杆与纵拉杆、转向纵拉杆与转向掏臂为球铰连接；右转向摆臂与中间拉杆，以及左右转向横拉杆与中间拉杆均采用万向节连接；转向机与车架用INPLANE(JPRIM)连接； 地面与车架为移动副连接，这样地面相对于车架可上下移动、模拟车轮上下的跳动；方向盘与转向机采用了连动耦合器（COUPLERS)描述转向系的角传动比。 4、运动激励（generator,，或驱动）：它是机构内一个构件相对于另一构件按约束允许的运动方式，以给定的规律进行的运动。该运动不受机构运动的影响。地面加垂直运动激励；方向盘加旋转运动激励。 5、力：它包括机构内部产生的作用力和外界对机构所加的作用力。下摆臂与车架之间有弹簧力(spring)、阴尼力(damper)。当计算某一平稀状态时，又有集中力或力矩(S-force)。 (2)假定条件当建立上述模型时，为研究方便起见，有 下几个假设： 1、各运动副内的摩擦力忽略不计。 2、各运动副均为刚性连接，内部间隙不计。 3、上下摆臂轴的橡胶衬套是刚性的。 4、把横拉杆与中间拉杆的球连接用万向节表示，这就取消了拉杆绕它的纵向轴的旋转运动。 5、轮胎为刚性的。 6、悬架摆臂上下缓冲块可简化为线性弹簧和阴尼。 7、仅研究悬架特性时，车身相对地面假设不动。 8、为模拟地面不平引起的激励，假想一构件，它与轮胎直接接触，与地面之间通过移动副相连，可垂直地上下运动。3.计算结果分析 根据上述模型，我们编制了变参数模型程序。利用所编的软件，我们可以改变各构件的几何参数，如改变方向盘转角，改变左右车轮上下跳动量，改变上下摆臂安装参数，改变整个拉杆系统安装参数，从而考察整个悬架转向系统运动和受力情况。此外，我们还可以清楚地了解该系统在运动过程中是否发生干涉；车轮跳动时定位参数的变化；汽车转向时，内、外侧轮胎转角变化情况；轮胎跳动和转向时生成的包络面及运动过程中各构件的受力情况等一系列系统特征信息。以下我们以某轻型小货车的前悬架-转向系统为例进行分析计算。 图4为方向盘转角为零时，前悬架状态图。从图4可知，当缓冲块压缩一半时，若以空载为基准位置，车轮上跳位移为114.8mm；车轮下跳位移为37.7mm；若以满载为基准。车轮上跳位移为69.2mm，车轮下跳位移为83.3mm;而车轮跳动的全行程为152.5mm.当跳动刚好碰缓冲块时,若以空载为基准位置,车轮上跳位移为71.9mm，车轮下跳位移为13.9mm；若以满载为基准位置，车轮上跳位移为26.3mm，车轮下跳位移为59.5mm；而此时车轮跳动的全行程为85.8mm。空载到满载时车轮上跳45.6mm。空载时上下跳限位块与车架限位板间的距离分别为57.6mm和10.8mm。满载时上下跳限位块与车架限位板间的距离分别为 20.7mm和43.7mm。 图5为前轮定位角运动特性曲线。 我们知道在导向机构与前轮定位角的关系中，首先，应考虑前轮外倾角和主销后倾角的变化特性，固为前轮外段角变化规律确定后，也就确定了主销内倾角和前轮前束的变化规律。 从有关资料得知，较好的结构中，车轮外倾角随弹簧压缩行程的增大而减小，其弯化范转为30，在常用车轮跳动范围内（40mm）,外倾角变化量小于10。从图 5 可见,该系统的外倾角变化范围符合上述范围，这样就能使汽车保持一定的不足转向特性，并保证最小的轮距变化，即提高了轮胎的使用寿命，又无轮胎左右移动造成的车身举升和路面骚扰感，提高了舒适性的行驶稳定性。 希望在前悬架每跳动10mm，主销后倾角变化为0.2-0.670，因为，主销后倾角变得太大时，会使支承处反力距过大，同时使系统对侧向力十分敏感，极易造成车轮闪动或方向盘上力的变化。从图5可知，该系统前悬架每跳动10mm，主销后倾角变化0.40.490,满足希望的范围。 图6和图7分别表示设计位置时转向梯形运动图和内外轮转角和的关系曲线。对现有结构的分析表明，内轮的转角有减小的趋势（相对于外轮转角而言），换句话说，即汽车曲线行驶时，其内外车轮角接近相等。这时可以保证作用在内外车轮上的侧向力与垂直载荷大致成比例，这样汽车便具有较大的抗侧滑稳定性。此外，这时的滚动阻力、轮胎磨损和轮胎噪声都将减少。 图8 车轮黄向滑移运动特性曲线 图9 国身倾中心高度运动特性曲线 图8和图9示出了在车轮跳动时侧倾中心和轮距的变化曲线。前悬架的侧倾中心位置影响侧向载荷在内外轮间的再分配，即侧倾中心过高会使轮距变化增大，轮胎磨损加剧，以及车轮上下跳动时对悬架质量冲击加大。为了获得良好的汽车行驶稳定性，侧倾中心高度希望尽量不随载荷的大小而变化。有人推荐，设计位置时，前悬架的侧倾中心高于路面090mm，9可知，设计位置时前悬架的侧倾中心离地高度h0=69.2,满足0-90mm范围,全行程轮距变化(单轮)也小于8-10mm。 图10为汽车前悬架弹性曲线。据此图可确定该系统前悬架刚度，进而确定共侧倾角刚度。悬架刚度dZ/df，式中：dZ车轮上的微量垂直反力；df车轮在dZ作用下的微量垂直位移。根据图11可以确定车身的车轮罩板的外形和尺寸 图12为导向机构的受力分析示意图（以前左轮为例），双横臂独立悬架的导向机构中各杆件受力情况按以下三种极限工况下车轮上的动载荷值核算：第一工况：当路面作用到车轮上的垂直力达到最大时汽车驶上路面凸起障碍或落入洼坑，车轮与路面冲击时发生的载荷。最大垂直载荷Ymax=12623.625N式中: G1-前轮静轴荷, k-动载系数.该车的最大垂直载荷Ymax-1263.625N,其它各点力值见表1和图12。 第二工况：当车轮上纵向力达到最大时汽车加速或紧急制动时产生的最大惯性力引起纵向动载荷。 前轮垂直反力 Y1=m1G1g 式中： 作用在前轴上的重量分配系数， 车轮与道路附着系数，a汽车静重，轴距，hg -重心高度。 最大纵和载荷 1max-Y1 该车的量大纵向载荷1max=6122.761N,其它各点受力值见表1和图12。 第三工况：当车轮侧向力达到最大时汽车转弯发生侧滑是产生最大侧向力（假定 汽车向右侧滑）。 侧滑时重直反作用力 1右1g 式中： 侧向滑移附着系数，1轮距。 最大侧向力1max=9603.341N，其它各点的受力见表1和图12 除了上述的分析计算以外，为了改善该车性能，避免在不良条件下工作，以及找出影响定位参数的因素，我们对该车进行了优化设计和正交模拟实验研究，得出了具有工程价值的结论，在此就不介绍了。四、结 束 语 本文以ADAMS的应用为目的，从空间机构建模到应用分析，形成了系统的概念和方法。特别是以某车型为实例，全面、系统地分析计算了悬架转向系统的特性，并在此基础上进行了结构参数优化，得出了许多具有实际工程意义的数据和结论，从而大大提高了产品设计的质量、精度，并缩短了设计周期。-11-