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麦弗逊前独立悬架汽车的操纵稳定性研究作者：张俊伟 学号：0802020407摘要 20世纪80年代以来，汽车作为极其重要的交通工具，在交通运输领域和人民日常生活中的地位日益突出。国内、国际汽车市场的竞争变得空前激烈，用户对汽车安全性、行驶平顺性、操纵稳定性的要求越来越高。汽车悬架系统是影响车辆动态特性最为关键的子系统，其中由悬架所决定的汽车车轮定位参数对整车操纵动特性有着直接的影响。悬架的运动学/动力学仿真分析在汽车悬架系统的设计和开发中占有重要的地位。 由于汽车悬架系统是一个复杂的多体系统，其构件之间的运动关系十分复杂，这就给通过传统的计算方法分析悬架的各种特性带来许多的困难。 本论文以机械CAD设计、虚拟样机仿真技术为前题。提出运用虚拟样机仿真软件ADAMS里的CAR模块分析并进行优化汽车悬架的设计方法。 首先，根据悬架各部件之间的相对运动关系和各部件的参数在ADAMSCAR中建立某轿车的麦弗逊前悬架的三维CAD模型，再加上路面激励，分析悬架参数在汽车行驶中的变化规律。然后利用ADAMSJnsight对建立的悬架模型进行结构优化，得到悬架系统结构的优化解。 在上述基础上建立了包括前后悬架、发动机、转向系、前后轮胎等在内的整车虚拟样机仿真模型，并根据我国现行整车操纵稳定性试验标准GB/T6323.1.94GB/T6323.6-94的要求，编写了用于整车操纵稳定性仿真分析的驱动控制文件(DriverControl Files，缩写为DCF)和驱动控制数据文件(DriverControl Da切Rles，缩写为DCD)，进行了转向盘转角阶跃输入试验、转向回正试验、稳态回转试验、蛇行试验和转向轻便性试验等整车操纵稳定性试验仿真分析，并参照GB/T113047-9l汽车操纵稳定性指标限值与评价方法对该轿车的操纵稳定性进行了评价计分。关键词：汽车悬架，建模，ADAMS，操纵稳定性ABSTRACTSince 1980s，the status of automobile has been becoming more and mole outstanding in transportation field and peoples daily livesThe competition of national and intemational automobile markets has become drastic unprecedented，and consumersdemand for safety,handling stability and ride comfort is becoming higher and higherAutomobile suspension system is the most pivotal subsystem that affecting vehicles dynamic performances，and the automobile wheel alignment parameters that decided by suspension has a direct effect to vehicles dynamic handling stabilityTherefore，the kinematic/dynamic simulation analyses of suspension plays a very important role in suspensions design and exploitationAs suspension system is a complex multi-body system，the movement relation between parts is very complicated，which brings much difficulty for analyzing suspensions performances by traditional calculating methodsBased on mechanical CADdesign and virtual pmtotyping simulation technology, this paper suggested adesign method for analyzing and optimizing vehicle suspension by using virtual prototyping softwareADAMS/CARFirst，build the threedimensional CAD model of a cars front Macpherson suspension according to the relative movement relations and parameters of all parts and analyze the suspension parametersvariation rule during driving after adding road actuationThen optimize the suspension structure and get an optimized result for the uspension system by usingADAMS/InsightBased 0n the above，the author built the vehicle virtual prototyping simulating model including the front and rear suspensions，the powertrain，the steering system， the front and leartires，wrote the driver control files(abbreviationdco and driver control data files(abbreviationdcd)for vehicle handling stability simulation analyzing according to the requirements of the current standards GB/T63231-94-GB/T63236-94 of onr nations for vehicle controllability and stability test,carried out simulation and analyses for vehicle handling stability such as steering wheel angle step input test,leturnability test，steady static circular test，pylon course slalom test and steering efforts test，and evaluated the cars handling stability performance by scoring according to GB/T 13047-91Key words：Automobile suspension，modeling，ADAMS，handling stability0.引言汽车操纵稳定性是指在驾驶者不感到过分紧张、疲劳的条件下，汽车能遵循驾驶者通过汽车转向系给定的方向行驶，且当遭遇外界干扰时，汽车能抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。汽车操纵稳定性不仅影响到汽车驾驶的操纵方便程度，而且也是决定汽车高速行驶安全的一个主要指标。随着高速公路的不断发展，汽车以lOOkm/h甚至更高车速行驶的情况越来越常见。因此，汽车操纵稳定性日益受到重视，是现代汽车的重要使用性能之一。1.研究对象1.1汽车悬架的介绍悬架是车身与车轮之间的一切传力连接装置的总称。汽车悬架的作用除了缓冲和吸收来自车轮的振动之外，还要在汽车行驶过程中传递车轮与路面之间的驱动力和制动力，在汽车转向时，悬架还要承受来自车身的侧向力，并在汽车起步和制动时能够抑制车身的俯仰振动。提高汽车的行驶稳定性相安全性。根据现代汽车对悬架提出的各种性能要求，悬架的结构形式和振动控制方法随时在更新和完善。悬架的结构形式很多，分类方法也不尽相同。按导向机构的形式，可分为独立悬架和非独立悬架两大类。如果按控制力进行分类，则可分为被动悬架、半主动悬架和主动悬架三种基本类型。三种悬架的简化模型如图1.1所示，其中1一传感器、2一可调减振器、3一执行器。1.1.1被动悬架被动悬架概念是在1934年壶Olley提出的。它通常是指：结构上必包括弹和阻尼器(减振器)的系统。简化模型如图1.1(a)所示，其中，弹簧主要用来支承簧上质量的静载药，而减振器主要用詈控制响应特性。传统的被动悬架虽然结构简单、造价低廉且不消耗外部能源，但因为其参数固定，所以具有较大的局限性。主要表现在：悬架参数固定，不能随路矿改变，只能针对某种特定工况，进行参数优设计；而且悬架元件仅对局部的相对运动做出响应，故限制了悬架参数的取值范围。1.1.2主动悬架主动控制悬架的最初装置是由AP公司基于气液悬架发展的一静机械系统。主动控制悬架简化模型如图1.1(b)所示，主动悬架通常包括三部分：传感器、控制器以及执行机构，并由它们与汽车系统组成闭环控制系统。其中控制器是整个系统的信怠处理和管理中心，它接受来函各个传感器的信号，依据特定的数据处理方法和控制规律，决定并控制执行机构的动作，从而达到改变车身的运动状态、满足隔振减振要求的目的。主动悬架一般采用闭环控制。所谓闭环控制就是说输出量反过来又对系统的控制作用有直接影响的控制，也就是说对弹簧刚度和减振阻尼的控制结果，还必须有反馈系统把信息传递给电脑，再由电脑进行分析和修正，以达到最佳的控制效果。由于主动悬架的诸多优点，所以它在现代汽车上得到广泛的应用。1.1.3半主动悬架半主动悬架的研究工作始予1973年由D。ACrosby和DC。Kamopp首先提出。半主动悬架的简化模型如图1.1(c)所示，由可变特性的弹簧和减振器组成。其基本工作原理是根据簧上质量相对车轮的速度响应和加速度响应等反馈信号，按照一定的控制规律调节可调弹簧的刚度或可调减振器的阻尼力。半主动悬架在产生力的方面近似于被动悬架，但是半主动悬架的阻尼系数或刚度系数是可交的。通常以改变减振器的阻尼力为主，将阻尼分为两和三级，由人工选择或根据传感器信号自动确定阻尼级。1984年日产公司研制出一种声纳式半主动悬架，它能通过声纳装置预测前方路面信息，及时调整悬架减振器的三种状态。另外，DACrosby等人又提出了阻尼连续可调的半主动悬架系统。2.研究方法2.1麦弗逊式独立前悬架的结构分析以某轿车的麦弗逊式前独立悬架为例进行虚拟样机建模和仿真分析，经简化所得到的运动学模型如图2-1所示。该麦弗逊式前独立悬架主要由三角臀总成、转向节总成、螺旋弹簧、减振器等组成。各刚体之间的连接关系如下：三角臂的一端通过转动铰与车架相连(其中一个转动铰为虚约束，车架相对于地面不动)，另一端通过球铰与转向节总成下端相连：车轮与轮轴之间用固定铰相连：轮轴与转向节总成之闻用转动铰相连；减振器内外籁之闻通过圆柱铰相连；减振器外筒与转向节总成之间通过固定铰相连；减振器内筒与车架之阃通过万向节铰链相连；螺旋弹簧套在筒式减振器的外筒上，其上端与车身相连，下端固定在减振器外筒上；转向横拉杆一端通过球铰与转向节总成相连，另一端通过万向节铰链与转向器齿条相连；运动分析时，不考虑转向系的影响，转向器齿条与齿条罩之间没有相对运动，相当于齿条通过固定铰与车架相连。当车轮上下跳动时，转向节总成沿摆动的主销轴线AD转动。因此，该悬架在变形时，主销的定位角和轮距都有些变化。然而，如果适当地调整导向机构的布置，可以使车轮定位参数的变化极小。图2-1麦弗逊前悬架结构示意图式中，A为三角臂与转向节连接的球铰中心点；D为减振器与车架的铰接点；B、C分别是轮轴内外端点。与双横臂式悬架相比，麦弗逊式悬架的优点是：结构紧凑，车轮跳动时前轮定位参数变化小，有良好的操纵稳定性，加上由于取消了上横臂。给发动机及转向系统的布置带来方便；与烛式悬架相比，它的滑柱受到的侧向力又有了较大的改善。麦弗逊式悬架多用在前置前驱(FF)轿车(如保时捷911、国产奥迪、桑塔纳、夏利、富康等)和微型汽车上(如吉林1010、长安SC6331)。虽然麦弗逊式悬架并不是技术含量最高的悬架，但它仍是一种经久耐用的独立悬架，具有很强的道路适应能力。2.2麦弗逊式前独立悬架的虚拟样机建模 建模所需的有关空间点坐标数据由生产厂家提供，具体数据如表21所示。满载时静态前轮定位参数为：前轮前束1-3mm(0052-01570)；主销后倾角250320；主销内倾角10115：车轮外倾角01。对该前悬架实体模型进行分析后，对其进行合理的结构简化，根据各部件硬点坐标、质量参数、转动惯景参数以及螺旋弹簧刚度和减振器阻尼特性参数在ADAMSCAR中依次建立各部件，并在各部件之阎添加约束副和力元，得到该麦弗逊式前独立悬架虚拟样机的模板模型，再在标准模式下由模板模型建立其子系统，最后将悬架子系统和测试台(Test-rig)组装在一起得到悬架总成系统虚拟样机模型如图23所示。简化后的前悬架总成系统各约束副类型和数目如表2-2所示。前悬架总成共有13个刚体，17个约束副，其总的自由度数为：DOF=13x6442445433x6=4这4个自由度分别是左右车轮的上下跳动和绕主销的转动。23悬架总成系统仿真分析ADAMSCAR提供了强大的悬架系统分析功能，可进行双轮同向激振(ParallelwheelTravel)、双轮反向激振(OppositeWheelTravel)、单轮激振(SingleWheelTravel)、转向试验(Steering)、静载试验(Static Load)等试验仿真分析。ADAMSCAR的后处理文件中所包括的曲线几乎涵盏了所有常用的悬架特性。 (1)双轮同向跳动仿真分析按满载时悬架所承受的簧载质量要求，将测试台架上下激振位移设置为50mm，使左右车轮同步上下跳动来进行-5050mm的常见工况仿真分析。分析车轮在上下跳动过程中车轮定位参数及其它悬架特性随车轮跳动行程的变化规律，从而预估评价悬架系统的性能，并提出改进策略。前束角当车辆在行驶过程中，过大的前束角变化，将会影响车辆的直线行驶稳定性，同时增大轮胎与地面间的滚动阻力，加剧轮胎的磨损。所以前束角的设计原则是车轮跳动时，其变化范围越小越好。该悬架系统虚拟样机模型处于静平衡位置时，前束角为0。图24是前轮前束角随车轮跳动杼程的变化曲线。由图可以看出，车轮在上下跳动50mm的过程中，前束角的变化范围为-0.30.62，相对于静平衡时的变化量为为-0.3O.62。车轮在上跳过程中，前束角的变化范围比理想值(理想值为0.50以内)略大。主销后倾角主销后倾角能形成回正的稳定力矩，同时还有抑止制动时点头的作用。但主销后倾角也不宜过大，否则会造成转向沉重。图2-5为车轮跳动时主销后倾角的变化曲线。可以看出，主销后倾角的变化范围为281331，相对于静平衡位景时(静平衡时为301)的变化量为-02O3，变动量为05，符合变化量小的设计要求。主销内倾角主销内倾能使主销偏距减小，从而可减少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。在车轮跳动时，若主销内倾角变化过大，将会使转向沉重，加速轮胎磨损。实际设计时，大致范围为：713。图26为主销内倾角随车轮跳动的变化魄线。由图可以看出，主销内倾角的变化范围为911089，相对于静平衡位置时(静平衡时为1026)的变化量为-116063。车轮上跳50胁时内倾角变化量为063，满足设计要求。虽然下跳50mm时变化量为116，但下跳出现的概率较小，对性能影响不大。前轮外倾角除主销后倾角和内倾角两个角度保证车辆直线行驶的稳定性外，前轮外倾角也具有定位作用。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时，车桥将因承载变形。而可能出现车轮内倾。这将加速汽车轮胎的偏磨。另外，路面对车轮的垂直反作用力沿轮毂的轴向分力将使轮毂压向轮毂外端的小轴承，加重了外端小轴承及轮毅紧固螺母的负荷，降低它们的使用寿命。因此，为了使轮胎磨损均匀和减轻轮毂外轴承的负荷，安装车轮时预先使车轮有一定的外倾角，以防止车轮内倾。同时车轮有了外倾角角也可以与拱形路面相适应。但是外倾角也不宣过大，否则也会使轮胎产生偏磨损。为防止车轮出现过大的不足转向或过渡转向趋势。一般希望车轮在上下跳动50mm的范围内，外倾角的变化在1以内。图27为外倾角随车轮跳动的变化规律曲线。由图可以看出，外倾角的变化范围为033125，相对于平衡位置时(平衡位霞时为0.5)的变动量为-0.17075，总的变动量为092，很好的满足了设计要求。 轮距变化量 车轮跳动时，车轮绕瞬时中心摆动，从而导致轮距发生变化。轮距的变化一方面影响汽车的直行稳定性以及汽车的操纵稳定性；另一方面，由于轮胎的横向滑移，导致轮胎的磨损，降低了轮胎的特性及使用寿命。所以设计时应尽可能地减小由于车轮跳动引起的轮距变化，一般轿车的轮距变化应在-5mm/50mm5 mm/50mm之间。图28为轮距变动量的变化曲线。由图可知轮距的变动量为-1328mm/50mm-48mm/50mm。上跳时轮距变化量小于5mm，符合设计要求。下 跳时变化量较大但出现概率小，对悬架性能影响不大。 悬架刚度由图29可以看出，车轮上跳50mm时，前悬架剐度在满载负荷时变化不大，变化范围为526N/mm-547N/mm，有良好的行驶平顺性。下跳50mm时，由于下跳限位缓冲块的作用，悬架刚度迅速增大。侧倾角刚度侧倾角刚度的大小对车辆侧倾时侧倾角的大小、侧倾时车轮的载荷再分配以车辆的稳态响应特性有一定的影响。实际轿车的前侧倾角刚为3001200Nm/()。图210为前悬架侧倾角刚度随车轮跳动行程的变化曲线。可以看出，在上跳过程中即压缩行程时，侧倾角刚度变化不太，变化范围为9.06E+005Nmm/973E+005Nm()，满足前悬架侧倾角刚度为3001200Nm/()的设计要求。下跳过程中，同样由于下跳限位缓冲块的作用，侧倾角刚度迅速增大至9603E+006Nrm()。车轮跳动产生的转向角在车轮跳动过程中，方向盘固定不动，由于转向拉杆的作用，左右车轮会绕主销转动，从而使左右车轮产生转向角。一般要求将该转角控制在一定的范围内，否则汽车的操纵稳定性会变坏，而且轮胎的磨损也会加剧。由图2一10可以看出，车轮上下跳动50mm产生的转向角不大，左轮的变化范围为-0.30.62；右轮的变化范围为03-062，变化趋势正好相反。这表明该车在行驶过程中不会出现跑偏现象。 (2)双轮反向跳动仿真分析将测试台架上下激振位移设置为50mm使左右车轮反向跳动。以下图中实线为双轮同向跳动时曲线。虚线为双轮反向跳动时曲线。前束角由图212知，双轮反向跳动时前束角的变化趋势与同向跳动时一样，但变化幅度稍大，其变化范围为-0.380.70。主销后倾角由图213可知，双轮反向跳动与同向跳动时，主销后倾角的变化规律完全一样。 主销内倾角 如图214所示，双轮反向跳动与同向跳动时，主销内倾角的变化规律也完全一样。 车轮外倾角 由图2一15可以看出，双轮反向跳动时车轮外倾角的变化与双轮同向跳动时相差甚小。经放大后比较，车轮下跳至50mm，同向跳动时最大值为1248，反向跳动时最大值为1254；车轮上跳至50ram，同向跳动时的外倾危为0359，反向跳动时为0352。 轮距变动量 由图216可以看出，双轮反向跳动时的轮距变化规律与同向跳动时有较大差别。以左轮的运动为参照，当车轮上下跳动-5050mm时，反向跳动时轮距的变动量变化曲线是左右对称的，其变动范围为-904mm/50mm-904mm/50mm：而同向跳动时轮距相对于经平衡位置时的变动量为-1328mm/50mm一48mm/50mm。悬架刚度如图2一17所示，悬架刚度在两种不同的车轮跳动试验中，变化趋势亦完全相同。侧倾角刚度如图2一18所示，侧倾角刚度在两种不同的车轮跳动验中的变化规律和趋势有较大差别。车轮上跳50mm过程中，同向跳动时的悬架侧倾角剐度变化不大，而反向跳动时的悬架侧倾角刚度变化相对比较明显，呈逐渐增大趋势，且在开始跳动的10mm过程中增长速度相对较快，后40mm过程中的增长速度相对缓慢，至最大时达到1.7556E+006Nmm/()。车轮下跳50mm过程中，同向跳动时的悬架侧倾角刚度迅速增大，随着车轮下跳至50mm，侧倾角剐度达到最大值9603E+006Nmm/()，反向跳动时的悬架侧倾角刚度亦逐渐增大，但增长速度相对缓慢，且与车轮上跳时的变化规律相同。转向角图219是以左轮运动为参照，车轮反向、同向跳动时产生的转向角对比图，其中实线是同向跳动时左轮转向角曲线，点线是同向跳动时右轮转向角曲线，虚线是反向跳动时左轮转向角曲线，点画线是反向跳动时有右轮转向角曲线。由图可知，双轮反向跳动时，左轮的转向角变化趋势与双轮同向跳动时相同，但反向跳动时转向角随车轮运动行程的增长速度比同向跳动时要快，同向跳动时转向角的变化范围为-03062，而反向跳动时的变化范围为-041O73；此时右轮的转向角变化趋势与双轮同向跳动时相反，变化范围为-073041，这意味着在这种情况下，车辆的直线行驶稳定性较差。2.4结果分析从上述仿真分析结果可以看出，车轮在两种不同跳动情况下，除了前轮前束角的变动量稍有偏大外，该麦弗逊悬架的其它三个车轮定位参数性能指标都满足设计要求，而且悬架其它的运动学性能如轮距、悬架刚度、侧倾角刚度、转向角等参数也都较理想。3.结论1通过将三角臂与转向节总成的球铰中心上移5mm，使麦弗逊式前独立悬架汽车的前轮前束角的变化范围更加合理，同时还保证了其它定位参数变动较小，达到了优化设计的目的。2根据GBT1304791汽车操纵稳定性指标限值与评价方法对所建轿车虚拟样机操纵稳定性仿真试验的评价计分，结果表明该车具有较好的操纵稳定性。参考文献1陈立平，张云清，任卫群覃刚机械系统动力学分析及ADAMS应用教程北京：清华大学出版社，20052王国强等虚拟样机技术及其在ADAMS上的实践西安；西北工业大学出版社，20023郑建荣ADAMS-虚拟样机技术入门与提高北京：机械上业出版社，20024李军等ADdS实例教程北京：北京理工大学出版社，20025陈家瑞汽车构造北京：机械工业出版社，20006余志生汽车理论北京：机械工业出版社，20007 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