专业课程设计说明书双横臂悬架优化.docx

成绩：_专业课程设计说明书设计题目： 双横臂悬架优化 专业班级： 机制1222 学生姓名： 覃学居 学 号： 120202227 指导教师： 孟 彩 茹 河 北 工 程 大 学 科 信 学 院2016 年 1月 6 日 摘 要本文以某车的前双横臂独立悬架为研究对象，采用访车的实际结构参数，运用 ADAMS/Car 软件建立了该车的前悬架子系统、转向系子系统组成的悬架系统模型。应用该模型对该车前独立悬架模型进行了运动学、动力学仿真分析，得出了其车轮外倾角、前轮前束角、主销后倾角等前轮定位参数、悬架刚度、侧倾刚度、侧倾中心等参数在前轮左右轮心上下跳动时的变化规律。并且利用前人的经验对这些特性曲线进行分析，发现原悬架存在不合理的地方，并针对存在的问题提出相应的解决方案。 然后，通过多步骤调整前独立悬架的有关参数，重新仿真分析、对比了这些参数对平顺性、整车操纵稳定性的影响，从不同的方案中选择较优的方案，从而得出较优的设计参数。 最后，应用解析几何的方法，对愿悬架左右轮上下跳动时的前轮定们的参数的变化情况，对比仿真结果与解析计算结果，基本吻合，由此证明了原悬架建模的正确性。关键字：双横臂独立悬架、ADAMS/Car、建模仿真分析、优化设计。【Abstract】In this paper, a Car before double wishbone typed independent suspension frame as the research object, USES the Car to visit the actual structure of the parameters, the vehicles front suspension was established by applying the software of ADAMS/Car subsystem, steering are system consisting of a suspension system model. Application of the model of the vehicle front independent suspension kinematics and dynamics simulation analysis, it is concluded that the wheel camber Angle, the front wheel toe Angle, caster Angle, wheel alignment parameters, such as suspension stiffness, roll, roll stiffness center around the front wheel parameters such as the heart beats. Predecessors and use the experience of these characteristic curve analysis, found the original suspension is not reasonable place, and put forward the corresponding solutions to existing problems. Then, by multi-step independent suspension before the adjustment of the parameters, the simulation analysis, comparison of these parameters on the ride comfort, the influence of the vehicle steering stability, the better project from different scheme selection, thereby the optimal design parameters are obtained. Finally, the application of analytic geometry method, to let suspension wheel jumping up and down around the front wheel on the changes of the parameters, the simulation results, and the numerical result was consistent, thus prove the validity of the original suspension modeling. Key words: double wishbone independent suspension, ADAMS/Car, modeling and simulation analysis and optimization design. 目录第一章 悬架仿真分析的理论基础31.1 悬架分析综述31.2 悬架主要分析参数数学模型4第二章 前悬架模型的建立 72.1 建模所需要的数据7 2.1.1 已知的参数7 2.1.2 需要计算的参数9 2.1.3 引用 ADAMS/Car 自带的标准文件102.2 前双横臂独立悬架模型的建立12 2.2.1 悬架的建模原理132.2.2 悬架子系统与转向子系统的建立14 2.2.3 悬架总成的建立142.2.4 模型的自由度判定15第三章 悬架的仿真分析、优化设计与验证 153.1 原悬架的运动学仿真分析15 3.1.1 前轮主销后倾角与后倾拖距15 3.1.2 悬架垂直刚度与侧倾刚度16 3.1.3 制动时抗点头与加速时抗上仰17 3.1.4 原悬架分析结论18 3.2 悬架的优化设计183.2.1 悬架优化设计方案183.2.2 优化设计过程18参考文献27第一章、悬架仿真分析的理论基础1.1悬架分析综述在 ADAMS/Car 中可以分析并且察看悬架与转向系组成的虚拟样机，可以轻易调整悬架的组成部件的拓扑结构与特性；可以运行一套标准的悬架与转向系动画显示；可以通过绘制曲线看到悬架特性。 对于悬架分析，可以指定以下输入：通过测试台的上下垂直激励使车轮上下垂直跳动，来测量前轮前束角、车轮外倾角、悬架刚度、悬架侧倾刚度、侧面的车轮摆臂长度等其它特性参数；在轮胎接地处施加侧向力和回正力矩，来测量前束角的变化以及轮胎的侧向变形；转动方向盘从一个死点到另一死点，来测量左右车轮的转向角和阿克曼值，即左右车轮转向角的差值。 基于分析的结果，然后调整悬架系统的几何特性、弹簧刚度或减振器阻尼系数,重新分析、评价调整后的效果46 52。 1. 关于悬架测试台 ADAMS/Car 在所有的悬架分析中使用悬架测试台。当创建好了一个悬架总成后就与悬架测试台安装在一起，测试台输入运动和力给悬架与转向系作为激励，具体包括如下激励： 1) 使车轮上下跳动的垂直激励； 2) 侧倾力矩或垂直力； 3) 在转向盘或转向齿条处输入转向运动； 4) 在转向盘或转向齿条处输入力或力矩； 通过悬架系统的车轮跳动、静加载与转向分析，我们可以测试悬架的运动学、动力学以及柔性特性。悬架分析过程 悬架分析过程见图 3.1-1。 为了进行悬架分析，首先必须创建一个悬架总成，或者打开一个已经存在的悬架总成，其中包含所要的子系统和测试台架。然后，要指定车轮垂直跳动的范围、转向大小、静载荷大小以及计算步次。其次是，执行悬架分析。在这过程中，ADAMS/Car 计算 38 种的悬架特性，比如：前束角、车轮外倾角、轮距变化、轴距变化、轮胎垂直刚度，等等。最后，我们就可以动画显示以上分析，并且绘出这些特性曲线以确定该悬架控制车轮运动的好坏。图 3.1-1 悬架分析过程示意图 在执行悬架分析之前，必须设定那些用来计算悬架特性所需要的悬架参数，比如：要计算制动与加速时的前后轮载荷转移必须设定轴距、质心高度、簧载质量。悬架分析必须指定计算步数以及分析类型。悬架分析的类型 悬架分析的类型有：车轮跳动分析；侧倾与垂直力分析；转向分析；静载荷分析；外部文件分析。 车轮跳动分析可以让我们发现悬架垂直跳动时悬架特性如何改变。总共可以执行以下三种车轮垂直跳动分析：左右车轮平行垂直跳动分析；左右车轮反向垂直跳动分析；单边车轮垂直跳动分析。 与左右车轮反向垂直跳动分析相比，侧倾与垂直力分析允许车轮的垂直位置自调整，只要能确保各个车轮的垂直载荷的总和保持恒定。计算悬架与转向系特性 悬架与转向系特性的计算是基于悬架几何参数，悬架 C 矩阵。悬架几何学指悬架上下跳动、侧倾、转向等运动时的相对于大地的位置和方向。比如，转向节轴线方向被用来计算前束角与车轮外倾角。 悬架 C 矩阵指由于作用于轮心的递增力引起悬架的递增运动，当悬架仿真运动时 ADAMS/Car 计算每一计算位置的悬架 C 矩阵。比如，悬架有效刚度与回正力矩外倾变形的计算是基于 C 矩阵。 要计算主销后倾角、主销内倾角、主销偏移距、主销后倾拖距等悬架特性参数都需要确定转向轴。确定转向轴有两种方法：几何法和瞬时轴法。C（单位力、力矩引起的变形）矩阵的定义一 个 系 统 的 C 矩 阵 是 指 ， 位 移 相 对 于 作 用 力 的 偏 导 数 ：eC =X/ F。如果系统假定为线性的，这个 C 矩阵可以用来预测力作用下的系统运动：X =CF 。从这个角度来说，矩阵元素 Cij 是指作用于自由度 j 处的单位力引起系统自由度 i 处的位移。ADAMS/Car 使用一个在左右轮心作用单位力与力矩下引起左右轮心的运动的 12 X 12 矩阵，其形式如式 3.1-1 所示。1.2悬架主要分析参数数学模型 本文中的悬架主要分析参数比较多，这里选择了那些比较容易理解、不是很复杂的参数数学模型，而那些比较复杂的参数模型不在本文中考虑。这一部分在以前的论文中还未论述，所以作者选择这一节，有助于对 ADAMS/Car 软件的仿真、计算的理解。 1. 车轮外倾角数学模型 前轮外倾角示意图见图 3.2-1 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。 需要输入量为左右车轮轮心轴（车轮旋转轴线）单位矢量，设为 Z 。 camber = arcsin(spinaxis Z) 式（3.2-1） 其中， spinaxis Z 表示单位矢量 Z 在 Z 轴方向的分量值。2. 前束角数学模型 前束角的示意图见图 3.2-2 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。需要输入量为左右轮轮心轴单位矢量。计算时使用轮心轴的 X 与 Y方向的方向余弦 DCOSX 、 DCOSY ， DCOS 表示方向余弦。3. 主销后倾角数学模型 主销后倾角示意图见图 3.2-3 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。需要输入量为左右车轮回转轴向的单位矢量 steer_ axis ，道路垂直方 向 的 单 位 矢 量 road_z_ axis ， 以 及 车 辆 纵 向 单 位 矢 量road_ x_ axis 。其中， sx 、 sz 分别表示转向轴单位矢量在车辆 X 轴、车辆 Z 轴的分量，表示矢量点乘，后面的同理不再说明。4. 主销后倾拖距数学模型 主销后倾拖距示意图见图 3.2-4 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。需要输入量为左右主销上的一点的位置矢量 Rs、主销方向矢量 s、左右轮胎接触处位置矢量 Rp、左右轮心轴单位矢量 w、通常的道路单位矢量 k。这里的主销单位矢量是背离道路指向上方的，主销与道路平面的交点位置矢量为 Rsr， 沿着车轮平面与道路平面的交线并且指向后方的单位矢量 l，5. 主销内倾角数学模型 主销内倾角示意图见图 3.2-5 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。需要输入量为左右主销方向的单位矢量。其中， DCOSY 、 DCOSZ 分别表示主销方向矢量在 Y、Z 方向的方向余弦。6. 侧倾中心高度数学模型 侧倾中心高度示意图见图 3.2-6 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。 需要输入量为 C 矩阵、轮胎接触处位置坐标(实际接地轮距 Track)。即： Y 、 Z 分别表示轮胎实际接触处的 Y 方向、Z 方向的运动增量， Kt 位轮胎刚度。7. 侧倾外倾系数数学模型 侧倾外倾系数示意图见图 3.2-7 所示。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。 需要输入量为 C 矩阵、轮胎刚度、左右轮距。通过左右轮胎接地处施加反向的单位垂直力，左右车轮高度差 Z ，其中 Kt 表示垂直轮胎刚度，车辆侧倾角 Av，车轮倾角由两部分组成，一部分是来自于轮胎接地处的垂直运动（即车辆侧倾角），另一部分是来自于垂直力引起的轮心处的转角 Ac， Ac = C(4, 3) +C(4, 9) (左边) = C(10, 3) +C(10, 9) (右边)总的车轮倾角 Ai Ai =Av Ac 所以，侧倾外倾系数 Rc Rc =( Av Ac) / Av =1 Ac/ Av 式（3.2-7）8. 总的侧倾刚度数学模型 总的侧倾刚度是在左右轮胎接触处作用反向单位垂直力下每一度的侧倾角（在轮胎接触处测量）对应的车身侧倾力矩，需要输入量为 C 矩阵、轮胎刚度与左右轮距 track 。 通过在左右车轮作用反向单位垂直力作为施加力矩 T =F track =track 结果导致左右车轮轮心高度差 ,tZ K 为轮胎刚度， 左右轮胎接地线组成的面的旋转 ， = Z/ track 总的侧倾刚度为 关于其它的悬架性能参数的数学模型，由于比较复杂，在此不加以考虑。第二章 前悬架模型的建立 2.1 建模所需要的数据 本文悬架模型参考坐标系采用该车车身采用的坐标制，X 轴向后，Y轴向右，Z 轴向上。2.1.1 已知的参数 已知的数据包括已知的前悬架定位参数、已知的前轮定位参数、已知的转向系参数，分别列举如下： 1. 已知的前悬架定位参数 已知的前悬架定位参数见表 4.1.1-1 所示。2. 已知的前轮定位参数 已知的前轮定位参数见表 4.1.1-2。3. 已知的转向系统参数 已知的转向系统参数见表 4.1.1-3，其中坐标点的单位为 mm.2.1.2 需要计算的参数 1. 转向节臂球销中心点 N 坐标的计算已知转向梯形断开点 M、平衡位置转向节上球销中心点 F、平衡位置转向节下球销中心点 C 三点坐标分别为（-104，344，-46），（10，598，138.4），（0，639.8，-98）。且已知 M、N 两点距离为 307.5mm, C、N 两点距离为 133.5mm, F、N 两点距离为 261.5mm. 假设 N 点坐标为（x,y,z），则：得转向节臂球销中心点 N 点坐标(-131.4,648.8,-76)，各坐标点的单位为 mm。2. 主销轴线与转向节轴线交点 P 坐标的计算 已知 F、C 两点坐标，且主销轴线与转向节轴线交点 P 在 FC 线段上，FP/CP=2.26，所以得主销轴线与转向节轴线交点 P 点坐标（3.1,627,-25.5）, 各坐标点的单位为 mm。3. 前轮轮心 G 坐标的计算 已知 C 点坐标，且已求出 P、N 点坐标，又知 N、G 两点距离为 157mm，P、G 两点距离为 94.5mm，C、G 两点距离为 104.5mm，所以得前轮轮心 G 点坐标（0.9，721.2，-32.5）,各坐标点的单位为 mm。2.1.3 引用 ADAMS/Car 自带的标准文件 本文悬架模型中考虑各种橡胶元件的作用，但因为没有实际的有关橡胶元件的特性文件，所以本文考虑的各种橡胶元件是引用 ADAMS/Car软件中的自带标准文件，这对研究问题（而不是生产实际）来说也是一种可行的方法。 1. 橡胶衬套特性参数文件 在刚性约束模型的基础上，考虑橡胶支撑元件的弹性，用弹性约束代替刚性约束，就得到了弹性约束刚体运动学模型。 橡胶支撑元件的弹性作用比较显著的有：上下摆臂与车身连接的橡胶衬套，减振器上活塞杆与车身连接的橡胶支撑轴承。 为了在模型中使用弹性约束，在上、下摆臂与车身连接处均用衬套代替原来的转动副，在减振器上下活塞与车身、下摆臂连接处均用衬套代替原来的万向节铰链。 衬套（bushing）是 ADAMS/Car 中的一种元件，它定义了两个相对运动的部件之间六个自由度的力的关系。衬套对应于相对移动速度和相对转 动 速 度 都 有 描 述 相 对 作 用 力 的 线 性 的 阻 尼 系 数 （ damping coefficients）, 同样，也有用力-变形曲线来描述相对位移和转角与力的关系。衬套的作用点和作用方向可以由用户确定，还可以加预加载荷（preload）或预变形（offset）.衬套和铰链约束一样，可以通过开关选择在刚性或柔性的实验中是否起作用。 如果衬套的力-变形曲线是线性的，这种衬套就被称为线性衬套（linear bushing）,可以通过刚度系数来简单的定义。否则，如果衬套的力-变形曲线是非线性的复杂关系，就需要用特性文件来定义，通过给一定数量的特征点，ADAMS/Car 用插值的办法确定对应于每一个变形值的力的大小。 显然，这种弹性约束（其实质是表征力的元件）可以比较全面地描述两个部件之间的连接的全部弹性力和阻尼力的关系，使用起来比较方便，并能达到较好的效果。但由于衬套代替刚性约束，释放了许多的约束，使模型变得比原来复杂得多。 本 文 中 除 了 下 横 臂 前 安 装 点 与 车 身 连 接 的 衬 套 特 性 文 件 是mdi_0001.bus（见特性曲线图 4.1.3-1、图 4.1.3-2 ）外，其余几处的连接衬套特性文件均是 mdi_0004.bus （见特性曲线图 4.1.3-3、图4.1.3-4）。2. 减振器特性参数文件 实际汽车使用的减振器阻尼系数是非线性的，其阻尼特性用力-速度特性曲线来表示，见图 4.1.3-5（该特性文件是软件中自带的标准文件）。当然，减震器特性文件也可以由实测的速度-力关系数据来自定义。3. 扭杆弹簧、横向稳定杆等效参数 扭杆弹簧与横向稳定杆用非线性杆来代替，其阻尼系数分别为5.0E-003、0.002，这两个参数也是软件中自带的标准特性文件。同样，扭杆、横向稳定杆用弹性杆及其弹性特性文件来建立。 4. 上、下缓冲块模型及特性参数文件 限位缓冲块模型见示意图 4.1.3-6。 在前悬架系统的减振器上还安装有橡胶缓冲块（只上跳行程时有，在崎岖路面的车辆上，还可以选装下行程的橡胶缓冲块），以防止和限制悬架（也即限制车轮）的上跳极限行程。由于缓冲块有较大的弹性作用，在车轮上跳到与缓冲块开始接触时，相当于给减振器并联了一个副簧，压缩较大时，缓冲块的影响也相当大。 在 ADAMS/Car 中，有上跳限位缓冲块（bumpstop）和下跳限位缓冲块（reboundstop）元件可以方便的使用。上跳限位缓冲块（bumpstop），定义了两个部件之间力和变形位移的关系。上跳限位缓冲块作用于用户定义的两个部件的坐标点之间，按照属性文件中的曲线描述的力-变形关系发挥作用。缓冲力在两个坐标点之间的距离超过空运行距离（clearance）时，或者碰撞长度（impactlength）小于给定值时，开始起作用。 下跳限位缓冲块（reboundstop），与上跳限位缓冲块有相似的作用，只是在下跳时起作用，不再重述。 本模型中，上跳限位缓冲块连接于车身和上减振器筒之间，下跳限位 缓 冲 块 连 接 于 大 地 和 实 验 台 之 间 。 上 、 下 缓 冲 块 特 性 文 件 见 图4.1.3-7、图 4.1.3-8。上、下限位缓冲块的空运行程(clearance)均为200mm。5. 轮胎特性文件 轮胎特性对车辆多方面性能都有着重要的影响，其它各项性能一样的前提下选用不同类型和型号的轮胎，最终表现出来的车辆性能就会不同。所以，轮胎特性文件不可忽略，本文中选用自定义法（User Defined）,而不是选用特性文件法（Property Files）。 当然，也可以采用轮胎特性文件编辑的方法，这样可以编辑各方向力与力矩的非线性的轮胎特性。所以更能真实的反映轮胎性能。 本文中取轮胎静载荷下的半径为 348mm，轮胎刚度为 200 N/mm,其它参数见表 4.1.3-1。2.2 前双横臂独立悬架模型的建立 2.2.1 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，减振器中上下限位块的刚度数据； 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。2.2.2 悬架子系统与转向子系统的建立 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。建立模型时假设悬架和转向系的零部件，除了轮胎、弹性元件、阻尼元件、橡胶元件外，其余全部认为是刚体。利用 ADAMS软件交互式图形环境和部件库、约束库、力库等，可用堆积木式的方法建立三维机械系统参数化模型。 该车的前悬架左侧简化模型如图 4.2.2-1 所示。 1. 前悬架总成的所有组成部件 整个前悬架总成由如下部件组成：左、右下横臂各一个（共两个），左、右上横臂各一个（共两个），左、右转向节各一个（共两个），左、右车轮各一个（共两个），左、右转向横拉杆各一个（共两个），转向中间臂（一个），左、右减振器下筒各一个（共两个），左、右减振器上筒各一个（共两个），车身实体（一个）横向稳定杆（一个），左、右扭杆弹簧各一个（共两个），转向盘（包含转向柱）（一个），转向传动轴（一个），转向输入轴（其上含有转向齿轮）（一个），起定位和导向作用的齿条外壳圆柱管（一个），齿条（一个），左、右测试台各一个（共两个）。 2. 各个部件之间的约束关系 抽象简化之后的各个部件之间的约束关系如下：测试台架与大地的圆柱副约束；因为车轮具有弹性，测试台与车轮的约束关系复杂；车轮与转向节的转动副约束；转向节与上下横臂的球铰约束；上下横臂与车架的转动副约束；转向横拉杆与转向节臂的球铰约束；转向横拉杆与齿条的恒速度副约束； 转向输入轴与转向齿条外壳圆柱管的转动副约束；转向输入轴（转向齿轮）与齿条的转动约束，齿条与转向齿条外壳圆柱管的移动副约束，所以这是一个转动副与移动副的耦合副；转向盘（含转向柱）与车身的转动副约束；转向柱与转向传动轴的万向节约束；转向输入轴与转向传动轴的万向节约束；横向稳定杆与下横臂的球铰约束；横向稳定杆中间部分与车身的转动副约束；扭杆弹簧前端与下横臂的固定副约束；扭杆弹簧后端与车身的固定副约束。2.2.3 悬架总成的建立 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 中建立了前双横臂悬架子系统、齿轮齿条转向子系统，分别见图 4.2.2-2、图 4.2.2-3。 本文是利用了 ADAMS/Car里自带的双横臂独立悬架模板以及齿轮齿条转向系模板，经过改动（调整关键点数据、增加横向稳定杆、增加扭杆弹簧）组建而成。 此外，由于 ADAMS/Car 是模块化的，以上建立的前双横臂悬架模板，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）。 建立了前悬架模板、转向模板后，就可以在 ADAMS/Car 的 Standard Interface 界面下建立前悬架以及向子系统（Subsystem），最后就可以组装成前双横臂独立悬架总成，见图 4.2.2-4 所示。2.2.4 模型的自由度判定 在不考虑转向系时，且只考虑大范围运动（不考虑橡胶衬套上下缓冲块等柔性结束处的小范围运动时）时，我们知道悬架系统具有 4 自由度，即：左右车轮的上下跳动，以及分别绕各自主销的摆动。 在考虑转向系时，且只考虑大范围运动时，此时多了转向系的 1 个旋转自由度，所以此时是 5 自由度运动模型。第三章 悬架的仿真分析优化设计与验证 基于建立的前悬架系统分析模型，利用 ADAMS/CAR 软件仿真前悬架平行跳动过程中车轮、主销、转向系统的变化，悬架导向系、转向杆系与车身之间的互相影响，从而预估评价前悬架系统的性能，发现存在的问题，并提出改进方案，进行优化设计。3.1 原悬架的运动学仿真分析 通过前悬架在平行跳动中的仿真分析发现， 前轮外倾角、前轮前束角、主销内倾角、轮距变化、侧倾中心高度、侧倾转向、前悬架的干涉转向角等性能参数的变化基本符合要求，所以为了篇幅的考虑，在此将这些性能参数在悬架平行跳动中的变化曲线省略。 以下分别罗列出那些不太符合要求的或者完全不符合要求的前悬架性能参数变化曲线，并且加以分析、发现问题。 3.1.1 前轮主销后倾角与后倾拖距 原悬架的主销后倾角与后倾拖距随车轮上下跳动的变化曲线分别如图 5.1-1、图 5.1-2。 主销后倾角与主销相对轮心的偏置距一起，应保证足够的侧向力回正力矩，以利于汽车直线行驶。一般主销后倾角越大，主销后倾拖距也越大，则回正力矩的力臂越大，因此回正力矩也就越大，但是回正力矩不宜过大，否则在转向时为了克服此力矩，驾驶员必须在方向盘上施加较大的力（方向盘发沉），因此主销后倾角不宜过大，一般认为前置前驱动车03；前置后驱动车 310。从图 5.1-1 可以看出，在车轮由下向上跳动过程中，主销后倾角越来越小。当车轮下跳 50mm 和上跳 50mm 时，主销后倾角分别约为2.95和 2.35，其变化范围满足要求；但是一般希望后倾角随着车轮的上跳而增加，以增加高速行驶稳定性，所以变化趋势不好。主销后倾角设计值（2.5）、变化值（约 0.7）较小，反映到主销拖距设计值（12.8mm 左右）太小，而且变化值较小，表明在悬架行程范围内，该车前轮回正力矩较小，可能在高速行驶时感到方向不太灵敏。主销后倾拖距与主销后倾角和主销相对轮心的横向偏移矩有关，它同轮胎拖距一起影响回正力矩的大小。一般希望主销后倾拖距随着车轮的上跳而增加，这样可以防止在制动时侧滑、跑偏14。 从图 5.1-2 可以看出，随着车轮的上跳，主销后倾拖距是先减小后增大的，因此回正力矩将随着车轮的上跳先减小后增大。轿车的后倾拖距一般为 030mm，所以，该悬架的主销后倾角也是合理的。3.1.2 悬架垂直刚度与侧倾刚度 原悬架的垂直刚度与侧倾刚度随车轮上下跳动的变化曲线分别如图5.1-3、5.1-4。悬架垂直刚度是既影响操纵稳定性又影响舒适性的重要参数，对振动频率起作用。对于某种特定汽车而言，悬架刚度有要求，其行驶中变化不应很大。从图 5.1-3 知，计算得到原车前悬架刚度约为 20N/mm。悬架刚度随着压缩行程的增加而减少较大，这是不希望的。 在侧倾角不大的条件下，车身倾斜单位角度所必需的侧倾力矩称为侧倾角刚度。侧倾角刚度的大小及其在前、后轮的分配，对车辆侧倾角的大小、侧倾时前后轴及左右车轮的载荷再分配，以及车辆的稳态响应特性有一定的影响。悬架的侧倾角刚度应保证汽车在转向时车身侧倾不致过大，使乘客感到安全、稳定，还应使驾驶员具有良好的路感，确保安全、高速行驶。图 5.1-4 显示了侧倾角刚度变化情况。在悬架正工作行程（-5050mm），侧倾角刚度有较大变化，压缩行程时侧倾刚度有较大减小，这不是希望出现的。3.1.3 制动时抗点头与加速时抗上仰 原悬架的制动抗点头与加速抗上仰随车轮上下跳动的变化曲线分别如图 5.1-5、图 5.1-6。 前悬架的制动抗点头率与后悬架的制动抗抬头率是指由于制动力/力矩引起的悬架垂直变形与由于重力转移引起的悬架垂直变形的比值。 制动时，因重力转移引起的悬架垂直变形可以部分的由制动力/力矩引起的悬架垂直变形抵消；具有这种特性的悬架就称它具有抗点头与抗抬头几何性。 对前悬架而言，由制动力/力矩引起的悬架垂直变形是伸张悬架，则制动抗点头率为正。对后悬架而言，由制动力/力矩引起的悬架垂直变形是压缩悬架，则制动抗抬头率为正。 从图 5.1-5 可以看出，前车轮由设计位置开始上跳时，前悬架的抗点头率由负值线性变化到正值，但主要是处于负值范围内，即抗点头性能差。前悬架的加速抗抬头与后悬架的加速抗点头是指由于加速驱动力/力矩引起的悬架垂直变形与由重力转移引起的悬架垂直变形的比值。 加速时，因重力转移引起的悬架垂直变形可以部分的由加速驱动力/力矩引起的悬架垂直变形抵消；具有这种特性的悬架就称它具有加速抗抬头、加速抗点头几何性。 如果悬架不传递驱动力/力矩，则加速抗抬头率、抗点头率为零。对前悬架而言，当由加速驱动力/力矩引起的悬架垂直变形是压缩悬架，那么加速抗抬头率为正。对后悬架而言，当由加速驱动力/力矩引起的悬架垂直变形导致伸张悬架，那么加速抗抗点头率为正。 从图 5.1-6 可以看出，前车轮由上向下跳动过程中，前悬架的抗上仰率基本为负值，且向负值绝对值越来越大的方向变化，即：抗上仰性能很差。3.1.4 原悬架分析结论 根据上述前悬架仿真分析结果看出，原设计方案主要存在以下两方面问题： 1) 制动抗点头、加速抗上仰性能差。2) 在前轮上下跳动时，悬架侧倾角刚度变化太大。因此将如何提高抗点头/抬头作用；提高抗侧倾能力作为改进的主要目标。 根据经验，前悬架制动抗点头性能、加速抗上仰性能差很可能是因为双横臂轴在纵向平面内上下摆臂轴线相平行，所以可以通过尝试改变双横臂摆臂轴线在纵向平面内上的相对位置来重新仿真分析；至于提高抗侧倾能力，可以通过改变横向稳定杆、扭杆弹簧的特性来加以解决。3.2 悬架的优化设计3.2.1 悬架优化设计方案 优化设计时，首先要使原车零部件改动尽可能小；然后应使原悬架性能参数变化比较好的要保持，或者在优化时变得更好，若是往不好的趋势变化，则至少应该还在允许的变化范围内，而对原悬架性能参数变化本来不好（不合理）的那些要在优化设计时性能得到改善、满足要求。以上是本文在优化设计时所选择的目标。 针对前悬架制动抗点头性能、加速抗上仰性能差，提高抗点头能力提出三种方案，与原车型进行对比分析，从中选出较好的一种方案，以此方案为基础对抗侧倾能力提出从两个方面进行改进的措施，分别提出增加扭杆直径的三种方案和增加稳定杆直径的三种方案并与原车型进行对比分析。3.2.2 优化设计过程 以下依次进行调整悬架导向机构、加粗扭杆直径、加粗横向稳定杆直径等三种方案的优化分析，最终得出分析结论。 3.2.2.1 调整悬架导向机构的方案 1. 为提高制动抗点头、加速抗上仰的三种调整 为了提高制动抗点头、加速抗上仰性能，可以从调整悬架导向机构入手，本文采取了以下三种调整方案： 1) 将下横臂与车架的前安装点向下调整 20mm，即后面曲线图中的 lcafrtzd20 方案； 2) 将下横臂与车架的前安装点向下调整 20mm，同时上横臂前后安装点下调 10mm，即后面曲线图中的 lcafrtzd20ucazd10 方案； 3) 将下横臂与车架的前安装点向下调整 20mm，同时上横臂前后安装点上调 10mm，即后面曲线图中的 lcafrtzd20ucazu10 方案。 2. 三种调整方案与原悬架的仿真对比分析 仿真分析时发现，以上三种悬架导向机构的调整方案对主销横向偏移距、单位侧向力引起的前轮外倾角及前轮转向角变化、侧倾外倾系数、侧倾后倾系数等性能参数的影响很小，基本还是与原来没有调整时的悬架性能参数变化曲线一致，而且这些性能参数在原悬架中已经基本符合要求，所以，在此不将以上这些参数变化曲线罗列。以下依次对那些性能参数变化大的参数曲线进行分析对比：（1） 车轮外倾角、前束角 悬架导向机构调整后的前轮外倾角和前束角随车轮上下跳动的变化曲线分别见图 5.2-1、图 5.2-2。车轮上跳及车轮回落时的外倾变化、前束角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，一般上跳时，对车身的外倾变化为 2o+0.5o /50mm较为适宜。一般来说，希望在车轮上跳时前轮外倾角向减小的方向变化，而在下落时朝正值方向变化16。 由图 5.2-1 知，前轮上下平行跳动时，调整方案 1 和 2 的前轮外倾角变化曲线与原悬架的差别较大，方案 3 与原来的基本一致。方案 3 的结果与原车相比，变化较小。 车轮上跳及车轮下落时的前束变化对车辆的直行稳定性、车辆的稳态响应（不足转向、过多转向）特性有很大的影响，是汽车悬架的重要设计参数之一。在汽车行驶中保持前束不变非常重要，这比在汽车静止时有一个正确的前束更为重要。侧倾时的前束变化也称为侧倾转向。 对于汽车前轮，车轮上跳时的前束值多设计成零至弱负前束的变化。设计值取在零附近是为了控制直行时由路面的凸凹引起的前束变化，确保良好的直行稳定性。另外，取弱负前束变化是为了使车辆获得弱的不足转向特性，以使装载质量变化引起车高变化时也能保持不足转向。前束 变 化 的 较 理 想 设 计 特 性 值 为 ： 前 轮 上 跳 时 ， 为 零 至 负 前 束（ 0.5o /50mm）（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）。最近发展趋势多取零。 由图 5.2-2 知，在悬架上下跳动时，三种调整方案的前轮前束变化曲线与原悬架的差别较大，但三种方案之间差别却较小，且在上跳时有弱的负前束，但在上跳很大时又向正前束方向变化，这不是最理想的，但比原悬架的性能好多了，因为车轮跳动中前束角变化量明显减小了。（2） 主销后倾角、后倾拖距、主销内倾角及主销横向偏移距 悬架导向机构调整后的主销后倾角、后倾拖距、主销内倾角随车轮上下跳动的变化曲线分别见图 5.2-3、图 5.2-4、图 5.2-5。从图 5.2-3 可以看出，改进方案中，前轮在悬架行程内上下跳动，左右主销后倾角变化趋势和变化值基本相同。主销后倾角在悬架行程范围内，随着车轮上跳而增加，抵消了制动点头时后倾角减小的趋势，使回正能力增强，从而提高了制动时的方向稳定性增加，可改善高速行驶时的方向敏感性。所以，原来的后倾角不合理变化情况解决了，趋于合理。 图 5.2-4 显示，改进后主销后倾拖距随车轮上下跳动时变化较大，这有利于提高转向轮的回正能力和高速行驶稳定性，但转动方向盘的转向力及保持力会加大，不过其变化范围还在允许的取值范围之内，是合理的。从图 5.2-5 看出，三种调整方案中，前轮跳动时主销内倾角变化仍然较大。方案 3 主销内倾角变化与原悬架的基本一致，是较好的，方案2 不合理。 改动后主销偏置距与原方案差别不大，所以，这里省略它的特性曲线随车轮跳动的变化情况。3） 前轴轮距 悬架导向机构调整后的前轴轮距随车轮上下跳动的变化曲线见图5.2-6 所示。轮距变化是指随着车轮的上下跳动轮胎接地点产生的横向位移。从减少轮