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含图纸文档 基于 UGADAMS 汽车 悬架 三维 建模 分析 图纸 文档

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4 技术纵横 轻型汽车技术2 0 0 6 ( 8 ) 总 2 0 4 基于 A D A MS C A R的某轿车悬架优化设计 刘进伟 吴志新 z 徐达 (1 武汉理工大学汽车工程学院；2 中国汽车技术研究中心 ) 摘要 汽车悬架 系统为一多体 系统， 部件之 间的运动关 系十分复杂 ， 传统的人 工计算很难将 悬架的各种 特性表 述清楚。 以国产某轿 车为例 ，应用 多体 运动学与动 力学仿真软件 A DA MS中的 C A R 专业模块建立该车的前后悬架多刚体模型， 对其悬架的各种性能进行 了仿真分析 ， 研究了悬架几何参数对汽车操纵稳定性 的影响， 在理论验证的基础上揭示 了 该悬架的运动规律 ， 在进行优化分析 的同时还提 出了改进的意见。 关键词 ： 动力学悬架仿真A D A MS C A R 1 引 言 在工程应用领域 ，机械系统的计算机仿真技术 变褂 益重要。这种应用在于仿真软件能够使用计 算机代码和方程准确的模拟真实的机械系统 ，避免 了传统的产品开发过 程 中零部件和样机 的反 复制 造 、 试验等过程， 同时硬件建设成本的降低节省 了大 量的时问和财力 ，为产品迅速 占领市场赢得了更多 的机会。 鉴于仿真软件带来 的上述优点 ， 其应用正在 变得越来越广泛。 在众多的软件中， 汽车工业中广泛 应用的 A D A Ms则是非常具有代表性 的一个运动学 与动力学仿真软件 ，广泛应用于悬架和整车设计开 发。 本文将运用 C A R模块就国产某车的前悬架进行 仿真分析。 2模型分析 悬架 的结构特点对操纵稳定性和平顺性的影响 至关重要 。麦弗逊悬架左右对称于汽车纵向平顽 ， 由车身 1 、 减震器上体 3 、 转向节总成 4( 包括减震器 下体、 轮毂轴 、 制动底板等 ) 、 转向横拉杆 5 、 转向器 齿条 6 、 下摆臂 7 及车轮总成 8 组成， 具体结构见图 1 与表 1 。各刚体之问的连接关系如下： 减震器上端 3 与车身 1 的连接点用球铰约束 ；转向节总成 4 与 减震器上体 3用圆柱铰约束 ， 只能沿轴线移动和转 动 ； 下摆臂一端通过转动铰 F和 G与车身相连 ( 其 中一个为虚约束 ) ，另一端通过球铰 E与转向节总 成相连 ； 转 向横拉杆一端通过球铰 B与转向节总成 相连 ， 另一端通过球铰 H与转向齿条相连。在进行 运动分析时 ，转向齿条通过 固定副与车身相连 ， 车 轮总成和转向节总成也通过固定副相连 ， 车身相对 地面不动。 1 2前麦弗逊悬架约束方程数 目为： m=6 x 1 +53 +4 x 3 + 3 x 2= 3 9 1 2 悬架 自由度 D O F = 67 - m = 3 图 1 前 悬架二维示意 图 维普资讯 2 0 0 6 ( 8) 总 2 0 4 轻 型汽 车技 术 技 术纵 横 5 表 1 前悬架示意图说明 编号 连接点 l 车身 A 右侧悬架减振器 二 支点与车身连接处 右侧悬 架转向横拉 杆 与转 向节臂 连 2 螺旋弹簧 B 接处 3 减振器上体 C 右车轮轮心 4 转 向节总成 D 右车轮接地点 5 转 向横拉杆 E 下摇臂的球头与转向节连接 处 6 转 向齿 条 F 右下摇臂与车身的连接处 7 下摆臂 G 右下摇臂与车身的连接处 8 车轮总成 H 转 向横拉杆与转 向器的连接点 也就是说 ， 1 2前悬架有 3个 自由度 ，它们分 别是 ： 车轮绕着车轴的转动 、 车轮绕主销的转动和车 轮的上下跳动。 应用 A D A MS C A R对悬架系统进行建模原理相 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 l 2悬架模 型，另一半将会根据对称性 自 动生成 3仿 真分析 与验证 C A R模块是 A DA M S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 ， A DA M S C A R在仿 真结束后， 可自动计算出 3 8 种悬架特性 ， 根据这些 常规的悬架特性 ， 用户又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。 在建立这个模型前 ，必须先对悬架系统进行合 理简化 。从汽车动力学的角度 出发， 有人提 出如下假设I 2 】 。假设一 ： 前悬 架 系统各个 刚体 ( 车轮 除外 ) 相对 于整 车而言 ， 其质量 是微不足道 的， 在建模过程 中可 以忽略不计 。这样 前悬架系统每个刚体在各个方向的 詈 惯性 力均为零 。由于每个刚体具有 专 位移和速度 ，因而称其为悬架准动 力学模型。假设二 ： 由于某些铰链在 一些 方 向的力 的约束真值 比较 小 ， 对 整车 动 力学 的影 响可 以忽 略 不 计 ， 也假设其为零 。例如球铰在三个 方面的力矩约束均为零。由于将悬架系统视为无质 量的传力杆系机构 ， 因而计算 出的各刚体 的内力和 内力矩更接近实际状况， 并可以将仿真工况扩大到 极限运动和危险运动等大运动范围的仿真 。 所建立的虚拟样机模型如图 2所示 。在本次仿 真分 析中 ， 将建立一个虚拟激振台 ， 设置上下激振 位移为 5 0 m m，以左右车轮 同步上下跳动来计算悬 架跳动过程中主要性能参数的变化规律。 图 2虚拟样机模型 3 1前轮定位角 外倾角 ： 外倾角变化 曲线 ， 变化范 围为 一 0 、 1 。 1 5 。 5 0 m m。车轮跳动时的外倾角变化对车辆的 稳态 响应特性等有很大影响 ， 所以应尽量减少车轮 相对车身跳动时的外倾角变化。为防止车轮出现过 大的不足转 向或过度转向趋势 ， 一般希望 车轮从满 载位置起上下跳动 4 0 m m的范围内，车轮外倾角变 化在 l 度左右。 前束角：设计时希望在车轮跳动时前束角不变 或变化幅度较小。 前束变化的较理想特性值为： 前轮 上跳 时 ， 为零至负前束( 一 0 5 5 0 m m) ， 图 中前轮上跳 时的变化范围为 0 1 9 。 5 0 mm， 不满足设计要求。 L e n g ( mm) 图 3 前轮定位角 曲线图 维普资讯 6 技术纵横 轻型汽车技术2 0 0 6 ( 8 ) 总 2 0 4 主销后倾角 ：主销后倾角对转向时的车轮外倾 角变化影响较大 ： 若主销后倾角设 汁较大 ， 则外侧转 向轮的外倾角会 向负方向变化。当前轮主销后倾角 较大时， 需增加前轮转 向所必须的横 向力 ， 以抵消外 倾推力 ， 这样不仅转向弱 ， 而且最大横向加速度也会 增大 。一般认为合理的主销后倾角为 2 。 3 。图 示主销后倾角变化曲线 ， 变化范围在 3 。附近 ， 偏大。 3 2悬架刚度与侧倾角刚度 悬架刚度： 图 4为悬架刚度变化曲线 ： 随着车轮 的由下往上跳动 ， 悬架刚度变化不大： 图 4 悬架 刚度变化曲线 侧倾角刚度 ： 图 5为侧倾角刚度变化曲线。 从图 中可以看出， 压缩时侧倾刚度变化不大。 图 5侧倾角刚度变化 曲线 基本满足设计要求 3 3车轮跳动产生的转 向角、 轮距变化量 车轮跳动产生的转向角：图 6为转角变化曲线 ， 左 、 右车轮变化相反： 存车轮跳动过程中， 方向盘同定 ， 由于转 向拉杆的作用，左右车轮会产生绕主销的转 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， 否则不仅影响汽车的操纵稳定性 ， 而且会加剧轮胎的磨损 上可以看 转向角过大： 轮距变化量 ： 7为左右车轮轮距变化量 跳动 时 ， 车轮绕瞬时中心摆动 ， 左右轮之间的距离必然产 生变化： 轮距的变化一方面影响汽车的操纵稳定性 另一方面 ， 由于轮胎 的横 向滑移 ， 导致轮胎的磨损 ， 图 6 转向角变化曲线 图 7 轮距变化 曲线 降低了轮胎的使用寿命。设计时应尽量控制轮距变 化量 ， 一般轿车的轮距变化应在 一 5 ram 5 0 m m 5 m m 5 0 mm之间 ， 图中轮距变化量为 一 8 ra m 5 0 mm 8 m m 5 0 mm， 偏大。 、 点 抬头变化量 ：点 抬头性能影响乘坐舒适 性 ， 是悬架设 计中的一项重要指标。 从图 8和图 9中 图 8 点头量变化曲线 图 9 抬头量变化 曲线 维普资讯 2 0 0 6 ( 8) 总 2 0 4 轻型汽车技 术 技术纵横 7 可以看 抗点头 抗抬头效应较好 ， 满足设计要求： 从上述悬架特性参数的仿真结果大至可以得出 以下结论 ： 车轮某些定位参数在车轮上下跳动过程中变化 偏大 ， 这些 会加 大了轮胎的磨损 ： ( 2)悬架 刚度和 侧倾角刚度在车轮上跳时降低不是很明显。( 3) 抗 点头 抗抬头效应较好。 4优 化设计 利用 MS C AD AMS I n s i g h t 模块 ，对车轮定 位参 数 中的某项或是多项进行优化 ，使定位参数达到一 个 理 想 值 。 对 麦 弗 逊 悬 架 的 下 摇 臂 前 点 ( 1 c a f r 0 n t ) 、后点( 1 c a _r e H r ) ，转 向拉杆 内点 ( t i e r o d i n n e r ) 、 外 点 ( t i e r o d o u t e r ) ， 下摇臂 球头 销 ( 1 c a o u t e r ) 等五个 坐标点 的 1 5个坐标值 ( 每个点有 X、 Y 、 z三个方向坐标 ) 进行分析 ， 设定每个坐标值的 变动范围在 一 1 0 m m 1 0 m m之 间。对于 1 5个坐标值 I n s i g h t 将进行 2 1 5次迭代解算 ， 由于计算量过大 ， 实 际上只进行 了 6 4次的部分迭代。 进行完迭代解算后 就可以得到相关的分忻数据。表 2列出了硬点变化 对定位参数的影响 表 2硬点变化对定位参数的影响表 主要硬点参 悬架参数 初 始坐标 优化 后坐标 影响牢( ) 数 l e a o u t e r z - 6 9 7 - 4 9 7 一l 6 3 3 l c a f r o nt Z 4 7 8 - 2 7 8 l 3 0 9 e a ll l b e r a n g l e l e a o u t e r x 一l 4 5 5 5 5 5 5 l c a r e a r z 一l 5- 2 4 8 5 4 5 l e a o u t e r x l 45 5 5 - 4 8 7 l c a f r o n t z -4 7 8 -2 7 8 8 1 8 e t e r a n gl e le a r e a F z 一l 5 - 2 4 8 7 9 8 l e a o U t e F z - 6 9 7 -4 9 7 3 5 6 t i e r e d i U |I e F z 95 5 l l 5 5 6 0 8 2 t i e r o d o u t e r z 5 2 1 7 2 1 -5 4 3 7 l c a o u t e r z -6 9 7 - 4 9 7 4 95 l e a f r o n t z 4 7 8 - 2 7 8 - 49 0 6 t o e anCe l e a o U t e F x 1 4 5 5 5 一l 9 7 4 ti e r ed o u t e r x 1 l 8 6 - 98 6 l 6 5 ti e r ed o u t e r v 6l 7 2 - 5 9 72 l 5 98 t ie r ed i n n e r v - 2 936 -2 7 3 6 一l 1 4 7 l e a_o u t e r Y 58 9 7 -5 6 9 7 一l O 7 k i n g p i n a n g l e le a o u t e r v 一 58 9 7 - 5 6 9 7 一l 2 2 5 从表 2中可以看 出影响比较大的一些参数 ， 如 l c a_f r o n t Z ， l c a_o ut e r x， l c a_o u t e r y， l c a_o u t e r Z， t i e r o d i n n e r v ， t i e r o di n ne r Z， t i e r o do u t e r Y， t i e r o do ut er Z。 对它们进行必要的调整。具体的改动见表 3： 表 3 硬点参数改动表 参数 l c a _ f r o n t l c a _ o u t e r l c a o u t e r Y l c a o u t e r z 变化 ： 调 1 0mm 上调 1 0 mm 上调 l 0 m m 下调 l 0 m m 参数 ti e r o d i n n e r Y t l e r o d i n n e r z t i e r o d _ o u t e r y t ie r o d o u t e r z 坐标 上调 1 0 m m 下调 1 0 m m 下调 1 0 mm 上调 1 0 mm 调整这些硬点参数后 ，得到修改后的模型 ， 再 一次进行仿真分析 ， 得 到的曲线与原来 曲线的 比较 图。以下是优化前与优化后车轮定位参数 的比较图 ( 实线为优化后 的曲线 ， 虚线为优化前的曲线 ) ： 车轮外倾角优化前后对比。从 图 1 O可以看出 ， 优化后车轮外倾 角的变化范 围是 一 O 5 。 2 1 。， 比 优化前 的范围还要大一点 ， 这是因为 I n s i g h t 为了兼 顾 其他 几项定位 参数 的优化而放 弃了外倾角部分 利益的缘故 。 图 1 0车轮外倾角优化前后图对比 主销后倾角优化前后对 比。如图 1 1 所示 ， 主销 后倾角为正值时有抑制制动时的点头作用 ， 但太大 时会使车轮支撑处反力矩过大， 易造成车轮摆振或 转 向盘上力的变化 。优化后 ， 主销后倾角的变化范 围在 1 8 o 2 8 。之间 ，大大小于优化前的变化范 围， 而且完全满足要求 2 。 3 。的设计要求。 1 5 1 4 1 4 3 苎 。 让 12 图 1 1 主销后倾角优化前后 图对 比图 车轮 前 枣角 优 化前后 对比。 如图1 2 所示， 优化 后 ， 前束角的变化量 比之前相 比大大减小 ， 这将对车 辆直线行驶的稳定性有显著提高 。 ( 下转第 1 4页 ) 维普资讯 1 4 技 术 纵横 轻 型汽 车技 术2 0 0 6 ( 8) 总 2 0 4 及应用 D】 北京理工大学， 2 0 0 4 2 i S I GHT Us e r S Gu i d e E B E n g i n o u s C o r p o r a t i o n， 2 0 0 3 3 卜DE A S Us e r S G u i d e E B S t r u c t u r a l Dy n a mi c s R e s e a r c h Co r p or a tion 2 0 0 1 4 谢 祚 水 结构 优 化 设 计概 i 4 3 M 北 京 ： 国防 工业 出版 社 1 9 9 7 5 袁士杰 ， 吕哲勤 多刚体 系统动力学【 M1 北 京 ： 北京理工大学出版社 1 9 9 2 ( 上接 第 7页 ) L 【 l ” l 图 1 2 车轮前束角优化前后图对比图 主销 内倾角优化前后对比。如图 l 3所示 ， 主销 内倾角可 以使汽车转向回正 、 转向操作轻便 ， 在车轮 跳动时， 主销内倾角变化较大， 将会使转向沉重， 加 速轮胎磨损。 优化后 ， 主销内倾角的平均值比原先小 L 。 I 9 m 【 mm 、 图 1 3 车轮前束角优化前后图对比图 了 l 、 5 。左右 ，这将减小转向时车轮与地面的滑动 ， 减缓轮胎磨损 。 从 以上优化结果可以看出， 优化时选 择的 5个坐标点的改变对车轮外倾角 、主销后倾角 以及车轮转向角影响较大。 5结 论 如果悬架结构设计不 当，将会大大影响汽车产 品的使用性能 ( 如转 向沉重 、 摆振 、 轮胎偏磨 、 影 响 6 王 国强 虚 拟样 机技 术 及 其在 AD A MS上 的 实践 M1 西安 ： 西北工业大学出版社 ， 2 0 0 2 7 陆佑 方 柔性 多体 系统动力学 M1 北京 ： 高 等教育出版社 ， 1 9 9 6 8 张朝 ， 张直明 计入非牛顿效应的曲轴轴承的 混合润滑分析 内燃机学报 ， 1 9 9 9 ， 1 7 ( 3 ) ： 3 0 3 3 0 7 9 戴旭东- 内燃机摩擦 学与动力学行为耦合研究 及虚拟样机 实现技术I D1 西安： 西安