基于adamscar的轿车前悬架与多连杆悬架的运动学分析

基于adamscar的轿车前悬架与多连杆悬架的运动学分析

在这项工作中，我们使用了华人音乐软件，建立了一辆汽车的前部和后部悬挂模型，并对该模型进行了运动学分析，并显示了车辆定位参数随着车辆振动的变化曲线。1前悬臂运动学分析在建立运动学模型时做如下简化和假设:1.1模型的建立方法该车前悬架采用的是A型高支点双横臂独立悬架,其不同于传统结构之处在于下控制臂为双铰点结构,从而保证主销偏置距为负值,提高了制动时的回正性。该结构的连杆布置使车轮中心到主销轴线偏置距变小,减小了绕主销轴线的惯性力矩,能够实现精确的车轮定位,确保操纵稳定性和乘坐舒适性。图1为前悬架右半部分示意图,其中B在ADAMS/CAR中建立模型有2种方法,一是直接在ADAMS/CAR中建模,利用软件提供的基本体进行组合,形成所需的模型;二是先在其它一些专业CAD软件(如UG、CATIA)中建立实体模型,再通过两个软件的接口将模型导入ADAMS/CAR中进行仿真。比较2种方法,后者较前者建立的模型更加准确,更接近实际情况。本文采用的是第2种方法,将CATIA中的前悬架模型导入ADAMS/CAR,具体如图2所示。由图2可知,前悬架主要由减振器、弹簧、上控制臂、下控制臂、转向节和转向横拉杆组成。按照前述的约束关系添加约束,并在副车架与车身之间添加橡胶衬套,使之组成完整的系统,具体如图3所示。整个前悬架系统的自由度N为:N=6n-∑K=6×21-124=2式中,n为有相对运动的部件总数;∑K为系统刚性约束之和。这2个自由度分别是悬架左、右两侧摆臂的上、下摆动,即减振器的上、下跳动。在进行仿真时引入转向系统和传动系统,在ADAMS/CAR中的仿真模型如图4所示。1.2模型验证结果为保证仿真结果的准确性,对已建立的模型进行验证。在ADAMS/CAR中对悬架模型输入该车型最大转向盘转角(-495°~495°),然后观察其外倾角、前束角,通过与实际测试的外倾角进行对比验证所建模型的准确性。仿真与实际测试得出的外倾角随转向盘转角变化曲线如图5、图6所示。仿真与实际测试所得的前束角随转向盘转角变化曲线如图7、图8所示。由图5~图8两组曲线对比结果可知,仿真结果与实际测试结果相当。有少许误差,主要是因为模型忽略了减振器上端与车身间橡胶衬套及下摆臂轴橡胶衬套的弹性,只进行了运动学分析。结果表明前悬架模型建立的很准确,也证明了建模方法的正确性,所以后悬架模型不再进行验证。1.3车轮跳车极限跳量的动态仿真进行悬架运动特性分析是合理选择导向机构几何参数的重要前提。比较常用的悬架运动学仿真做法是确定定位参数随车轮上、下跳动的变化特性。车轮跳动量按照减振器与弹簧的极限行程,然后根据前悬架的杠杆比换算出车轮极限跳动量为上跳90mm、下跳100mm,仿真时按此值来输入正弦激励。ADAMS用刚体i的质心笛卡尔坐标和反映刚体方位的欧拉角或广义欧拉角作为广义坐标,即q任一给定时刻t鄣Φ/鄣q式中,△q可得到悬架定位参数主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角、车轮前束角等在车轮上、下跳动时的变化特性仿真曲线。1.3.1车辆的转向驱动力主销内倾可使车轮自动回正,可使主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离减小,从而可减少转向时驾驶员加在转向盘上的力,使转向操纵轻便,同时可减少从转向轮传到转向盘上的冲击力。内倾角不宜过大,一般在2°~12°之间,否则会增加轮胎与路面间的摩擦阻力,使转向变得沉重,加剧了轮胎磨损。该车主销内倾角随车轮跳动的变化曲线如图9所示,初始值为5.75°,变化范围为4.73°~8.54°。1.3.2汽车行驶方向偏离主销后倾能形成正的稳定力矩,当汽车直线行驶时,若转向轮偶然遇到外力作用而稍有偏转,将使汽车行驶方向发生偏离。此时由于主销后倾角的存在,对车轮形成绕主销轴线作用的力矩,其方向与车轮偏转方向相反,使车轮回到原来中间位置,从而保证汽车稳定直线行驶。该车主销后倾角随车轮跳动的变化曲线如图10所示,初始值为5.2°,变化范围是4.3°~6.8°。1.3.3车辆转向特性的变化前轮前束可以消除车轮外倾引起的边滚边滑现象,减少轮胎磨损,前轮前束的变化可以改变车辆的转向特性。如果前束过大或过小,轮胎偏磨会增加,导致滚动阻力增大,车辆直线行驶能力下降。该车前轮前束角值随车轮跳动变化曲线如图11所示,初始值为0.3°,变化范围是0.14°~0.87°。1.3.4与圆形路面相适应前轮外倾可使轮胎磨损均匀,减轻轮毂外轴承的负荷,提高前轮工作的安全性和操纵轻便性,也使车轮可以与拱形路面相适应。但外倾角变化不宜过大,否则会使轮胎产生偏磨损,一般变化范围在-3°~3°之间。该车前轮外倾角随车轮跳动曲线如图12所示,初始值为-0.16°,在跳动过程中变化范围是-2.87°~0.48°。2悬臂运动学分析2.1后悬架连杆的配置该车后悬架为独特的E型多连杆结构。该悬架连杆系统的结构布置既能提高操纵稳定性,又能获得良好的乘坐舒适性,而且能得到适合的车轮外倾控制特性。除减振器和螺旋弹簧分开布置外,E型多连杆后悬架连杆的配置与传统多连杆后悬架连杆配置相似。减振器与螺旋弹簧设计在后轴与后下控制臂之间,结构紧凑。由于减振器和螺旋弹簧分开布置,实现了车地板较低且平坦的理想设计,增大了车辆后备箱的设计空间,消除了两部件间的磨擦且降低了减振器侧向力,因而使悬架系统操纵更平顺,同时改善了乘坐舒适性。后悬架右半部分示意如图13所示。其中,Q建立后悬架模型的过程与前悬架相似,如图14所示。增加刚性约束后,在副车架与车身之间添加橡胶衬套后的后悬架模型如图15所示。整个后悬架系统的自由度NN式中,n这2个自由度分别是悬架左、右两侧摆臂的上、下摆动,即减振器的上、下跳动。2.2悬臂运动学分析分析方法与前悬架相似,仿真模型如图16。2.2.1横向稳定值后轮外倾角的作用有两个,一是由于外倾角是负值,可增加车轮接地点跨度,增加汽车的横向稳定值;二是负的外倾角用来抵消当汽车高速行驶且驱动力F较大时车轮出现的负的前束(前张现象),以减少轮胎磨损。由该车后轮外倾角随车轮跳动的变化曲线图17可知,其初始值为-1.05°,变化范围为-5.3°~-0.2°。2.2.2预设置前束角一般轿车都是发动机前置和前驱动方式,后轮是从动轮,汽车的驱动力通过纵臂作用于后轴上。如果后轮没有前束角,汽车行驶时在驱动力的作用下后轴将产生一定弯曲,使车轮出现前张现象,而预先设置前束角可抵消这种前张现象。该车后轮前束角随车轮跳动的变化曲线如图18所示,初始值为0.3°,变化范围是-1.15°~0.33°。3运行参数分析3.1主销的内部倾斜和后倾斜主销内倾角与后倾角由悬架形式决定,本文所述车辆的双横臂式独立前悬架主销轴线可以近似这样确定:图2中A3.2前束角和车辆的外倾角前轮前束可以通过改变横拉杆长度来调整;前轮外倾角是在转向节设计中确定的,设计时使转向节轴颈的轴线与水平面成一定角度。4后悬架的设计通过ADAMS/CAR模块对前悬架与后悬架的运动学分析和对前悬架模型的验证,说明了建模方法的正确性与准确性。由仿真结果可知,该车的前、后悬架性能比较理想;前悬架具有良好的回正能力,转向操纵轻便,有利于提高前轮安全性,减少轮胎磨损;后悬架结构设计合理,有利