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基于 UGADAMS 汽车 悬架 三维 建模 分析

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内容简介：

2 0 0 6年第 9期 ( 总第 1 8 2期 ) 农业装备与车辆工程 A GR I C U L T U R A L E Q U I P ME N TV E H I C L E E N G I N E E R I N G No 9 2 0 o 6 ( T o t a l l y 1 8 2 ) 基于 AD A MS C A R的麦弗逊悬架优化设计 刘进伟 ， 吴 志新 ， 徐达 ( 1 武汉理工大学汽车工程学院 ， 湖北 武汉 4 3 0 0 7 0 ； 2 中国汽车技术研究中心， 天津 3 0 0 1 6 2 ) 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 ：多刚体体动力学 ； 悬架 ； 仿真 ； A DAMS c AR 中图分类号 ：U4 6 3 3 文献标 识码 ： A 文章编号 ： 1 6 7 3 3 1 4 2 ( 2 0 0 6 ) 0 9 0 0 3 4 - 0 5 The Opt i m i z at i o n o f M ac phe r s o n S us pe ns i o n Bas e d o n ADAM S CAR l 2 l L i u J i n we i，W u Z h i x i n ，XU Da ( 1 C o l l e g e o f v e h i c l e En g i n e e ri n g ， Wu h a n Un i v e r s i t y o f T e c h n o l o g y ，Wu h a n 4 3 0 0 7 0 ， C h i n a ； 2 C h i n a A u t o m o t i v e T e c h n o l o gy R e s e a r c h C e n t e r T i a n j i n 3 0 0 1 6 2 C h i n a ) Ab s t r a c t ：T h e s u s p e n s i o n a s s e mb l y o f c a r i s a mu l t i - b o d y s y s t e m a n d t h e mo t i o n r e l a t i o n s h i p a mo n g t h e p a r t s i s v e r y c o mp l i c a t e d 。 S O i t b ri n g s ma n y d i ff i c u l t i e s t o c o mp u t e t h e v a r i o u s c h a r a c t e ri s t i c s wi t h t r a d i t i o n a l c o mp u t a t i o n me t h o d s T h i s p a p e r e s t a b l i s h e s t h e s i mu l a t i o n mo d e l i n g o f a s u s p e n s i o n wi t h ADAMS CAR a n d v e ri fi e s t h e r e s u l t s b a s e d o n 山e p a r a me t e rs o f a c e rt a i n d o me s t i c C ar, an a l y s e s an d p a r a me t r i z e s s o me pe rfo r ma n c e s o f t h e s u s p e n s i o n T h e k i n e ma t i c s o f t h e s u s p e n s i o n Wa S u n c o v e r e d b a s e d o n t h e g e n e r a l the o I n t h e me an t i me ， t h e e ff e c t s o f s u s p e n s i o n g e o me t ri c p a r a me t e rs o n h a n d l i n g a n d s t a b i l i ty w e r e s t u d i e d Ke y W o r d s ： mu l t i b o d y s y s t e m； s u s pe n s i o n ； s i mu l a t i o n ； ADAMS CAR 0 引言 麦 弗逊 式悬架 是 铰接式 滑柱 与下 横臂 组成 的悬 架形式。减振器兼做转 向主销 ， 转向节可 以绕着减 振器转动， 构造简单 ， 布置紧凑 ， 前轮定位变化小， 具 有 良好的行驶稳定性是轿车最常采用的悬架形式 之一。在实践中， 为了分析某国产车前悬架的性能 ， 借助 A D A MS C a r 模块 ， 构建该悬架的运动学模型 ， 使用 A D A MS I n s i g h t 模块进行虚拟试验 ，最终达到 优化 的 目的 。 A D A MS ( A u t o ma t i c D y n a mi c A n a l y s i s o f Me c h a n i c al S y s t e m，机械系统动力学仿真分析软件) 中 的 C a r模 块 是 M S C 与 A u d i 、 B M W ， R e n a u l t和 V o l v o等公司合作开发的整车设计软件包 ，能快速 建造高精度 的参数化虚拟汽车模 型。C A R模块是 A D A MS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 D A MS 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 收稿 日期 ： 2 0 0 6 0 5 3 0 作者简介： 刘进 伟( 1 9 8 0 一) ， 男， 湖北天 门人 ， 武汉理工 大学汽车工程 学院车辆工程系在校研究生， 研究方向： 汽车设 计方法。 3 4 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。A D A MS I n s i g h t 模块能很方便地进 行虚拟试验，精确地预测所设计的复杂机械系统在 各种工作条件下的性能 ，并对试验结果提供专业化 的统计结果。 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。 1 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面， 由 车身 l 、 减震器上体 3 、 转向节总成 4 ( 包括减震 器下 图 1 前 悬 架 二维 示意 图 维普资讯 刘进伟 等： 基于 A DA MS C A R的麦弗逊悬架优化设计 2 0 0 6年 9月 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 l 与表 l 。各刚体之问的连接关系如下 ： 减震器上端 3 与车身 l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 l + 5 x 3 + 4x 3 +3 x2 =3 9 1 2悬架 自由度 D O F = 6 x 7 一 m = 3 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 AR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 1 1 2悬架模型 ，另一半将会根据对称性 自动 生成 。 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 。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 惯性力均为零 。由于每个刚体具有位移和速度 ， 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。 先用 A T O S扫描仪测出前悬架各个关键点的坐 标 ， 然后修改 C A R模块 自带 的麦弗逊前悬架硬点参 数 ， 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 ram，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 1 1 前轮 定位 角 外倾角 ： 外倾角变化 曲线 ， 变化范 围为一 0 1 5 。 1 9 。 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 ra 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( _ 0 5 。 5 0 ra m )， 图 3中前轮上跳 时 ， 前束变化值为 0 一1 9 。 5 0 ram， 不满足设计要求。 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。若主销后倾角设计较大 ， 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 4 0 2 5 1 0 -0 5 角度( 。 ) 一 一 一 一 一 一 一 一 、=-、 = 、= t- 卜=：、 一 一-一= 前轮前束角变化曲线 前轮外倾角变化曲 -500 -25 0 25 0 5 0 0 长度 m m ) 图 3 前轮定位角 曲线 图 增大。一般认为合理的主销后倾角为 2 - 3 。 。图 3所 示主销后倾角变化曲线， 变化范围在 3 。 附近 ， 偏大。 1 2 悬 架 刚度与侧 倾 角 刚度 3 5 维普资讯 2 0 0 6年第9 期 农业装备与车辆工程 暑 暑 己 一 区 球 蛹 暑 昌 芝 毫 坚 晷 图 4 悬架 刚度变化 曲线 图 5 侧倾 角 刚厦 变 化 曲线 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 ， 悬架刚度不断减小。设计时应 尽量避免 ， 需要改进 。 侧倾角刚度 ： 图 5为侧倾 角刚度变化 曲线 。从 图中可以看出， 压缩时侧倾刚度减小， 意味着在侧 向 加速度增大时悬架 的抗侧倾能力反而减弱 ， 设计时 不希 望 出现 。 1 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 。在车轮 跳动 过程 中， 方 向盘 固 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 3 6 长度( m m1 图 6 转 向角变化 曲线 图 7 轮 距 变 化 曲 线 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。 图上可以看出转 向角过 大 。 轮距 变化量 ： 图 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 ， 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 m m 5 0 m m 5 m m 5 O mm之间 ，图中轮距变化量 为一 8 mm 5 0 m m 8 m m 5 0 ra m， 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中可 暑 暑 暑 暑 长度( mm 1 图 8 点头量变化曲线 长度( mm 1 图 9 抬 头量 变 化 曲线 维普资讯 刘进伟 等： 基于 AD A MS C AR的麦弗逊悬架优化设计 2 0 0 6年 9月 以看出抗点头 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 ： ( 1 ) 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 。 2 优化设计 利用 MS C A D A MS 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 o n t ) 、 后点 ( 1 c a _r e a 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 l 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 l O m m- l O mm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 得到相关的分析数据 。表 1 列 出了硬点变化对定位 参数的影响。 表 1 硬点变化对定位参数 的影响表 从表 1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_out er z ， t i e r o di nn e r Y，t i e r o di nn e r z，t i e r o do u t e r Y ， t i e r o d_o u t e r 对它们进行必要的调整。 具体的改动 见表 2 。 表 2 硬点 参数改动表 参数t i e r o d i n n e r Y t i e r o d i n n e r z t i e r o d _ o u t e r Y t i e r o d o u t e r z 变化上 调 | O mm下 调 | O mn l 下 调 | O mm上 调 | O 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， 见 图 1 0、 图 l l 。 车轮外倾角优化前后对 比。从图 1 0可以看出， 优化后车轮外倾角的变化范围是一 0 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 长度 mm ) 图 1 0 车轮外倾角优化前后对比图 图 1 1 主销后倾 向角优化 m m前后对 比图 长度( ) 3 7 维普资讯 2 0 0 6 年第 9 期 农业装备与车辆工程 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 。 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。 长度 mm ) 图 1 2 前束角优化前后对 比 图 1 3 主销 内倾角优化前后对 比 车轮前束角优化前后对比。如图 l 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。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了 1 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 。 3 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 、 影响轮 胎使用寿命等) 。 采用 A D A MS C A R对悬架的布置进 行了建模与分析，并且运用 MS C A D A MS I n s i g h t ， 通 过对模 型的硬点坐标、 弹性参数进行多次修改迭代 ， 对模型的某项或是多项性 能指标进行优化 ，系统会 自动找出一个最优结果通过调节相应的参数来满足 设计要求 。 但是 由于受到车身布置 的限制 ， 对硬点坐 标的改变只能局限在一定 的小范围内，所以得到的 最优值也 只是一个相对值 ， 而非绝对的最优结果 。 本 文解决了车轮跳 动过程中轮胎磨损严重 、定位参数 变化过大等问题 。同时也说明了转 向横拉杆对前