基于adamscar的轎車前懸架與多連桿懸架的運動學分析

基于adamscar的轎車前懸架與多連桿懸架的運動學分析

在這項工作中，我們使用了華人音樂軟件，建立了一輛汽車的前部和后部懸掛模型，并對該模型進行了運動學分析，并顯示了車輛定位參數(shù)隨著車輛振動的變化曲線。1前懸臂運動學分析在建立運動學模型時做如下簡化和假設:1.1模型的建立方法該車前懸架采用的是A型高支點雙橫臂獨立懸架,其不同于傳統(tǒng)結構之處在于下控制臂為雙鉸點結構,從而保證主銷偏置距為負值,提高了制動時的回正性。該結構的連桿布置使車輪中心到主銷軸線偏置距變小,減小了繞主銷軸線的慣性力矩,能夠實現(xiàn)精確的車輪定位,確保操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性。圖1為前懸架右半部分示意圖,其中B在ADAMS/CAR中建立模型有2種方法,一是直接在ADAMS/CAR中建模,利用軟件提供的基本體進行組合,形成所需的模型;二是先在其它一些專業(yè)CAD軟件(如UG、CATIA)中建立實體模型,再通過兩個軟件的接口將模型導入ADAMS/CAR中進行仿真。比較2種方法,后者較前者建立的模型更加準確,更接近實際情況。本文采用的是第2種方法,將CATIA中的前懸架模型導入ADAMS/CAR,具體如圖2所示。由圖2可知,前懸架主要由減振器、彈簧、上控制臂、下控制臂、轉向節(jié)和轉向橫拉桿組成。按照前述的約束關系添加約束,并在副車架與車身之間添加橡膠襯套,使之組成完整的系統(tǒng),具體如圖3所示。整個前懸架系統(tǒng)的自由度N為:N=6n-∑K=6×21-124=2式中,n為有相對運動的部件總數(shù);∑K為系統(tǒng)剛性約束之和。這2個自由度分別是懸架左、右兩側擺臂的上、下擺動,即減振器的上、下跳動。在進行仿真時引入轉向系統(tǒng)和傳動系統(tǒng),在ADAMS/CAR中的仿真模型如圖4所示。1.2模型驗證結果為保證仿真結果的準確性,對已建立的模型進行驗證。在ADAMS/CAR中對懸架模型輸入該車型最大轉向盤轉角(-495°~495°),然后觀察其外傾角、前束角,通過與實際測試的外傾角進行對比驗證所建模型的準確性。仿真與實際測試得出的外傾角隨轉向盤轉角變化曲線如圖5、圖6所示。仿真與實際測試所得的前束角隨轉向盤轉角變化曲線如圖7、圖8所示。由圖5~圖8兩組曲線對比結果可知,仿真結果與實際測試結果相當。有少許誤差,主要是因為模型忽略了減振器上端與車身間橡膠襯套及下擺臂軸橡膠襯套的彈性,只進行了運動學分析。結果表明前懸架模型建立的很準確,也證明了建模方法的正確性,所以后懸架模型不再進行驗證。1.3車輪跳車極限跳量的動態(tài)仿真進行懸架運動特性分析是合理選擇導向機構幾何參數(shù)的重要前提。比較常用的懸架運動學仿真做法是確定定位參數(shù)隨車輪上、下跳動的變化特性。車輪跳動量按照減振器與彈簧的極限行程,然后根據(jù)前懸架的杠桿比換算出車輪極限跳動量為上跳90mm、下跳100mm,仿真時按此值來輸入正弦激勵。ADAMS用剛體i的質心笛卡爾坐標和反映剛體方位的歐拉角或廣義歐拉角作為廣義坐標,即q任一給定時刻t鄣Φ/鄣q式中,△q可得到懸架定位參數(shù)主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、車輪外傾角、車輪前束角等在車輪上、下跳動時的變化特性仿真曲線。1.3.1車輛的轉向驅動力主銷內(nèi)傾可使車輪自動回正,可使主銷軸線與路面交點到車輪中心平面與地面交線的距離減小,從而可減少轉向時駕駛員加在轉向盤上的力,使轉向操縱輕便,同時可減少從轉向輪傳到轉向盤上的沖擊力。內(nèi)傾角不宜過大,一般在2°~12°之間,否則會增加輪胎與路面間的摩擦阻力,使轉向變得沉重,加劇了輪胎磨損。該車主銷內(nèi)傾角隨車輪跳動的變化曲線如圖9所示,初始值為5.75°,變化范圍為4.73°~8.54°。1.3.2汽車行駛方向偏離主銷后傾能形成正的穩(wěn)定力矩,當汽車直線行駛時,若轉向輪偶然遇到外力作用而稍有偏轉,將使汽車行駛方向發(fā)生偏離。此時由于主銷后傾角的存在,對車輪形成繞主銷軸線作用的力矩,其方向與車輪偏轉方向相反,使車輪回到原來中間位置,從而保證汽車穩(wěn)定直線行駛。該車主銷后傾角隨車輪跳動的變化曲線如圖10所示,初始值為5.2°,變化范圍是4.3°~6.8°。1.3.3車輛轉向特性的變化前輪前束可以消除車輪外傾引起的邊滾邊滑現(xiàn)象,減少輪胎磨損,前輪前束的變化可以改變車輛的轉向特性。如果前束過大或過小,輪胎偏磨會增加,導致滾動阻力增大,車輛直線行駛能力下降。該車前輪前束角值隨車輪跳動變化曲線如圖11所示,初始值為0.3°,變化范圍是0.14°~0.87°。1.3.4與圓形路面相適應前輪外傾可使輪胎磨損均勻,減輕輪轂外軸承的負荷,提高前輪工作的安全性和操縱輕便性,也使車輪可以與拱形路面相適應。但外傾角變化不宜過大,否則會使輪胎產(chǎn)生偏磨損,一般變化范圍在-3°~3°之間。該車前輪外傾角隨車輪跳動曲線如圖12所示,初始值為-0.16°,在跳動過程中變化范圍是-2.87°~0.48°。2懸臂運動學分析2.1后懸架連桿的配置該車后懸架為獨特的E型多連桿結構。該懸架連桿系統(tǒng)的結構布置既能提高操縱穩(wěn)定性,又能獲得良好的乘坐舒適性,而且能得到適合的車輪外傾控制特性。除減振器和螺旋彈簧分開布置外,E型多連桿后懸架連桿的配置與傳統(tǒng)多連桿后懸架連桿配置相似。減振器與螺旋彈簧設計在后軸與后下控制臂之間,結構緊湊。由于減振器和螺旋彈簧分開布置,實現(xiàn)了車地板較低且平坦的理想設計,增大了車輛后備箱的設計空間,消除了兩部件間的磨擦且降低了減振器側向力,因而使懸架系統(tǒng)操縱更平順,同時改善了乘坐舒適性。后懸架右半部分示意如圖13所示。其中,Q建立后懸架模型的過程與前懸架相似,如圖14所示。增加剛性約束后,在副車架與車身之間添加橡膠襯套后的后懸架模型如圖15所示。整個后懸架系統(tǒng)的自由度NN式中,n這2個自由度分別是懸架左、右兩側擺臂的上、下擺動,即減振器的上、下跳動。2.2懸臂運動學分析分析方法與前懸架相似,仿真模型如圖16。2.2.1橫向穩(wěn)定值后輪外傾角的作用有兩個,一是由于外傾角是負值,可增加車輪接地點跨度,增加汽車的橫向穩(wěn)定值;二是負的外傾角用來抵消當汽車高速行駛且驅動力F較大時車輪出現(xiàn)的負的前束(前張現(xiàn)象),以減少輪胎磨損。由該車后輪外傾角隨車輪跳動的變化曲線圖17可知,其初始值為-1.05°,變化范圍為-5.3°~-0.2°。2.2.2預設置前束角一般轎車都是發(fā)動機前置和前驅動方式,后輪是從動輪,汽車的驅動力通過縱臂作用于后軸上。如果后輪沒有前束角,汽車行駛時在驅動力的作用下后軸將產(chǎn)生一定彎曲,使車輪出現(xiàn)前張現(xiàn)象,而預先設置前束角可抵消這種前張現(xiàn)象。該車后輪前束角隨車輪跳動的變化曲線如圖18所示,初始值為0.3°,變化范圍是-1.15°~0.33°。3運行參數(shù)分析3.1主銷的內(nèi)部傾斜和后傾斜主銷內(nèi)傾角與后傾角由懸架形式?jīng)Q定,本文所述車輛的雙橫臂式獨立前懸架主銷軸線可以近似這樣確定:圖2中A3.2前束角和車輛的外傾角前輪前束可以通過改變橫拉桿長度來調整;前輪外傾角是在轉向節(jié)設計中確定的,設計時使轉向節(jié)軸頸的軸線與水平面成一定角度。4后懸架的設計通過ADAMS/CAR模塊對前懸架與后懸架的運動學分析和對前懸架模型的驗證,說明了建模方法的正確性與準確性。由仿真結果可知,該車的前、后懸架性能比較理想;前懸架具有良好的回正能力,轉向操縱輕便,有利于提高前輪安全性,減少輪胎磨損;后懸架結構設計合理,有利