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ADAMS/car在悬架设计中的应用

ADAMS/car在悬架设计中的应用 2011年12月04日 来源： 悬架是汽车的主要总成之一，其对操纵稳定性和平顺性的影响至关重要。麦弗逊悬架的诸多优点，使得该种悬架广泛应用于轿车、轻型车等的前悬架。设计时导向机构在车轮的上下跳动过程中，应不使主销的定位参数变化过大，车轮与导向机构应运动协调。转向机构组成的系统是空间杆机构，当转向梯形断开点位置选择不当时，会造成横拉杆与悬架导向机构运动不协调，汽车行驶时会出现前轮摆振现象，破坏操纵稳定性,加剧轮胎磨损。传统设计一般采用经验设计、数学推导法以及几何作图等方法，虽然可以满足设计要求，但精度和效率不高。传统的方法已经很难满足日益加速的设计需求，为缩短开发周期、降低开发成本，有必要采用新的设计方法。ADAMS/CAR模块内有悬架运动学动力学分析的专门模板，可以方便地建立各种结构形式的悬架，迅速得出悬架的多达三十多种参数的性能曲线。模型全部采用数字化设计，可方便地对设计参数进行修改和调整以发现其对各种性能参数的影响，优化设计目标，最终为企业提供产品开发的解决方案。1 悬架分析参数悬架系统中各关键点的坐标由设计图纸查得，减震器、扭杆弹簧参数由试验得出，前轮定位参数由厂家提供。 (坐标系的规定：汽车纵向为 X 轴，后为正；汽车横向为 Y 轴，右为正；汽车垂向为 Z 轴，上为正)2 仿真模型的建立和验证2.1通过对某型 SUV 车进行硬点坐标测量以及悬架弹性件测试，将所得到前悬架的硬点参数及弹性件参数输入MSC.ADAMS/Car 中，建立该车前悬架的仿真模型。如图1

图1 麦弗逊式独立悬架

2.2建成悬架模型后，将悬架模型与测试平台装配，然后对悬架模型进行上下跳动量为-125~100mm的左右轮平行跳动工况仿真。

图2平行跳动工况设置图

点击apply后，悬架进行平行跳动工况，仿真步长为100步。2.3调用 MSC.ADAMS/Solver 进行解算后，系统能输出几十种有关悬架性能的参数。 前轮定位参数以下是该麦弗逊前悬架车轮定位参数仿真结果： 2.3.1车轮外倾角（Camber Angle）

图3车轮外倾角变化

由上图可以看出，前悬架模型的车轮外倾角变化范围在 -3.2deg~0.75deg 之间。2.3.2 主销后倾角（Caster Angle）

图4主销后倾角变化

由上图可以看出，前悬架模型的主销后倾角变化范围在 5.3deg~5.9deg 之间。 2.3.3 主销内倾角（Kingpin Inclination Angle）

图5主销内倾角变化

由上图可看出，主销内倾角变化范围在 8deg~13deg 之间。2.3.4 主销偏距（Scrub Radius）

图6主销偏距变化

由上图可看出，主销偏距变化范围在-6.2mm~ 0.6mm 左右。2.3.5 车轮前束角（Toe Angle）

图7车轮前束角变化

由上图可看出，车轮前束角变化范围在-1.9deg~ 7.8deg 左右。2.4 悬架性能参数的优化 在整车运动过程中，由于路面存在一定的不平度，此时轮胎和车身之间的相对位置将发生变化，这也将造成车轮定位参数发生相应的变动。如果车轮定位参数的变动过大的话，将会加剧轮胎和转向机件的磨损并降低整车操纵稳定性和其他相关性能，所以原则上，车轮定位参数的变化量不能太大。利用 MSC.ADAMS/Insight 模块，用户可以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。本论文是通过对悬架的部分硬点坐标进行改变来达到优化定位参数的目的。 在 Insight 模块中，我们对麦弗逊悬架的下摇臂前点（lca _front）、后点（lca_ rear），转向拉杆内点（tierod _inner）、外点（tierod _outer），下摇臂球头销（lca_ outer）等五个坐标点的 15 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-5mm~5mm 之间。对于 15个坐标值的分析，Insight 将进行 215 次迭代解算，计算量极其庞大，所以我们只进行 64 次的部分迭代。进行完迭代解算后，我们可以利用 Insight 自带功能，将优化的结果作为动态数据存在交互式网页中。见图8：

从该网页上可以看出，Factor 项为 15 个硬点坐标值，而 Response 项为五项定位参数。Factor项的最大值和最小值与 Nominal 值都相差 5 个单位，这是因为先前我们设定坐标值的变动范围在±5mm 的缘故。 当在最大值和最小值范围内修改 Factor（即硬点参数）值时，Response 项（定位参数）的值都会产生变化。由于修改硬点参数后，五项定位参数的变化趋势可能会出现相反的情况，例如：修改lca_ front 点的 x 坐标值后，camber 值与原值相比变小，而 caster 值却比原值大，此时虽然 camber 值满足了我们的要求，但 caster 值却背离了我们的设计原则。当出现这种情况时，为了兼顾平衡，我们取一个折中值。下表为优化前后悬架的部分硬点坐标

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：

图9车轮外倾角优化前后对比

2.4.1 车轮外倾角（.Camber_Angle）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 40mm的范围内，车轮外倾角变化在 1 度左右。从图上可以看出，优化后车轮外倾角变化范围是0.03deg~2 .37deg,比优化前的范围小了一点，这是因为 Insight 为了兼顾其他四项定位参数的优化而放弃了外倾角部分利益的缘故，但是在上下跳动 40mm 的范围内，优化后外倾角变化基本在 1 度左右，满足设计要求。 2.4.2 主销后倾角（Caster_Angle）

图10主销后倾角优化前后对比

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。因此一般悬架每压缩 10mm，后倾角变化范围为 10 deg ~40 deg。优化后，主销后倾角的变化范围在 2.6deg~5.5deg 之间，大大小于优化前的变化范围，而且此时悬架每压缩10mm,后倾角变化范围在 3.68 deg左右，很好地符合了我们的设计要求。 2.4.3 主销内倾角（Kingpin_ Inclination_ Angle）

图11主销内倾角优化前后对比

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，主销内倾角的变化范围与优化前相比变化不大，但是主销内倾角的初始值比原先小了 0.3deg 左右，这将减小转向时车轮与地面的滑动，减缓轮胎磨损。2.4.4 主销偏距（Scrub_Radius）

图12主销偏距优化前后对比

汽车转向时，转向轮围绕主销转动，地面对转向的阻力力矩与主销偏距的大小成正比。主销偏距越小，转向阻力矩也越小，所以一般希望主销偏距小一些，以减少转向操纵力以及地面对转向系统的冲击。主销偏距与主销内倾是密切相关的，通过调整主销内倾角可以得到不同的主销偏距。较理想的主销偏距值为-10~ 30mm，优化后，主销偏距的变化范围为-10.02~ 1.5 mm，比优化前更接近设计值。 2.4.5 车轮前束角（Toe_Angle）

图13车轮前束角优化前后对比

对于汽车前轮，车轮上跳时的前束值多设计成零至负前束变化。当车辆行驶时，前束的变化过大，将会影响车辆的直线行驶稳定性，同时增大轮胎与地面间的滚动阻力，加剧轮胎的磨损，所以前束角的设计原则是在车轮跳动时，变化量越小越好。从图上看出，优化后，前束角的变化量比之前大致相同，对车辆直线行驶的稳定性没有提高。3 小结：运用 MSC.ADAMS/Insight，通过对模型的硬点坐标、弹性参数进行多次修改迭代，可以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。本文介绍了通过对麦弗逊式前悬架的部分硬点坐标进行优化，使车轮定位参数在轮跳时的变动量达到最优化,从而改善了悬架的运动学性能。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。 参考文献：[1] 陈家瑞著.汽车结构[M].人民交通出版社1994[2] 林逸等.滑柱摆臂式悬架空间运动分析[J].汽车技术1998.3[3] 初亮等.滑柱摆臂式悬架转向机构梯形断开点位置的优化及分析[J]汽车工程 1996.6[4] 赵晓光.断开式转向梯形的转向传动机构运动分析[J].汽车技术1993[5] 陆波.麦式悬架系统运动分析[J].汽车技术1994.6[6] 张洪欣.柱摆臂式悬架的矢量分析方法[J].汽车技术1989[7] 黄小平.转向机构运动学分析[J].汽车工程1991[8] 吴元杰等.轿车滑柱摆臂式独立悬架的运动学分析和参数优化设计[J].吉林工大学报1991.3作者简介：朱天军，男，1977年，研究生，助教，现在河北工程学院机电学院车辆工程系从事车辆工程方面的教学与研究工作。(end)

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