基于ADAMS的双叉臂悬架系统动力学研究

基于ADAMS的双叉臂悬架系统动力学研究

摘要:为了深入研究双叉臂前悬架的系统动力学性能,应用多体动力学软件ADAMS/CAR构建了双叉臂悬架动力学模型,利用Insight 模块进行部分关键硬点参数做了优化,研究悬架在同向平行轮跳仿真试验过程中悬架性能参数的随轮跳过程的变化,对比了优化前后悬架性能参数。结果表明,通过悬架硬点坐标参数的优化,悬架的整体性能得到明显的提高,从而为双叉臂悬架的设计和制造提供改进的理论基础。

关键词:仿真试验系统动力学硬点参数双叉臂悬架

随着生活质量的提高,人们对汽车的要求越来越注重行驶过程平顺性以及操纵稳定性。而悬架的结构特点对操纵稳定性和平顺性的影响至关重要[1]。双叉臂式独立悬架是汽车悬架结构中常见的一种形式,具有诸多优点,使其广泛地应用于轿车、轻型车等的前悬架。目前对双叉臂悬架运动规律的研究较多[2～4]。为减少研发成本,虚拟样机技术的应用随着计算机的普及得到了大的推广。ADAMS具有丰富的建模功能和强大的运动学与动力学解算能力,可以建立规模庞大、机构复杂的系统级仿真模型,可对悬架和整车的性能进行综合评价,被广泛应用与悬架和整车设计开发[5～8]。为了分析双叉臂式前悬架的性能以及对操纵稳定性的影响,本文在adams/car中建立该悬架的虚拟样机模型,利用ADAMS/Insight优化了影响悬架性能的关键硬点参数,对优化前后的悬架进行仿真分析,对比了优化前后的主销偏距、前束角、

车轮外倾角等悬架性能参数,结果表明优化后的悬架操控性能有了大幅度的提升。

1 构建仿真模型

在建立双叉臂悬架模型前,必须对悬架系统进行合理的数学模型简化和基本假设:整个双叉臂悬架作为一个多刚体系统进行仿真,系统的各个刚体在各方向的惯性力均为零;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;减振器简化为线性弹簧和阻尼,各运动副里的摩擦力忽略不计;本文的研究重点为悬架,轮胎可简化为刚性体。

硬点是各零件之间连接处的关键几何定位点,确定硬点就是在子系统坐标系中给出零件之间连接点的几何位置。从厂家提供的零部件装配图上可以得到硬点的坐标值。计算或者测量整合零件的质量、质心位置以及绕质心坐标系三个坐标轴的转动惯量,将这些动力学参数填写到相应的输入中。以硬点为基础创建几何模型,定义各零件间的运动关系,确定约束类型将各零件连接起来,从而构成模板,然后将模板生成子系统并且与试验台装配成悬架测试系统,完成双叉臂式悬架在ADAMS/Car中的虚拟样机模型,如图1所示。

2 参数优化与性能仿真对比

装配好悬架模型和试验台,对双叉臂悬架进行同向平行轮跳动试验。设置悬架上下跳动距离为100mm,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。由于左、右轮主要性能参数在跳动过程中变化趋势相同,所以只选择左侧车轮作为研究对象。

在整车的运动过程中,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,这也将造就车轮定位参数发生相对的变动,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,悬架系统与车轮定位参数相关的参数变化量不能太大。悬架的优化利用ADAMS/Insight,对悬架的下摇臂前点(lca-front)、后点(lca-rear)、外点(lca-outer),上摇臂的前点(uca-front)、后点(uca-rear)、外点(uca-outer),拉杆的内点(tierod-inner)、外点(tierod-outer)等八个坐标点进行优化分析,由于悬架系统与车轮定位参数相关的参数变化量不能太大,硬点参数的优化只能在小范围内进行,经过多次修改迭代得到优化参数。用优化后的硬点坐标修正模型,再次进行平行轮跳仿真。图2、图3、图4、图5、图6分别为优化前后的车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角、主销偏距以及前轮前束角的曲线图。在图2～图6中,红色曲线为优化后的双叉臂悬架虚拟样机试验得出的,蓝色为未优化的双叉臂悬架虚拟样机仿真试验得到的。对比研究的结果表明,优化后的性能参数明显优于优化前的。

(1)车轮外倾角(camber angle)。

为防止车轮出现过大的不足转向或者过度转向趋势,一般希望车轮从满载位置起上下跳动±50mm的范围内,车轮外倾角变化在-2°～1°之间[9]。从图2可以看出,优化前车轮外倾角变化范围为-1.25°～0.75°,而优化后的车轮外倾角变化范围为-1.04°～0.75°,优化后不仅车轮外倾角变化范围变小,而且最值也变小,减少了不足转向或者过大转向的趋势,增强了整车的行驶稳定性。

(2)主销后倾角(caster angle)。

主销后倾角为正值时有抑制制动时点头的作用,保证车轮具有合适的回正力矩,使车轮复位以提高整车直线行驶的稳定性。主销后倾角在车轮上下运动过程中不会出现大的变化,以免在载荷变化时出现回正力矩过大或者过小的现象,使操纵稳定性变差。但是如果太大会使车轮支撑处反力矩过大,造成车轮摆振或者转向盘力的变化,一般要求主销后倾角在3°～6°之间[9]。图3中所示的曲线表明,未优化的悬架主销后倾角在5.4°～5.5°之间,优化后的在3.28°～4.06°之间,由图3可见,优化后主销后倾角的幅值大大减小,有利于抑制制动点头,同时提高了悬架系统的直线行驶稳定性。

(3)主销内倾角(kingpin inclination angle)。

主销内倾角可以使汽车转向自动回正和转向操作轻便,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。实际设计

时,大致的范围在7～13,希望取较小数值[9]。因此设计要求主销内倾角不能太大,从图4中可以看出,双叉臂式悬架优化前、后的主销内倾角变化范围分别是9.1°～11.3°与7.4°～9.2°。不仅变化区间大为变小,最值也大幅度的变小,提高了汽车的转向能力,转向操作更为轻便,减小了轮胎的磨损。

(4)主销偏距(scrub radius)。

汽车转向时,转向轮绕主销转动,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,转向力矩也越小,所以设计要求一般希望主销偏距小一些,以减小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角是密切相关的,通过调整主销内倾角可以得到不同的主销偏距。从图5看出,优化前的主销偏距在33.09～34.48mm之间,然而优化后主销偏距28.85～29.96mm之间,幅值和范围减少,使得悬架操作稳定性能得到提升。

(5)前轮前束角(toe angle)。

车轮前束角的作用主要是减少汽车前进中因前轮外倾和纵向阻碍力致使前轮前端向外滚开所造成的不良后果。对于汽车前轮,车轮上跳动的前束角值大多设计在零附近变化。设计值取在零附近是为了控制直行时由路面的凹凸引起的前束变化,确保良好的直行稳定性。另外,此弱负前束的变化是为了使整车获得弱的不足转向特性[9]。当车轮行驶时,前束的变化过大,将会影响车辆的直线行驶稳定性,同时