汽车前悬架系统动力学仿真与分析

文件一ＭＤＩ—ＳＵＳＰＥＮＳＩＯＮ—ＴＥＳＴＲＩＧ，并将其与悬架 系统进行装配，构成动力学仿真模型㈨。
该悬架系统关键点的硬点坐标如表ｌ所示。
Ｔａｂ．１
表１悬架硬点坐标
Ｈａｒｄｐｏｉｎｔ ｃｏｏｒｄｉｎａｔｅ ｏｆ ｔｈｅ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ
图２麦弗逊前悬架系统动力学仿真模型 Ｆｉｇ．２ Ｄｙｎａｍｉｃ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｔｈｅ ｆｒｏｎｔ
ＭａｃＰｈｅｒｓｏｎ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ
２麦弗逊前悬架系统动力学仿真与分析
本典型车采用的轮胎规格为１８５Ｒ１５Ｃ一８ＰＲ， 车体重心高度为８１９ ｍｍ，轴距为３ ５７０ ｍｍ。仿真 选用两侧车轮同向跳动方式进行仿真，设置仿真步 为１００。上下激振位移为５０ ａｍ来研究前悬架跳动 过程中主要性能参数的变化规律。仿真计算完毕， 检查构件间无干涉现象，进入ＡＤＡＭｓ／ＰｏｓｔＰｒｏｃｅｓｓｏｒ 后处理模块分析车轮上下跳动过程中参数变化对悬 架性能的影响。
置的总称，包括弹性元件，减振器和传力装置等三部 数和悬架系统的若干重要参数进行了分析，并对不
分，起着缓和、消减由于路面不平所引起的冲击和振 满足悬架和整车设计要求的参数进行了优化，改善
动，传递并承受各种力和这些力所形成的力矩等作
了该款车型悬架和整车的动态特性。
用…，是车辆上的一个非常重要的系统。本文针对 某型车前悬架系统进行动力学仿真研究。该悬架为
１ 麦弗逊前悬架系统动力学模型构建
麦弗逊独立式悬架，即每个车轮单独通过一套悬架
麦弗逊悬架一般用于汽车前轮，其主要结构是
安装于车身或者车桥上、车桥采用断开式，中间一段
由螺旋弹簧加上减震器组成。减震器可以避免弹簧
固定于车架或者车身上，此种悬架两边车轮受冲击 受力时向左、右、前、后偏移的现象，限制弹簧只能作
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（一０．５０／５０ ｔｏｎｉ）。图６为前轮上跳时，前 束变化值为０—０．５。／５０ ｉ／ｌｍ，不满足设计要求。
－５０．０
－２５．０
０．０
Ｌｅｎ对ｈ／ｍｍ
２５．Ｏ
５０．Ｏ
图５前轮外倾角变化曲线 Ｆｉｇ．５ Ｖａｒｉａｔｉｏｎａｌ ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｃａｍｂｅｒ ａｎｇｌｅ
２００８焦
２．３转向角、轮距变化量 转向角：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。一般要求将该转角控制 在一定范围内，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９所示为转向角变化曲 线，可见，转向角变化稍微过大，可进一步进行优化。
（南昌大学机电工程学院，江西南昌３３００３１）
摘要：利用ＡＤＡＭＳ／Ｃａｒ整车设计软件包建立了该悬架系统动力学模型，选取“两侧车轮同向跳动”工况进行仿
真，在ＡＤＡＭｓ／ＰｏｓｔＰｒｏｃｅｓｓｏｒ后处理模块中分析了车轮上下跳动过程中参数变化对悬架性能的影响，总结出该型车
设计中存在的缺陷，优化了不符合设计要求的参数，使前束角、主销内倾角及转向角达到理想值。研究结果表明：
ＱＩＡＮ ＮｉＳｕｎ，ＨＵＡＮＧ Ｊｕ—ｈｕａ，ＺＨＡＮＧ Ｔｉｎｇ—ｆａｎｇ
（Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ａｎｄ Ｅｌｅｃｔｒｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｎａｎｃｈａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｎａｎｃｈａｎｇ ３３００３１，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎｔｒｏｄｕｃｅｄ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ ｏｆ ａ ｆｉ＇ｏｎｔ ｍａｃｐｈｅｒｓｏｎ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ ｓｏｍｅ ｔｙｐｉｅＭ ｖｅｈｉ－ ｃｌｅ，ｂｕｉｌｔ ｔｈｅ ｄｙｎａｍｉｃ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｔｈｅ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ ｂｙ ｕｓｉｎｇ ｔｈｅ ｆｕｌｌ·ｗｅｈｉｃｌｅ ｄｅｓｉｇｎ ｓｏｆｔｗａｒｅ ｐａｃｋａｇｅ ＡＤＡＭＳ／ Ｃａｒ，ｓｉｍｕｌａｔｅｄ ｔｈｅ ｆｒｏｎｔ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｃａｓｅ ｏｆ“ｐａｒａｌｌｅｌ ｗｈｅｅｌ ｔｒａｖｅｌ”，ａｎａｌｙｚｅｄ ｔｈｅ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｆ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｖａｒｉａｔｉｏｎ ｏｎ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ’Ｓ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｗｈｅｎ ｗｈｅｅｌｓ ｊｕｍｐｉｎｇ ｕｐ ａｎｄ ｄｏｗｎ ｕｎｄｅｒ ＡＤＡＭＳ／ｐｏｓｔｐｒｏｃｅｓｓｏｒ，ｓｕｍｍｅｄ ｕｐ ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ｂｕｇｓ，ｏｐｔｉｍｉｚｅｄ ｔｈｅ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｆａｌｌｉｎｇ ｓｈｏｒｔ ｏｆ ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ ｔｏ ｍａｋｅ ｔｈｅ ｔｏｅ ａｎｇｌｅ，ｔｈｅ ｋｉｎｇｐｉｎ ｉｎｃｌｉｎａｔｉｏｎ ａｎｇｌｅ ａｎｄ ｔｈｅ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ａｎｄｅ ｍｅｅｔ ｔｈｅ ｉｄｅａｌ ｖａｌｕｅｓ．Ｔｈｅ ｓｔｕｄｙ ｉｎｄｉｃａｔｅｓ ｔｈａｔ ｉｔ ｉｓ ｓｉｍｐｌｅ，ｃｏｎｖｅｎ－ ｉｅｎｔ ａｎｄ ｅｃｏｎｏｍｉｃ ｔｏ ｐｒｅｄｉｃ ｓｕｓｕｐｅｎｓｉｏｎ’Ｓ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｗｉｔｈ ａｄａｍｓ／ｃａｒ ａｎｄ ｔｈｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｒｅｓｕｌｔｓ ｃａｎ ｂｅ ｕｓｅｄ ｔｏ
作者简介：钱尼君（
一），男，硕士研究生；通讯作者：黄菊花（ １９６２ 一），女，教授，博士，博士生导师。
． ｃｏｍ１９．８ｃｉ３１．
ｈｕａｎｇｊｕｈｕａｌ＠ｙａｌｌｏｏ
万方数据
·５０·
南昌大学学报·工科版
２００８年
地受力，延长减震器的寿命并满足使用性能要求，在 布置上采用主销中心线、减震器中心线以及弹簧中 心线不共线的形式。这一布置形式决定了其运动规 律与其它形式的悬架系统的不同。一般在其它悬架 系统结构中，对应于不同的车轮跳动位置，各点至主 销中心的距离不变，而在三线不共线的麦弗逊悬架 系统中，对应于不同的车轮跳动位置，各点至主销中 心线的距离是变化的忙。Ｊ。
利用Ａｄａｍｓ／Ｃａｒ预测悬架性能简洁、方便且经济，仿真结果可用于指导悬架设计和参数优化。
关键词：麦弗逊悬架；动力学分析；仿真；优化
中图分类号：Ｕ４６１．１
文献标识码：Ａ
Ｔｈｅ Ｄｙｎａｍｉｃ Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ Ａｎｄ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ Ｖｅｈｉｃｌｅ Ｆｒｏｎｔ Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ Ｓｙｓｔｅｍ
通过各个零件之间的约束关系，可以计算麦弗 逊悬架的自由度数为３，即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。根据设计提出 的麦弗逊悬架建立的３Ｄ模型如图１所示。
图１麦弗逊悬架３Ｄ模型 Ｆｉｇ．１ ３Ｄ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ＭａｃＰｈｅｒｓｏｎ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ
在ＡＤＡＭＳ／Ｃａｒ中，调用麦弗逊悬架模板文件 建立悬架动力学模型，为了仿真需要，调用转向子系 统模板文件ＭＤＩ—ＦＲＯＮＴ—ＳＴＥＥＲＩＮＧ．ｓｕｂ与激振台
时互不影响，而且由于悬架质量较轻，缓冲与减震能 上下方向的振动，并可以用减震器的行程及松紧，来
力很强，乘坐舒适，各项指标都优于非独立式悬架。
设定悬架的软硬及性能。
根据需要，作者在ＡＤＡＭＳ／Ｃａｒ中对该前麦弗
该悬架系统的一大特点是：为了保证系统合理
源自文库
收稿日期：２００７—１１一０１
基金项目：江西省自然科学基金资助项目（０５１２０１３）
调整上述硬点坐标，得到如图２所示麦弗逊悬 架系统动力学模型。
图３主销内倾角变化曲线 Ｆｉｇ．３ Ｖａｒｉａｔｉｏｎａｌ伽ｒ＂ｏｆ ｋｉｎｇｐｉｎ ｉｎｃｌｉｎａｔｉｏｎ ａｎｇｌｅ ２．１．２主销后倾角
主销后倾角设计应保证车轮具有合适的回正力
万方数据
第１期
钱尼君，等：汽车前悬架系统动力学仿真与分析
线。可以看出，制动时，悬架变形量较小，抗点头性能 较好；加速时悬架变形量也较小，抗抬头性能也较好。
口目，Ｉ毫ｃａｒＩ
图７点头■变化曲线
Ｆｉｇ．７ Ｖａｒｉａｔｉｏｎａｌ ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｄｉｖｅ
图８抬头量变化曲线 Ｆｉｇ．８ Ｖａｒｉａｔｉｏｎａｌ ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｌｉｆｔ
万方数据
·５２·
南昌大学学报·工科版
有：转向横拉杆内点（ｔｉｅｒｏｄ＿ｉｎｎｅｒ＿ｚ），转向横拉杆外 点（ｔｉｅｒｏｄ—ｏｕｔｅｒ—Ｚ），下摇臂球头销（１ｅａ—ｏｕｔｅｒ—
Ｙ）‘７－ｓ］。针对上述问题，在保持整体布局不变的前 提下，将转向横拉杆内点向上调整３０ ｍｍ，将转向横 拉杆外点向上调整２０ ｍｍ，将下摇臂球头销向上调 整１０ ｍｍ，再次进行仿真分析，并将两次仿真曲线放 在同一坐标下进行对比，结果如图１１一图１３。图 中，实线和虚线分别代表参数改动前和改动后的结 果。可以看出，优化后前束角明显减小，基本达到理 想值；主销内倾角进一步减小；左右轮的转向角变化 幅值改善明显。
车轮上跳及车轮下落时的前束变化对车辆的直 行稳定性、车辆的稳态响应（不足转向、过多转向）特 性有很大的影响，是汽车悬架的重要设计参数之一。
－５０．０
—２５．Ｏ
０．０
ＬｅｎｇＯａｍｍ
２５．Ｏ
５０．Ｏ
图６前轮前束角变化曲线
№．６ Ｖａｒｉａｔｉｏｎａｌ ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｔｏｅ ａｎｇｌｅ
２．２制动点头量和加速抬头量 图７和图８分别为制动点头量和加速抬头量曲
２．１前轮定位角 ２．１．１主销内倾角
主销内倾能使主销偏距减小，从而可减少转向 时驾驶员加在方向盘上的力，使转向操纵轻便，同时 也可减少从转向轮传到方向盘上的冲击力。在车轮 跳动时，若主销内倾角变化过大，将会使转向沉重， 加速轮胎磨损。实际设计时，大致范围为：７０—１３。。 现代汽车主销内倾角有明显增大的趋势。如奥迪 １００和上海桑塔纳轿车的主销内倾角为１４．２。，捷达 为１４“引。图３为主销内倾角随车轮跳动的变化曲 线。由图可以看出，主销内倾角的变化范围为１４．３。 一１７．５０，可进一步进行优化。
矩，使汽车具有良好的行驶稳定性。当车轮随载荷 变化而发生跳动时，如果主销后倾角出现大的变化， 则回正力矩将出现过大或过小的现象，使汽车的操 纵稳定性恶化。主销后倾角对转向时的车轮外倾变 化影响较大。假如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。因此，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，这将导致不足转向能力较弱，最大横 向加速度会增大。一般认为２。一３。是合理的范围。 图５为车轮跳动时主销后倾角的变化曲线。由图４ 可见，当车轮在士５０ ｍｍ跳动时，主销后倾角的变 化范围为０．６５０—１．３５０，满足设计要求。
第３０卷第１期 ２００８年３月
南昌大学学报·工科版 Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｎａｎｃｈａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ（Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ＆Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ）
文章编号：１００６—０４５６（２００８）Ｏｌ—００４９—０４
Ｖ０１．３０ Ｎｏ．１ Ｍａｒ．２００８
汽车前悬架系统动力学仿真与分析
钱尼君，黄菊花，张庭芳
ｇｕｉｄｅ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ．
Ｋｅｙ Ｗｏｒｄｓ：ｍａｃｐｈｅｒｓｏｎ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ；ｄｙｎａｍｉｃ ａｎａｌｙｓｉｓ；ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ；ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ
车辆悬架系统是车架与车桥之间连接和传力装 逊悬架系统进行了动力学建模、仿真，对前轮定位参
一 已 ≈ 备 《
图４主销后倾角变化曲线
Ｆｉｇ．４ Ｖａｒｉａｔｉｏｎａｌ ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｃａｓｔｅｒ ａｎｇｌｅ
２．１．３前轮外倾角 除主销内倾角和后倾角两个角度保证车辆直线
行驶的稳定性外，前轮外倾角也具有定位作用。如 果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时，车 桥将因承载变形，而可能出现车轮内倾。这将加速 汽车轮胎的偏磨。另外，路面对车轮的垂直反作用 力沿轮毂的轴向分力将使轮毂压向轮毂外端的小轴 承，加重了外端小轴承及轮毂紧固螺母的负荷，降低 它们的使用寿命。因此，为了使轮胎磨损均匀和减 轻轮毂外轴承的负荷，安装车轮时预先使车轮有一 定的外倾角，以防止车轮内倾。同时，车轮有了外倾 角也可以与拱形路面相适应。但是外倾角也不宜过 大，否则也会使轮胎产生偏磨损。为防止车轮出现 过大的不足转向或过渡转向趋势，一般希望车轮在 上下跳动５０ ｍｍ的范围内，外倾角一般在１０左右变 化。图５为左右车轮同步上下跳动时车轮外倾角的 变化曲线。可以看出，在车轮上跳过程（横坐标 一５０—０ ｍｍ）中，车轮外倾角在Ｏｏ—１．５。之间变化， 满足设计要求。 ２．１．４前轮前束角