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前悬架力学计算、建模及仿真分析关键词：前悬架力学计算 建模 仿真分析概述：本课题内容共两项：1. 计算、分析或测量系列前独立悬架中前梁在静载条件下，其外力大小和方向2. 针对汽车的前梁与独立悬架总成设计、开发中的实际问题，利用机械系统自动动力学仿真软件，开发汽车前悬架系统设计模块，模拟汽车的实际工况，建立力学分析模型，分析影响汽车前轮定位参数的结构因素为测量前悬架设计提供理论依据，为汽车前悬架提供最佳的结构尺寸。1 前悬架力学计算1.1前悬架受力分析前悬架的结构为双横臂带扭杆弹簧，且扭杆弹簧上置。静载时分析悬架受力如下图1-1所示： 图1-1 悬架受力图(1) 在轮胎中心线oo接地点o受垂直载荷fz和横向力fy(2) 上摆臂在球头a处受横向和纵向力分别为f2y和f2z(作用力方向假设为图示方向)，在d处受扭杆产生的扭矩m(3) 下摆臂在球头b 处受力为f1（由于扭杆上置，下摆臂为二力杆，f1的方向与下摆臂两节点的连线共线）。由静力平衡建立方程可得： -(1-1) - (1-2) - (1-3) - (1-4)式中-为主销长度，由图纸尺寸可得约为264mm-为上摆臂长度，由图纸尺寸可得为270mm-为主销内倾角，由图纸尺寸可得为6.5度-为下、上摆臂角a -为车轮接地点至上摆臂球头a中心的水平距离h2 -为上摆臂球头a至地面高度fz ,fy-分别为单个车轮的垂直,横向载荷-分别为上摆臂球头a处的受力f1 -为下摆臂在b处的受力m -为上摆臂在c处受的扭矩（1）由式1可求得下摆臂b处所受的力f1; 式中取 fz=12.25kn (设整个前桥载荷为2.5吨,单轮载荷为1.25吨) fy=0 (静载时没有横向力) (取上摆臂能达到的最大角度,78mm为轮胎上跳的最大距离,369mm为上摆臂d点至轮胎接地点垂直中心线的距离)（2）由式2、3 可求得上摆臂a处所受的力f2y和f2z;式中 取 fy=0 ( 静载时没有横向力) (取下摆臂能达到的最大角度, 78mm为轮胎上跳的最大距离,449mm为下摆臂c点至轮胎接地点垂直中心线的距离)（3）扭杆所受的扭矩为m=1854.9790 (n.m) 1.2. 前悬架各工况下受力计算1.2.1基本载荷的受力分析研究的前梁总成，确定前桥载荷24.5kn为分析的基本载荷，单侧为12.25kn。（1）静载时:f1=(0-12.25*110)/2*cos(0-7)=-5.123 kn静载时摆臂水平（2）在上限位置时:f1=(0-12.25*110)/2*cos(17.378-7)=-5.17 kn轮胎上跳距离为84.5mm,上摆臂角度为arctg（84.5/270）=17.378,下摆臂角度为arctg（84.5/382.5）=12.457（3）在下限位置时:f1=(0-12.25*110)/2*cos(-16.7-7)=-5.55 kn轮胎上跳距离为81mm,上摆臂角度为arctg（-81/270）=-16.7,下摆臂角度为arctg（-81/382.5）=-11.96月牙板处受力如图:图1-2 月牙板处受力图静载时上摆臂衬套处受力分析（图1-3）:图1-3 上摆臂衬套处受力图由式1-2、1-3可求得上摆臂a处所受的力f2y和f2z-1-2-1-3代入数值可得:(1)在摆臂水平时:f1=-5.123 knf2y=(-5.123*cos0)-0=-5.123 knf2z=12.25+(-5.123)*sin0=12.25 kn其合力为arctan（12.25/5.123）=67.3 方向为和水平线成67.3度.(2) 在上限位置时:f1=-5.17 kn,下摆臂角度为12.457f2y=(-5.123*cos12.457)-0=-5 knf2z=12.25+(-5.123)*sin12.457=11.14 kn其合力为fd=12.21 knarctan(11.14/5)=.8 方向为和水平线成.8度.(3) 在下限位置时: f1=-5.55 kn, 下摆臂角度为-11.96f2y=(-5.123*cos11.96)-0=-5 knf2z=12.25+(-5.123)*sin(-11.96)=13.31 kn其合力为fd=14.22 knarctan(13.31/5)=69.4 方向为和水平线成69.4度.1.2.2 三种强化计算工况第一种工况: 当路面作用到车轮的垂直力达到最大时-汽车驶上路面凸起障碍或落入洼坑,车轮与路面冲击时发生的载荷。取动载系数2.5时,单轮最大垂直力为12.25*2.5=30.625kn(1)静止时 f1=(0-30.625*110)/2*cos(0-7)=-12.8 kn(2)上限时 f1=(0-30.625*110)/2*cos(17.378-7)=-12.9 kn(3)下限时 f1=(0-30.625*110)/2*cos(-16.7-7)=-13.88 kn第二种工况: 当车轮上的纵向力达到最大时-汽车加速或紧急制动时,由惯性力引起的纵向载荷. 车轮上的垂直作用力z=m1*g1/2=1.4*24.5=34.3 kn 最大纵向载荷为m1*g1*q=1.4*24.5*0.8=27.44 kn 式中m1-前轴上的重量分配系数, 取 1.4 q-地面附着系数,取 0.8 g1-静载时的前轴载荷第三种工况: 当汽车转弯时的测向力最大时-转弯侧滑产生的最大侧滑力。假设汽车向右侧滑,左轮离开地面的极限情况f1=(24.5*0.8*500-24.5*110)/2*cos(-16.7-7)=29.3 kn2. 前悬架实体模型的建立和仿真模型基本参数的确定2.1前悬架实体模型建立根据分公司提供的前悬架各零部件的二维设计图纸，利用pro/e软件建立了悬架中个组成零件的三维实体模型，并根据总装配图进行装配。主要的零件模型如下： 图21 上摆臂 图22 下摆臂 图23 转向节 图24 扭杆 图25 上拉杆 图26 下拉杆根据前悬架的总装配图纸，在pro/e中进行装配，并生成爆炸图如图27、28所示。 图27 悬架总装配图 图28 前悬架爆炸图1前梁焊接总成，2扭杆弹簧，3上摆臂，4下摆臂，5减震器总成，6上拉杆带球接头总成，7下拉杆带球接头总成，8固定支架，9上、下摆臂球接头总成，10转向节，11制动盘总成2.2 adams仿真模型基本参数的确定应用多体系统动力学建立机械系统仿真模型参数需求量大,精度要求高,参数准备工作量大。根据研究工作的需要,将参数类型划分为运动学(几何定位)参数,质量参数(质量,质心与转动惯量),力学特性参数(刚度,阻尼特性)与外界参数(道路普,风力等等)。2.2.1 运动学（几何定位）参数应用多体系统动力学建立机械系统仿真模型时，需要依据悬架的结构形式，在模型中输入悬架中各运动部件之间的安装连接位置与相对角度,车轮定位角等参数。这些参数决定了悬架各部件的空间运动关系,如前轮上下跳动时的主销内倾角,后倾角,车轮外倾角,前束的变化等。有了运动学参数,就可以建立悬架的运动学模型并分析其运动特性。运动学参数,一般可以在汽车的设计图纸中查得。如前悬架总成图就包括了分析前悬架运动特性得几乎所有参数。应注意的是,各运动部件得相对连接位置,应在统一的整车参考坐标中测量。在无法获得悬架总成图时,可以在掌握一些基本参数,如运动部件的几何外形参数与车轮定位角等,通过作图法获得参数。由悬架总装配图查得的前悬架定位参数如表21所示。表21前悬架定位参数主销内倾角车轮滚动半径359mm主销后倾角前轮轮距1725mm车轮外倾角内轮最大转角前轮前束2.5mm（0.221）外轮最大转角在adams软件中建立仿真模型时各零件关键点的位置对建立模型的准确性非常关键。通过零件装配图和三维实体模型上实际测量，获得了前悬架中零件关键的位置。表22是前悬架关键点的位置（由于模型左右对称，表中只列出左侧点的位置）。表中x方向取汽车前进方向的相反方向为正，y方向取汽车右侧为正，z方向重力方向的相反方向为正。表中单位为mm。表22 前悬架各零件关键点位置序号硬点项目定义loc_xloc_yloc_z1hpl_wheel_center车轮中心位置0.0-885.087102.42hpl_lca_inner下摆臂内端点位置0.0-401 0.03hpl_lca_outer下摆臂外端点位置-10.3-782.2560.04hpl_damper_lwr减震器下安装位置96.5-586.00.05hpl_damper_upp减震器上安装位置96.5-541.03406hpl_knuckle转向节中心位置0.0-831.638100.0627hpl_uca_inner上摆臂内端点位置0.0-481.028hpl_uca_outer上摆臂外端点位置0.0-751.029hpl_tierod_inner转向拉杆内端位置-136.5-425158.37210hpl_tierod_outer转向拉杆外端位置-136.5-814.573158.37211hpl_pull_lwr_inner下拉杆内端点位置-48.5-701.0-10.012hpl_pull_lwr_outer下拉杆外端点位置-398.202-403.808-5.013hpl_pull_upp_inner上拉杆内端点位置-31.0-701.0271.014hpl_pull_upp_outer上拉杆外端点位置-399.447-482.712266.01215hpl_torsion_bar_end扭杆弹簧后端位置1182.5-481.0216hpl_torsion_front扭杆弹簧前端位置57-481.022.2.2质量特性参数在分析汽车悬架和整车动力学时,汽车整车与悬架的各零件质量,质心,转动惯量等参数决定汽车的性能.通常情况下,质量特性参数由各运动部件的质量,质心,转动惯量等参数组成.其中,质心和转动惯量与测量时的参考坐标有关,必要时应注明参考坐标.悬架零件的质量,一般在设计图上查取.但应注意到零件与多体系统意义上的运动部件的差别.在多体系统动力学中,只要在运动过程中时刻具有相同运动轨迹,并具有特定的联系如通过各种方法固定在一起的零部件,就是一个运动部件.一个运动部件应只有一个共同的质心和转动惯量.运动部件的质心与转动惯量的参数查取,可以通过称重,计算,实验等方法获得.近年来，随着cad技术的发展出现了确定运动部件质心，转动惯量的新方法，利用cad实体造型软件，建立零部件的三维实体模型，之后输入材料密度等特性参数，获得质量，质心和转动惯量。本次研究中各零件的质量特性参数是在pro/e中，输入材料特性后，自动计算出来的，见表2-3。但最好的方法是将此值与实际零件的质量对比，再通过修改模型的壁厚等手段进行修正，直至与实际值吻合。另外需要特别注意的是零部件的惯量数据并不是相对于整车坐标系测的，而是相对于零部件自身的质心，即零部件的主惯性矩。表23悬架零件质量参数表零件名称 原点位 置 质心位置（mm）质量（kg）绕主轴的转动惯量（kg*mm2）xyzixxiyyizz左上摆臂上摆臂内端点0-128.061.433.48427338.9971715.633826621.704左下摆臂下摆臂内端点-9.2193-193.779-5.08263.91757715.8231530.622557525.267左转向节转向节中心-0.4689-1.768923.8358.39722913.83052233.40440066.477左轮毂车轮中心点00201.50284477.8975477.8975496.2781左扭杆扭杆弹簧后端-634.552009.1771.262e+0061.370e+0031.262e+006左上拉杆上拉杆内端点-1.8015229.2738242.42263.4902.8196e+0138.5464e+0122.8196e+013左下拉杆下拉杆内端点-1.57218.0474253.20154.1874.4728e+0131.2738e+0133.2189e+013左横拉杆横拉杆内端点0-194.78601.9271.1747e+00445.0177971.1747e+004（由于悬架左右部件对称，表中只列出悬架左边零件的质量参数；质心位置的坐标值是在每个零件自己独立的坐标系中测量出的，此坐标系和以后adams中建立部件的坐标系相同。）2.2.3力学特性参数力学特性参数一般是指系统的刚度,阻尼等特性.由于汽车悬架中大量使用具有缓冲减震特性的零部件,如钢板弹簧,橡胶元件,弹性轮胎等,这些部件大都具有复杂的力学特性.而这些零部件的特性对汽车的各项性能,特别是操稳性和平顺性等具有决定的影响. 本次研究中与悬架有关零部件的阻尼（减震器）特性，橡胶元件（上下摆臂衬套）等动态特性参数主要是从厂提供的试验报告中获得，而扭杆弹簧的刚度和初始扭矩是根据公式计算获得的。2.2.3.1橡胶元件（上下摆臂衬套）参数的确定由分公司提供的橡胶衬套的试验数据如图29，212所示。根据试验数据在adams中编制的弹性衬套特性曲线如图210、211、213、214所示。 图29 上摆臂衬套试验曲线图210 上摆臂衬套线刚度特性曲线图211 上摆臂衬套角刚度特性曲线 图212 下摆臂衬套试验曲线图213 下摆臂衬套线刚度特性曲线 图214 下摆臂衬套角刚度特性曲线2.2.3.2减震器参数的确定分公司提供的减震器的试验数据如表24所示。根据试验数据在adams中编制的减震器特性曲线如图215所示。图215减震器特性曲线表24 减震器试验数据速度（m/sec）压缩（n）拉伸（n）0.0525016000.1353029000.2660034500.3970039000.5280043002.2.3.3扭杆参数的确定（1）扭杆的刚度单位扭转角所需要的扭矩称为扭杆弹簧刚度，扭杆的刚度仅与扭杆的直径和长度有关，其值为 (nmm/rad)=8.846e+06 (nmm/rad)=1.5438e+05 (nmm/deg)其中：d 为扭杆的直径，根据扭杆的设计图，扭杆的直径为34mm,g 为剪切弹性模数, 一般取 ,l为扭杆的长度,根据扭杆的设计图，扭杆的有效工作长度为1142mm,（2）初始扭矩为了消除扭杆弹簧在使用过程中因塑性变形对车身高度的影响，在安装时需要对扭杆施加预紧载荷,所以扭杆安装时存在预扭角，根据设计图查得汽车满载静载时扭杆的扭转角为61，代入公式计算得扭杆的初始扭矩为9.42e+06(nmm)。2.2.4 外界参数汽车的使用环境,是进行汽车动力学仿真的外界条件.这些外界条件众多,如汽车行驶道路的道路谱,高速行驶时的侧向风力等,都是影响汽车动力学的外界因素.外界参数的内容,主要有道路谱,风力等,再有些分析中,可以忽略.道路谱主要通过测量获得.而风力因数可以在分析计算的基础上结合实验获得。3. 前悬架及转向系统多体模型的建立3.1 adams/car建模基本原理方法应用adams/car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1/2悬架模型，另一半将会根据对称性自动生成，当然设计人员也可建立非对称的分析模型。adams/car属于模块化开发的产品，在adams/car模块中建立模型分为三个层次：template, subsystem, assembly。template：主要是定义车辆子系统中的拓扑结构（部件和连接副的安装，数据如何传递等）。subsystem：引用某具体template并根据提供实际的参数进行修改（定义部件的位置，弹簧刚度等）。assembly：使一系列的subsystem和试验台连接起来，组成一个进行仿真分析的完整模型，它可分为整车和悬架两种，在这里我们使用的是悬架assembly。下图是三个层次的结构示意图。特性文件特性文件悬架模板文件转向器模板文件悬架子系统转向器子系统试验台虚拟样机 图3-1 adams/car模块模型的三个层次图3-1adams文件构特性文件 在建立分析总成的模型过程中，adams/car的建模顺序是自下而上的，首先应建立模板(template)文件，然后利用模板文件生成悬架子系统(subsystem)以及转向子系统。最后进行装配得到的前悬架模型应与试验台(test rig)装配试验以检验悬架模型的正确性。属性文件是建立仿真分析模型的最基本的文件，它纪录和设置系统的基本参数和相关的属性，如轮胎的属性，悬架的基本参数等。模板是整个模型中最基本的模块，然而模板又是整个建模过程中最重要的部分，分析总成的大部分建模工作都是在模板阶段完成的。在建立模板阶段，还要构造将各个子系统装配为一个总成所需要的“通讯器”(communicator)，最后应将模板文件和悬架测试装置装配在一起进行悬架测试检验。正确建立各个子系统间的连接关系是至关重要的，这些数据在以后的子系统和总成阶段无法修改，而零部件的位置和特征参数在后续过程中则是可以更改。零部件之间的连接可以用铰链连接，也可用橡胶衬套(或弹簧)连接，二者的区别在于铰链连接是刚性的连接，不允许过约束的运动，它是在运动学(kinematic)分析时采用。橡胶衬套和弹簧属于柔性连接，它们在发生运动干涉的部件之间产生阻力，阻止进一步的干涉发生。它是在弹性运动学(compliance)分析时采用。两者之间可以通过静态铰接激励器(actuators)转换分析模式。约定不考虑弹性衬套为多刚体模型，考虑弹性衬套为弹性运动学模型，模板建立以后，接下来是创建子系统，在子系统的水平上，用户只能对以前创建的零部件进行部分数据的修改。建立仿真模型的最后一步是建立分析总成，在这一阶段，产品设计人员可根据实际需要，将不同的子系统组合成为完整的分析模型，如悬架总成可以包括悬架子系统、转向子系统和测试平台。3.2 前悬架多体模型的建立在此次研究分析中，前悬架采用的是双摆臂纵置扭簧式独立悬架,转向机构是齿轮齿条式转向机，此悬架一般用于轿车或轻卡的前轴。扭杆与上摆臂通过花键连结，并与摆臂支承板前后片的两上孔中的弹性衬套过盈配合。这样在车轮上跳的过程中，上摆臂绕弹性衬套的轴线转动，并带动扭杆也绕该轴线转动而产生弹性力，从而为整个悬架提供了弹性元件。下摆臂与前梁焊接总成的两个下孔之间也用弹性衬套连结。为了使悬架在车辆制动时，铰接点处不产生过大的力，在上、下摆臂与车架纵梁之间还设有两根斜拉杆。另外，在上摆臂的上下都设有弹性橡胶限位块，以限制悬架运动的幅度，避免悬架与车架直接相碰。应用多体系统动力学理论建立仿真模型时，在满足实际工程研究需要的前提下，对模型进行一些合理的简化是必要的。建立模型时作了以下假设:(1)采用双横臂独立悬架与齿轮-齿条式转向机,前左,前右非悬挂质量系统的结构相同,转向横拉杆与转向机直接相连,可以认为左右悬架以汽车的纵向中轴线对称。(2)悬架的零部件中,除了弹性元件,橡胶元件外,剩余零部件全部认为是刚体,在仿真分析过程中不考虑其变形。(3)摆臂和拉杆通过螺丝固定在一起，悬架跳动过程中具有相同的运动轨迹，将其视为一个零件。（4）扭杆弹簧简化为圆柱副上施加相应的转矩来表示，（5）研究悬架特性时，车身相对与地面假设不动。根据前悬架系统实际结构抽象出如图32所示的系统分析模型，整个悬架系统包括:上摆臂、转向节，下摆臂、减振器、扭杆、转向横拉杆、转向器齿条、车轮和车架(车身)等组成。 图3-2 前悬架拓扑结构1车架(车身) 2 右减振器上半部分 21 右减振器下半部分 3 左减振器上半部分 31 左减振器下半 4 右转向横拉杆 5 转向器齿条 6 左转向横拉杆 7 左上摆臂带上拉杆 8 右上摆臂带上拉杆 9 右转向节 10 左转向节 11 右下摆臂带下拉杆 12 左下摆臂带下拉杆 13 前右车轮 14 前左车轮 15 右扭杆 16 左扭杆 （其中零件2，21，3，31 为虚拟零件） 上图中左减振器上半部分(件3)、右减振器上半部分(件2)分别通过万向节铰链a, b与车架(件1)横梁相连接，它们相对车架可进行前后、左右两个方向的转动，而车架(车身)相对于整体坐标系静止，可认为与地面通过固定铰链固定。左减震器下半部分，右减震器下半部分分别通过万向节铰与左，右下摆臂相连接。左减振器下半部分、右减振器下半部分分别通过圆柱副c, d与左减振器上半部分、右减振器上半部分相连，它们相对左减振器上半部分、右减振器上半部分可进行轴向移动和转动。左上摆臂(件7)一端、右上摆臂(件8)一端分别通过转动铰l,j与车架相连，使其可相对车架(车身)上下摆动，它们的另一端分别通过球铰m、k与左转向节、右转向节相连。左下摆臂(件12)一端、右下摆臂(件11)一端分别通过转动铰r,s与车架相连，使其可相对车架(车身)上下摆动，它们的另一端分别通过球铰q、p与左转向节、右转向节相连。左转向横拉杆(件6)、右转向横拉杆(件4)的一端分别通过球铰i、h与左转向节、右转向节相连，它们的另一端分别通过万向节铰链f、e与转向器齿条(件5)相连，约束了其绕自身轴线转动。转向器齿条通过滑移铰g与转向器壳相连，它可相对车架(车身)左右移动。前左车轮（件14）、前右车轮(件13)分别通过旋转副u、t与左转向节(件7) ,右转向节(件8)相连。右扭杆（件15）的一端与右上摆臂(件8)在j处通过圆柱副相连接，扭杆的另一端与车身固定连接，同时在圆柱副上施加转矩，以实现右扭杆的作用。左扭杆（件16）的一端与左上摆臂(件7)在l处通过圆柱副相连接，扭杆的另一端与车身固定连接，同时在圆柱副上施加转矩，以实现左扭杆的作用。其中施加的转矩用函数公式表示为left function=-1.0*(torsion_ preload)-1.0*(torsion _stiffness)* az (cylindrical joint),right function=-1.0*(torsion_ preload)+1.0*(torsion _stiffness)* az (cylindrical joint)。式中torsion_ preload 表示扭杆的预加扭矩，torsion _stiffness表示扭杆的刚度，az (cylindrical joint)表示圆柱副的转角，其值可由上一章的计算值代入。由上面的分析得知，上摆臂的一端与车架用转动绞连接，同时又与扭杆用圆柱副连接，产生了过约束，所以将转动绞取消，只用圆柱副来约束上摆臂绕车架的转动。实际建立的模型中包含21个moving parts（包括虚拟部件，不包括地面），5 个 cylindrical joints ，4 个revolute joints，6个 spherical joints，2 个 convel joints ，6 个 fixed joints ，4个 hooke joints，1 个 inplane primitive joints，根据多刚体运动学理论中约束与自由度的对应关系，计算出前悬架系统的自由度：dof=21*6-5*4-4*5-6*3-2*4-6*6-4*4-1*2=6前悬架系统有6个自由度，分别表示左前轮,右前轮在垂直方向的上下跳动，左前，右前车轮绕各自车轴的转动，以及左右车轮绕各自主销轴线的转动。前悬架系统实际结构中采用了橡胶减振元件，减震器与车身和下摆臂连接处的万向节铰链改为橡胶衬套弹性元件，上下摆臂和车身连接处的转动绞链改为橡胶衬套，上面的多刚体运动学模型变成弹性运动学模型。根据前面得到的各零件关键点的位置建立悬架系统中相应的零件，然后定义各零件之间的约束关系，并输入相关参数如前束，外倾角等建立悬架子系统，同时建立通讯器，以便和其他子系统建立连接。悬架模型外形如图33。图3-3 前悬架仿真模型3.3 转向子系统的建立由于厂方未能提供转向机的具体设计图纸，所以根据悬架实际配用的转向机类型（齿轮齿条式）在adams/car中建立了转向机仿真模型，转向系统各部件硬点位置见表31。该前悬架配用的转向系统为齿轮齿条式转向系统，由方向盘、转向轴、转向中间轴、转向柱轴，转向小齿轮，转向齿条、转向机外壳等构成。方向盘与转向轴套管间为转动铰，转向柱轴与转向轴套管间为圆柱铰，转向中间轴一端以万向节铰链与转向柱连接，另一端以万向节铰链与转向轴连接，转向轴与转向机外壳之间为转动铰链，转向小齿轮与转向机外壳为转动铰链，转向齿条与转向机外壳之间为移动铰链，转向轴套管和转向机外壳与车身固定连接。同时，存在三个耦合铰链，转向轴与转向机外壳间转动铰和转向小齿轮与外壳间转动铰链为耦合铰链，转向小齿轮与外壳间转动铰与转向齿条与外壳间移动铰链为耦合铰链，方向盘与转向轴外壳间的转动绞和转向柱轴与转向轴外壳间的圆柱绞为耦合铰链。转向系统有12 moving parts (not including ground)，2 cylindrical joints，3 revolute joints，1 translational joints，5 fixed joints，2 hooke joints，1 inplane primitive joints，3 couplers，根据约束种类与自由度的关系可以计算出转向系统的自由度：dof=12*6-2*4-3*5-1*5-5*6-2*4-1*2-3*1=1整个转向系统模型最后的自由度数为1，即当在方向盘输入一个转向角时，转向齿条左右的移动。和建立悬架模型一样，根据关键点的位置建立转向系统中各零件，定义相应的约束关系，建立转向系统子模型如图34 所示。 图34 转向机模型 表31 齿轮齿条转向系统硬点位置序号硬点项目定义loc_xloc_yloc_z1hpl_rack_house_mount左转向器壳体端面位置-136.5-400158.3722hpl_tierod_inner左转向拉杆内端位置-136.5-425158.3723hps_intermediate_shaft_forward转向中间轴下端位置63.5-300358.3724hps_intermediate_shaft_rearward转向中间轴上端位置213.5-300458.3725hpl_pinion_pivot小齿轮节圆中心位置-136.5-300158.3726hps_steering_wheel_center方向盘中心位置563.5-300558.3727hpr_rack_house_mount右转向器壳体端面位置-136.5400158.3728hpr_tierod_inner右转向拉杆内端位置-136.5425158.372完成悬架子系统，转向机子系统仿真模型后，在adams/car环境下进行装配，总装配模型如图3-5所示： 图35前悬架总成仿真试验模型4.前悬架的仿真试验及系统特性分析4.1 仿真试验adams/car提供了强大的悬架系统分析功能，如通过车轮的垂直跳动分析前悬架各定位参数如前束角，车轮外倾角，主销后倾角，主销内倾角的变化规律，以及悬架刚度，侧倾刚度的变化。通过在轮胎接地点施加侧向力和回正力矩，测量前束角和车轮侧偏角的变化，偏转车轮(横向平面内)，测量车轮的转角和阿可曼角(ackerman)的大小等。后处理文件中所包括的曲线几乎涵盖了所有常用的悬架特性。设计人员可根据需要选择相应的分析类型，进行有选择的数据输入。仿真计算结束后，利用adams提供的后处理模块很容易绘制出结果曲线，如果设计人员所要关注的性能指标并未包含在后处理曲线中，还可自己构造相应的函数。前悬架仿真模型建立好后，就可以对其进行分析了。悬架及转向系统仿真的基本过程如图: 对前悬架模型进行运动学和弹性运动学仿真分析，进行双轮同向激振试验 (parallel travel)，即对其左右侧车轮轮心处同时施以平行位移（-85mm85mm），进行轮跳仿真试验。仿真试验前需要设置悬架的其他一些参数，如轴距，簧载质量等。由厂方提供的安装此前悬架的客车整车参数如表4-1：表4-1 客车整车参数整车空载(满载)质量前轴空载(满载)质量后轴空载(满载)质量4900(7100)kg2050(2270)kg2750(4830)kg轴距(空载/满载)满载重心高度轮胎自由半径4350/4750mm1300mm359mm轮胎质量轮胎刚度轮跳范围(正值表示车轮上跳，负值下跳)30kg475n/mm-8184.5mm4.2 前悬架的仿真结果分析4.2.1 车轮外倾角 车轮外倾角是车轮中心平面和地面垂线的夹角，当车轮顶端向车身外侧倾斜时取正值。通常认为外倾角应使车轮经常处于与地面垂直的状态。一般尽量减少车轮相对车身跳动时的外倾角的变化，在常见车轮跳动范围内（50mm），其变化量控制在1以内，汽车工程手册推荐悬架上跳时，对车身的外倾变化为-2+0.5/50mm2。应合理选择悬架的设计参数。使得车轮由下向上跳动时外倾角向减小的方向变化，以确保汽车曲线行驶过程中车身侧倾时，外侧车轮接近垂直与地面，从而提高轮胎的侧偏特性。 这一要求受到下述因素制约：如车轮上跳时外倾角向负值方向变化过大，在汽车满载工况下可能出现车轮外倾角负值过大，导致轮胎磨损严重及生热量过大，严重时会造成轮胎损坏。 图41 前悬架外倾角与轮跳的关系图41仿真结果表明，车轮由下向上跳动过程中外倾角由正值向负值变化，当车轮在下止点时外倾角为1.22 ，车轮在上止点时外倾角为0.35。车轮外倾角在上跳过程中变化基本符合设计要求，变化量控制在1以内。 4.2.2 主销后倾角及后倾拖距主销后倾角是指从车辆侧面看，转向主销轴与铅垂线的倾角；后倾拖距是指在转向轮上，轮胎接地点中心和转向主销轴与地面交点之间的距离。主销后倾角与主销后倾拖距一起，保证足够的侧向力回正力矩，以有利于汽车直线行驶。一般主销后倾角越大，主销后倾拖距也越大，则回正力矩的力臂越大，因此回正力矩也就越大。但是回正力矩不易过大，否则在转向时为了克服此力矩，驾驶员必须在方向盘上施加较大的力，一般认为23合理范围。如主销后倾角随车轮跳动量的变化过大，则在汽车载荷变化或制动点头等工况下，会导致回正力矩过大或过小甚至出现负值，从而出现转向冲击、侧风敏感性大以及直线行驶不稳定等问题。一般来说，前置前驱动轿车主销后倾角为03，前置后驱车为310，后倾拖距一般为030mm。 图42 前悬架主销后倾角与轮跳的关系 图43 前悬架主销后倾拖距与轮跳的关系图42的仿真结果表明，主销后倾角随车轮跳动量的变化在1.82.8，变化较小，符合悬架的设计的要求。图43的主销后倾拖距仿真结果，可以看出，随着车轮的上跳，主销的后倾拖距是逐渐变大的（20mm24mm），而后倾拖距的增加，使回正力矩的力臂变大，因此回正力矩将随着车轮的上跳而变大，其值在合理的范围内。4.2.3 主销内倾角及横向偏移距主销内倾角是指从车辆正面看在转向轮上转向主销轴线与铅垂直线的夹角；主销偏移距是指从转向轮接地点到转向主销与路面的交点之间左，右方向的距离。主销内倾角也有使车轮自动回正的作用，其有利用汽车本身的重力使车轮回复到原来中间位置的效应。主销内倾角与主销横向偏置距是相关联的，主销内倾有利于横向偏置距的减小，从而减小转向时驾驶员在方向上的力，使转向轻便，同时也可以减小从转向轮传到方向上的冲击力。内倾角不宜过大，否则转向时，轮胎与路面之间将产生较大的滑动，增加轮胎与路面的磨擦力，使转向发沉，而且加速轮胎的磨损。一般认为在车轮上跳时，主销内倾角的增加应尽量减小，以避免内倾角变化过大。主销横向偏置距与主销内倾角一起，使汽车在低速时保证自动回正力矩和一定的转向轻便性。主销横向偏移距愈大，前桥对车轮纵向力(制动力或驱动力)的敏感性愈大，容易发生制动跳偏、前束变化不合理等问题。在实际设计时，大致的范围是713希望取较小的值，主销横向偏移距为-1030mm，希望取较小的数值。 图44前悬架主销内倾角与轮跳的关系 图45 前悬架主销横向偏移距与轮跳的关系图44的主销内倾角仿真结果表明，主销内倾角随车轮的上跳有所增加，但变化幅度不大（77.9），该悬架的主销内倾角在正常范围内。图45主销横向偏移距仿真结果表明，前悬架的主销横向偏移距偏大，是不太理想的。4.2.4 前束 汽车的前束角是汽车纵向中心平面与车轮中心平面和地面的交线之间的夹角。在汽车行驶中保持前束不变非常重要，设计上希望在车轮上下跳动时，前束不变。对于汽车前轮，车轮上跳时的前束值多设计成零至负前束的变化。设计值取在零附近时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行。另外，取弱负前束变化时为了使车辆获得弱的不足转向特性，以使装载质量变化引起车高变化时也能保持不足转向。合理确定前束随车轮跳动量的变化规律，可获得希望出现的不足转向或行驶特性。如果前桥车轮上跳时，前束值向负前束方向变化，或后桥车轮上跳时，前束值向正前束方向变化，均可使车辆在曲线行驶时增加不足转向的趋势。同时还应注意到：车轮跳动过程中，过大的前束变化会因轮胎的侧偏而使其磨损加剧、滚动阻力增大以及直线行驶性能下降。前束变化的比较理想设计特性值为：前轮上跳时，为零至负前束（-0.5/50mm）图46前悬架前束与轮跳的关系图46的前悬架前束仿真结果表明，在下止点时前束角为1.4，在上止点时前束角为0.50，车轮在跳动过程中前束角变化基本符合设计要求，但在下止点上跳过程中变化较大。 4.2.5 轮距变化 对于独立悬架，车轮的上下跳动可导致轮距的变化。行驶中轮距的变化会引起两侧轮胎方向相反的侧偏运动，从而产生轮胎侧向力，汽车直线行驶能力下降，滚动阻力增大。此外，轮距变化还会对转向传动机构的特性产生影响，故轮距变化量应控制在一定范围内。图47 前悬架轮距与轮跳的关系图47的前悬架轮距变化仿真结果表明，在车轮的上跳过程中，左车轮先由正值向负值方向变化，然后又向正值方向变化，且正值方向的移动量较大，右车轮的移动趋势与左轮相反。但在满载情况下，汽车行驶时前悬架轮距略微偏大，有待改进。4.2.6 转向角在车轮上下跳动过程中，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，使左右车轮产生转向角，一般要求控制在一定的范围内，否则汽车的操控性变坏，而且轮胎的磨损加剧。图48前悬架转向角与轮跳的关系图48为车轮左右同步上下跳动时的转向角变化曲线，可以看出，左右车轮转向角的变化趋势相反，且变化量较小。汽车行驶过程中，车轮的跳动对转向系统的影响较小。4.2.7 阿克曼偏差阿克曼偏差时转向轮转角与满足阿克曼转向关系的理想转角之差，一般认为阿克曼偏差越小越好。图49 前悬架阿克曼偏差与轮跳的关系图49 为车轮左右同步上下跳动时的阿克曼偏差的变化曲线，可以看出，左右车轮阿克曼偏差的变化趋势相反，且变化量较小，这样可以减少高速行驶时轮胎的磨损。4.2.8 悬架刚度悬架刚度是指在一定的载荷下，汽车车身上下垂直运动时，单位位移下，悬架系统给车身的总的弹性恢复力。仿真曲线如图410所示。图410 前悬架刚度与轮跳的关系4.2.9 悬架侧倾角刚度侧倾角刚度是影响车身侧倾角大小的重要因素，其值应随车身侧倾角的增大适度增加。一般来说，轿车的前侧倾角刚度为3001200nm/(o)。图 411 前悬架侧倾角刚度与轮跳的关系图411 侧倾角刚度变化的曲线表明，车轮在上跳的过程中，悬架的角刚度有明显的增加，在汽车转向时，能保持车身的稳定，主要是因为扭杆弹簧的作用，因为扭杆弹簧不仅具有减震弹簧的作用，在转向时还起到横向稳定杆的作用。4.2.10 加速抬头量和制动点头量在汽车加速或制动时，由于驱动力或制动力引起了汽车载荷的转移，从而使悬架发生变形，制动时悬架被压缩，加速时悬架被拉伸。加速抬头量和制动点头量分别用在9.8m/s的纵向加速度下,加速或制动引起的悬架的变形量。其值能反映汽车行驶的稳定性和乘坐的舒适性。仿真曲线如图41、413所示。 图412 前悬架加速抬头量与轮跳的关系 图413 前悬架制动点头量与轮跳的关系4.2.11 侧倾中心高度变化在通过同一轴两车轮中心的横向平面内，悬架上质量不产生侧倾的横向作用点称为该轴的悬架侧倾中心；前后轴侧倾中心的连线称为汽车的侧倾轴线。 在悬架设计中应使侧倾轴线与地面接近平行，以保证在汽车的侧倾运动中前后轴的左右负荷转移接近，从而使汽车的不足转向特性变化不大；侧倾轴线还应离地面尽可能高些，以确保汽车的车身侧倾角不致过大；对于前轮驱动的汽车(往往前轴负荷较大)，还应考虑使其前轴左右轮荷变化较小，以免前轴侧偏刚度降低太多，不足转向过大。侧倾中心过高，又会产生太大的轮距变化。故一般独立悬架的侧倾中心高度应控制在下述范围内：对于前悬架，0mm120mm；后悬架80mm150mm。仿真曲线如图414所示。图4-14 侧倾中心高度与轮跳关系4.2.12 侧倾转向系数侧倾转向系数，车身的侧倾使得弯道内侧和外侧的车轮分别向上和向下运动，悬架的刚性和弹性运动确定了车轮的前束角和外倾角将会发生变化，产生转向效果。这种由于侧倾引起的转向角变化率称为侧倾转向系数。轿车前侧倾转向系数一般小于0.2(%)为不足转向。仿真结果如图415所示。图4-15侧倾转向系数与轮跳关系4.2.13 车轮垂直跳动干涉转向系数车轮垂直跳动干涉转向系数是指单位车轮跳动量引起的由悬架导向杆系与转向杆系在运动学上不协调而产生的转向角。应当使汽车在较大的车轮跳动范围内保持很小的车轮跳动干涉转向系数。仿真曲线如图416所示。图4-16干涉转向系数与轮跳关系5.前悬架定位参数的优化5.1悬架参数化分析和试验设计在整车运动过程中，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。通过上一章的仿真分析结果，可以看出该悬架的车轮外倾角，前束角，主销偏移距，轮距不太理想。为了解决以上问题，利用 adams/insi