汽车独立悬架多体系统动力学仿真及转向轮高速摆振研究

1、本文以多体系统动力学为基础,应用机械系统仿真分析软件ADAMS,以CA7220轿车悬架为主要研究对象,建立了3种CA7220轿车悬架多体系统动力学模型.进行了独立悬架和转向系统动力学性能仿真研究. 本课题为一汽集团重点项目“汽车高速性能研究”的子项目“汽车独立悬架高速性能研究”,课题以一汽集团生产的CA7220型轿车的麦弗逊式前独立悬架为主要研究对象,并兼顾其它型式的独立悬架.在总结国内外汽车多体系统动力学研究的基础上,本文建立了用于CA7220型轿车整车悬架运动学与动力学分析的多体力学模型.结合台架试验与道路试验结果,本文重点研究了汽车悬架中柔性杆件和橡胶元件对汽车悬架特性的影响及汽车高速行

2、驶时的转向轮摆振（简称转向轮高速摆振）特性.全文共分七章: 第一章简要介绍了多体系统动力学理论的发展及其在汽车领域的应用,并对目前应用广泛的典型多体动力学分析软件ADAMS作了全面的介绍.通过回顾与总结国内外研究成果可以看出,对汽车独立悬架的动力学研究将从刚性体研究发展到柔性体研究,而且多体系统动力学与有限元分析的集成,也已成为CAE技术的发展趋势及CADCAMCAE技术一体化的关键.因此,本文着重对弹性元件以及多体与有限元的结合等方面做了探索性的研究. 第二章较为系统地介绍了多体系统动力学理论.主要介绍了以机械系统仿真软件ADAMS为代表的多刚体系统动力学理论；在多柔体系统动力学理论的介绍中

3、,重点讨论了ADAMS采用的柔性体离散化方法与集成柔性体模态分析的方法,以及美国学者A.A.Shabana提出的形函数法.本章还对多体理论与有限元理论的结合作了初步的探索. 第三章建立了CA7220型轿车悬架多体系统动力学仿真模型.针对悬架中一些零部件之间复杂的运动关系,提出了以虚拟物体简化悬架结构,建立悬架运动学模型的思想,从而真实地反映悬架的实际工作情况.由于应用多体系统动力学建立机械系统仿真模型参数需要量大,精度要求高,本文将参数类型划分为运动学（几何定位）参数、质量特性参数（质量、质心与转动惯量等）、力学特性参数（刚度、阻尼等特性）及外界参数（道路谱、风力等等）；探索并总结了获得模型参

4、数的数种方法,包括图纸查阅法、实验法、计算法、CAD建模法等,并进行了这些方法的实施. 结合建立模型时的实际情况,本文在第四章进行了以下方面的研究:在国内悬架动力学研究中首次实现了有限元计算与多体仿真模型分析的成功结合；用能量分析的方法合理地处理了汽车悬架中橡胶元件的非线性动态特性；将具有动态侧偏特性的轮胎模型与ADAMS软件中已有的Fiala轮胎模型相结合,建立了新的ADAMS轮胎模型.编制了有关橡胶元件的非线性动态特性和轮胎的用户子程序,成功地对ADAMS软件进行了二次开发. 第五章的内容为CA7220型轿车的整车与前悬架动力学模型的仿真分析.主要包括不同悬架模型（刚性模型、离散模型与柔性

5、模型）的弹性跳动特性、高速行驶时的悬架固有特性与悬架振动特性分析等工作.对悬架中柔性体与橡胶元件的不同简化方法分别进行了计算及结果对比,并分析了橡胶元件的动态特性对汽车悬架高速行驶性能的影响. 第六章分析比较了CA7220整车悬架多柔体模型的高速摆振仿真结果与高速道路试验结果,并对转向轮高速摆振机理作了相应的研究.分析结果表明,激发CA7220转向轮高速摆振的主要因素是其转向轮的动态不平衡,而悬架系统跳动过程中与转向系的不协调（前轮前后运动）是激发转向轮高速摆振的次要因素.其改进方法包括:1、控制车轮的动态不平衡量；2、改进悬架系统设计以改变悬架乃至整车的固有频率；3、改进转向系统的结构、空间

6、布置以改变系统的固有特性；4、协调悬架系统与转向系统的运动等.实际中采用了减小悬架下控制臂和横向稳定杆连接处橡胶衬套的轴向刚度的方案,较好地满足了上述方法中的第2、3、4项要求.研究中发现,在特定车速下,轮胎的转动频率接近该车前麦弗逊式独立悬架系统与转向系统的固有频率,在车轮不平衡质量的周期激励下,激发悬架系统与转向系统的共振,因此出现了转向轮高速摆振的现象. 第七章为本文的总结以及今后的研究方向. 总之,多体系统动力学理论是进行汽车悬架动力学研究的有效方法,其相关软件更为汽车悬架动力学研究提供了功能强大、效率颇高的研究工具.汽车悬架动力学研究将从多刚体系统动力学迈向多柔体系统动力学,这也是今

7、后汽车悬架动力学研究的发展方向.多体系统动力学研究与有限元研究的高度结合,为更好地解决汽车悬架动力学研究中的一些难点提供了有力的工具. ABSTRACT Based on the theory of Multi-Body System Dynamics and the Mechanical System Simulation software ADAMS, different types of multi-body system dynamics models are built for independent suspension study. The simulation works fo

8、cus on the kinematic and the dynamic characteristics of the independent suspension and the full vehicle. The effects of the flexible bodies and the rubber components of the suspension and full vehicle dynamics performance are analyzed. The project, Research on Vehicle Independent Suspension Performa

9、nce at High Speed is subordinated to First Automobile Works (FAW) key project"Research on Vehicle Performance at High Speed". The front McPherson suspension of FAW CA7220 is mainly studied, however the other types of suspensions are also concerned in the dissertation. Based on literature r

10、eview and summarizing previous relevant works, the 3 dimension suspension and full vehicle multi-body models of FAW CA7220 were established and implemented in ADAMS environment for static, kinematics and dynamics analysis. According to the test rig experiments, road test and simulation results, the

11、influences of flexible bodies and rubber components on suspension dynamic performances and steering wheel shimmy at high speed are investigated. In chapter one, the development of Multi-Body System Dynamics and its applications in vehicle design are introduced. The introduction of ADAMS, one of the

12、most popular multi-body system dynamics softwares, is also presented. Recent researches show that the vehicle independent suspension dynamics is developing from multi-rigid body study to multi-flexible body study. And the combination of Multi-Body System Dynamics with the Finite Element Analysis is

13、the key task of CAD/CAM/CAE integration techniques. Therefore, the above two problems are particularly concerned throughout the whole dissertation. Chapter two systematically introduces the theory of Multi-Body System Dynamics. Multi-rigid body system dynamics, typically used by ADAMS software, are

14、mainly described. And for multi-flexible body system dynamics, discretion method and modal analysis employed by ADAMS are mainly presented. The Shape Function method proposed by A. A. Shabana is also introduced. The primitive investigation of combining the multi-body dynamics with the FEA is carried

15、 out in this chapter. The FAW CA7220 full car suspension model are established and described in Chapter three for multi-body dynamics simulation. Because of the complex motions of suspension components, a concept is proposed for visual bodies without geometry and mass consideration, which can reflec

16、t more practical case. Since many parameters are needed in establishing the multi-body simulation model for a practical mechanical system, four groups of parameters are specified respectively for kinematics (geometry location and orientation) , mass (mass, center of gravity, moment of inertia, etc.

17、) , mechanics property (stiffness, damping, etc. ) and the external input from road surface spectrum, wind etc. The parameters preparing method can be summarized as: blueprint looking-up, experiment, calculation, and CAD modeling, which are respectively implemented in the present works. The author&#

18、39;s research contribution are presented in chapter four. 1) . The integration of flexible body FEA with multi-body model is firstly implemented in domestic suspension dynamics research. 2) . Based on energy analysis method, an approach is put forwards to deal with the dynamic characteristics of rub

19、ber components 3) . A new ADAMS tire model was created, which combines the tire model including dynamic cornering property with Fiala tire model. Hence the ADAMS user subroutines are compiled suspension model and tire model. Simulation results are analyzed in Chapter five for the FAW CA7220 front su

20、spension and full vehicle dynamic performances, including tire bounce, the eignvalue and vibration characteristic of suspension system at high speed. And the results calculated by difference models are compared. The influences of different simplification for flexible body on car performances at high

21、 speed are also investigated. Hence, the effects of the characteristics of the rubber components and the flexible bodies installed in the suspension on the steering wheel shimmy at high speed were examined. Chapter six compares road test results with simulation results and the mechanism of steering

22、wheel shimmy at high speed is also analyzed. The study shows two exciting sources for steering wheel shimmy at high speed, the major factor is kinetic unbalance of the front wheels, the minor factor is kinematics interference between suspension and steering system while front tire bouncing. The impr

23、ovements can be made by: 1) . Control kinetic unbalance mass of front wheels. 2) . Modify the suspension design for desired the suspension system eignvalues and full vehicle system eignvalues. 3) . Modify steering system structure and space location for desired system eignvalues. 4) . Harmonize the

24、motions of suspension and steering systems. In practical improvement design, in order to meet the requirement 23, the axial stiffness of rubber bushings are decreased, which are installed for the connection of lower control arm and stabilizer bar. Researches show that the steering wheel shimmy at hi

25、gh speed can be resulted from that, the front wheels rotation frequencies are closed to the eignvalues of front suspension system and steering system at same particular vehicle speeds, hence the system resonance is expected hereby. The variation of damping characteristic of rubber components with th

26、e changes of exciting frequency and the dynamic stiffness explain the improvement method put forward above. Chapter seven summarize the research work and the future works in the area. In conclusion, Multi-Body System Dynamics is an efficient approach in analyzing vehicle suspension dynamics. The mul

27、ti-body system dynamics softwares provide powerful tools available for vehicle dynamicists. Moreover, suspension dynamics research is being developed to multi-flexible body system dynamics. The combination of Multi-Body System with Finite Element Method is obvious in need in CAD/CAM/CAE integration

28、technique, and this leaves a challenge in vehicle suspension dynamics.1 绪论8-17    11 汽车前轮高速摆振问题8-9    12 多体系统动力学研究现状9-13        121 多体系统动力学的发展9-11        122 多刚体系统动力学的研究方法11-12

29、0;       123 柔性多体系统动力学研究方法12-13    13 多体动力学在汽车动力学研究中的应用13-15    14 本文的主要研究内容及意义15-172 机械系统分析软件ADAMS的理论基础和计算方法17-32    21 ADAMS软件简介17-19    22 ADAMS的多刚体动力学理论19-27    

30、    221 广义坐标的选择19        222 动力学方程的建立19-20        223 动力学分析20-23            2231 微分代数方程的求解算法21-23       &

31、#160;    2232 坐标减缩的微分方程求解算法23        224 静力学分析23-24        225 运动学分析24        226 初始条件分析24-27    23 多柔体系统动力学理论27-323 麦弗逊悬架前轮定位参数的优化设计32-38&#

32、160;   31 引言32    32 模型的建立32-33    33 优化目标、优化变量和约束方程33-35    34 优化结果35-36    35 结构改进设计36    36 小结36-384 动力学仿真模型的建立38-64    41 动力学仿真模型38-44    

33、60;   411 模型假设及简化38-40        412 动力学模型40-44            4121 刚体动力学模型40-41            4122 离散动力学模型41-42    

34、;        4123 模态集成动力学模型42-44        413 模型的特点44    42 动力学仿真模型的参数获得44-55        421 几何定位参数的获得45        422 质量特性参数的获得45-46

35、        423 力学特性参数的获得46        424 轮胎特性参数的获得46-55            4241 轮胎模型46-47            4242 UA轮胎模型的力

36、学表达式47-52            4243 轮胎力学特性实验52-53            4244 UA轮胎模型特性参数53-55    43 ADAMS软件与UG软件的连接55-57        431 人工输入法55-56

37、        432 实体传递法56-57    44 ADAMS软件与ANSYS软件的结合57-62        441 构件的模态振型叠加原理58        442 横向稳定杆的有限元模态分析结果58-61        443

38、 ADAMS软件与ANSYS软件结合的实现过程61-62    45 小结62-645 动力学系统的固有特性仿真分析64-75    51 刚体动力学模型固有特性分析65-69        511 空载时固有特性分析65-67        512 满载时固有特性分析67-69    52 离散动力学模型固有特性分析

39、69-70        521 空载时固有特性分析69-70        522 满载时固有特性分析70    53 模态集成动力学模型固有特性分析70-72        531 空载时固有特性分析70-71        532 满

40、载时固有特性分析71-72    54 小结72-756 转向轮高速摆振仿真计算75-86    61 转向轮高速摆振机理的简易判断75-76    62 转向轮偏心激励强迫振动响应分析76-84        621 分析公况的选择76        622 转向轮偏心激励强迫振动响应分析76-84 

41、60;  63 小结84-867 结论86-88致谢88-89参考文献89-92汽车技术!概述为了获得良好的附着性与舒适性，现代汽车行走装置普遍采用了径向和侧向均具有弹性的充气轮胎。装用充气轮胎的汽车转向轮在一定工况下会发生绕主销的持续摆动，并且这种振动将会通过转向系传递到转向盘上，甚至引起整车的明显振动，这种复杂的振动被称为摆振!。它是一种非常有害而又很普遍的振动现象，对汽车的操纵稳定性、行驶平顺性、动力性、燃油经济性和安全性都有一定的负面影响。早在"#世纪"#年代，法国人$%&()*+,就率先对汽车摆振现象进行了初步研究!。-#多年来，围绕摆

42、振现象的机理以及影响因素进行了大量的研究，取得了一些具有理论和实际意义的成果。研究表明，汽车转向轮摆振可分为强迫型和自激型两种型式"。强迫型摆振是由周期性干扰源引起的，此时摆振周期与干扰周期一致。而自激型摆振是一种非线性动力学失稳现象，它的发生不需要周期性的激励源，也不像强迫型那样有明显的共振车速，可能发生摆振的不稳定车速的范围较宽，而且并不是在不稳定车速范围内摆振会必然发生，其发生与否要看受到的激励是否够大。通过大量的试验研究，人们发现了许多影响摆振的因素，并成功地消除了许多车型的摆振现象。作为“修理”上的问题，摆振现象基本上可以解决。但作为“设计”上的问题，想在设计初期对摆振作出

43、控制和预测，目前还做不到，还需要进一步研究。虽然有冷却能力，"个风扇电机都设置了两个转速挡。控制单元根据发动机缸盖出水口与散热器出水口温度的差异来控制风扇的转速。发动机控制单元中储存有风扇介入和切断的"张特性图，其决定性因素是发动机转速和负荷（空气流量）。如果故障发生在第!风扇./的输出端，则第"风扇.!/将被激活。如果故障发生在第"风扇.!/的输出端，则控制单元使节温器完全打开，进入安全模式。当车速超过!#012)时，风扇不工作，因为高于此车速时风扇无法提供额外的冷却。当空调系统工作时，"个风扇均工作。些车辆的摆振现象是在后期使用过程中出现的

44、，但它仍旧属于设计上的问题，是因为不完善的设计使得车辆容易磨损，从而诱发了摆振。 驾驶员认为： %&不是所有的车辆都有摆振现象，旧车比新车更容易发生摆振现象。&摆振的发生有时跟激励大小有关，足够大的激励才能激发摆振。(&摆振发生具有一定的车速区间，且发生摆振后摆幅随速度增大而增大。 )& 最常见的摆振发生在#"*+",-./之间，当 车速超过$"",-./后，有时会出现高频微幅的抖 摆。 !转向轮摆振的研究内容 摆振研究的目的是判断在特定的参数组合下摆 振系统的稳定性和抗干扰性，在设计初期对摆振作出预测和控制。真实的摆振系

45、统都是非线性的，其稳定性研究比较困难，没有普遍的分析解法，要依靠数值解法。但01%23456一次近似定理证明了在小扰动下，由线性化假设得到的关于稳定性的结论，除了临界点附近的情况以外，可以适用于真实系统，因而摆振研究大多是在线性范围内进行的。对于强迫型摆振，主要研究轮胎不平衡质量激励引起的共振现象，并通过适当的参数调整对共振频率和峰值进行优化。而对自激型摆振的研究主要是分析线性化系统的稳定性，寻找适当的参数组合使得临界车速不出现或避开常用车速。 按照研究对象的悬架型式，可分为非独立悬架转向轮摆振研究和独立悬架转向轮摆振研究。早期的摆振都是针对非独立悬架转向轮进行的，直到!"世纪7&q

46、uot;年代中期，人们才对独立悬架的摆振进行研 究8 。对于摆振而言，两种悬架型式摆振的最大区别 在于车轮上下跳动时，独立悬架车轮旋转轴线方向变化很小，因而其陀螺效应比非独立悬架车轮的陀螺效应要弱得多。另外，独立悬架汽车采用断开式车 桥，降低了前桥运动耦合因素#。 按照摆振发生的速度，可将摆振分为低速摆振（#"*+",-./）和高速摆振（$"",-./以上）。早期的摆振研究都是针对低速摆振进行的。随着高速公路的发展与汽车技术的进步，汽车行驶速度不断提高，转向轮高速摆振逐渐成为各大企业研究重点。高速摆振有别于传统的低速摆振，低速摆振表现为汽车在路面上出现蛇

47、行现象，转向盘的抖动可凭眼睛明 显观测到；而高速摆振的特点是高频微幅，转向盘的抖动已难以凭人的眼睛观察到，只有通过人体感觉或仪器测量才能得到，其振动频率一般高于$"9:， 并且汽车不出现明显的蛇行现象# 。 "影响转向轮摆振的因素 汽车是一个由许多刚体、柔体组成的复杂非线 性多体动力学系统，转向轮是其复杂系统中的一个子系统，因而影响该子系统的一个旋转自由度即转向轮摆振的因素有许多，有直接的和间接的、线性的和非线性的、主要的和次要的。转向轮摆振是一个受多因素、多变量作用的问题，这就决定了确定具体样车摆振因素的难度和设计初期的不确定性。从发表的文章中可以看出，发生摆振的原因或主

48、要原因都不尽相同，往往对样车;行之有效的方法对样车<无济于事，并且一些消除摆振的措施还影响到汽车的其它性能。国内外学者对此做了大量理论和试验研究工作，发现影响摆振的因素主要有以下几方面。 "#$轮胎机械特性和定位参数对摆振的影响这方面研究工作主要集中在!"世纪!"*="年 代$ 。研究发现轮胎机械特性和定位参数对前轮摆振 的影响是极其复杂的，它不仅影响了前轮的几何特性，并且对摆振系统的运动、约束与受力状况均产生重要的影响。前轮定位参数包括主销后倾角、主销内 倾角、车轮外倾角和前束角，具体影响见表$所列>。 轮胎特性参数主要包括轮胎不平衡质量的

49、分布、轮胎的型式、轮胎的气压、轮胎的模型参数、车轮的端面摆差和径向摆差、轮胎的蛇形运动频率等，具体影 响见表!>?$"所列。 表$ 前轮定位参数对摆振的影响 表! 轮胎机械特性对摆振的影响 "#!转向系统参数和转向减振器对摆振的影响根据转向系统的工作情况，可将转向系统分为 转向轮定位参数增大主销后倾角增大主销内倾角增大车轮外倾角增大前束角摆振峰值 增大减小 减小 增大 轮胎的机械特性摆振峰值增大端面、径向摆差增大由斜交胎改用子午线胎 增大增大充气压力减小增大车轮负荷增大增大轮胎蛇形运动频率增大增大动态不平衡质量 越大增大侧向刚度减小增大侧偏刚度增大增大拖距 增大 设计

50、计算研究 $+汽 车 技 术 转向操纵机构、转向器和转向传动机构!部分。在摆振研究中，主要分析转向器和转向传动机构刚度、阻尼以及间隙等特性对摆振的影响。例如文献"的研究表明：适当增加转向横拉杆的直径，即增加转向梯形机构的刚度，能够降低摆振的峰值，但对摆振车速无明显的影响；适当增加转向器的刚度和阻尼，可以降低摆振的峰值，同时系统摆振车速也相应提高；减小部件间隙能够显著改善汽车转向轮摆振现象。 加装转向减振器是一种十分有效的抑制摆振的措施，特别是对使用过程中发现的、不能通过改变结构参数来改善摆振的车辆尤为适用。加装转向减振器后，使转向阻力大大增加，会影响高速操纵稳定性。为了克服上述缺点，

51、人们开始研制主动式的转向减振器，使之能够随时根据车辆的行驶状况，自动地调节阻尼的大小，既保证了最佳的减振效果，又可以兼顾转向轻便性。 !"!悬置以上整体结构模态参数对摆振的影响同一台车，当其车身或发动机悬置发生改变时， 会改变转向轮摆振程度乃至振动的性质，例如从强迫振动系统变为自激振动系统或相反，这说明悬置以上整体结构模态参数（主要指频率）对车轮摆振有重要影响。在摆振频率范围内，悬置以上结构不仅有刚体振动模态，而且有弹性振动模态，其中车架的弹 性振动模态最为明显# 。 通常在模态分析中只考虑悬置以上结构与转向轮摆振运动相耦合且固有频率与摆振频率相近的模态。但具体选择什么样的悬置以上结

52、构的模态参数来防止车辆转向轮摆振，要根据它们与其它结构参数的匹配而定。 !"#悬架系统参数对摆振的影响 悬架系统参数对摆振的影响非常复杂，没有什 么规律可循。由于变化悬架系统的参数（几何定位参数、刚度以及阻尼等）在实际试验中难以实现，因而此方面的实车研究做的较少，但借助仿真手段进行研究的例子则比较多。 文献$中对悬架系统的$个部件进行了%& （%()*+,-./0(1*2(,3)）分析4发现引起摆振的主要因素是悬架的上下控制臂轴套的动刚度不足。文献5通过仿真计算发现悬架弹簧刚度对摆振的影响很大，但由于悬架的参数配置直接关系到整车的行驶平顺性、操纵稳定性，使得在实际中很少采用通过改变悬架系统参数作为减弱摆振的措施。改善摆振应该与悬架的其它性能进行综合考虑，统一优化。#未来研究方向 虽然对飞机前轮摆振现象的研究比汽车晚近 !6年， 但由于飞机对安全性的高要求，使得飞机前轮摆振现象解决得要比汽车好。对于汽车，应该借鉴飞机前轮摆振的研究经验，根据影响因素（摆振频率，车速、振幅）分析它们各自的摆振症状，例如由于零部件的过度磨损出现