汽车双横臂悬架转向机构优化设计

1、第12卷第1期1999年1月中国公路学报ChinaJournalofHighwayandTransportVol112No11Jan.1999汽车双横臂悬架转向机构优化设计卞学良白杨河北工业大学机械工程学院,天津,300132摘要:运用多刚体系统动力学中RW,编制了汽车双影响,使转向误差分布更合理。关键词:,优化设计UTheOptimalDesignofDoubleArmSuspensionandSteeringMechanismforAutomobileBianXueliangBaiYangCollegeofMechanicalEngineering,HebeiUniversityofTec

2、hnology,Tianjin,300132Abstract:ThispapercalculatesthemechanismmovementwithR2Wmethodofmulti2rigid2bodysystemdynamics,andgivesageneraloptimizationprogramofdoublearmsuspensionandsteeringmechanismforautomobile.Inthemodelofoptimization,theinfluencesontheerrorscausedbythejumpofwheelsareconsidered,andtwowe

3、ightfunctionsareconsideredaccordingtoactualcondition.Thiswillmakethedistributionofsteeringerrorsbetterthanbefore.Keywords:Doublearmsuspension,Multi2rigid2bodysystemdynamics,Optimaldesign转向机构对汽车转向性能,驾驶舒适性和轮胎寿命等方面都有影响。由于双横臂悬架和转向机构(以后称双横臂悬架转向机构)组成的系统是复杂的空间杆机构,有关文献1,2中把两个机构单独优化设计。但由于双横臂悬架机构和转向机构的运动相互关联,

4、这样优化很难获得整体机构最佳的转向性能。多刚体系统动力学为更精确地进行悬架和转向机构的运动分析提供了一个有利的工具3,4。笔者编制的适用于双横臂悬架转向机构的优化程序,把双横臂悬架机构和转向机构收稿日期:1997212201卞学良,男,1957年6月出生,副教授中国公路学报1999年106作为一整体系统,采用多刚体系统动力学中的RW方法(图论方法)进行运动分析,优化效果好,程序通用性强。1转向机构的运动分析111机构有向图双横臂悬架转向机构简图如图1所示。图中:B0为车身;B1为下摆臂;B2为转向节;B3为车轮;B4为上摆臂;B5为摇臂;B6为拉杆。h4、h1;h7、h2分别为转向节上下球头铰

5、链;h3为轮轴柱铰链;h5;8接的球铰链。引入图论的概念,将刚体Bi(i=1,2,hj(j=1,2,8)定义为弧,采用规则标号法规定方向,2所示。112模型的简化及运动学关系式路矩阵T后,1r=01n+DT1n(1)式中:r由Bi刚体质心位置ri矢径构成的列阵;r0刚体B0的质心矢径;图1双横臂悬架转向机构简图1n元素为1的n×1维列阵;D为通路向量dij构成的n×n矩阵。D=-CT式中:T为通路矩阵;C为加权关联矩阵,其元素Cij=SijCij,Cij是体铰矢量;元素Sij构成关联矩阵S。公式详细推导见参考文献3。为了能利用上述运动学表达式,必须将图2所示双横臂悬架转向机

6、构的闭环系统简化为树型系统。首先将闭环系统的铰链h7、其h8切除,得到原系统的减缩系统的有向图(图3)。关联矩阵S和通路矩阵T分别为图2双横臂悬架转向机构系统有向图图3减缩系统有向图第1期卞学良等:汽车双横臂悬架转向机构优化设计107-1+100000-1+10000000-1+100000-1S10S200S3S=00(2)0-1-1-10000-1-10000T10(3)T=0T30000-1-1000减缩系统的S和T即减缩系统被刚体B0分为3个子系统:第一个为B02B12B23S1和通路矩阵T1;第二个为B02B4,具有S2和T2;052B6具有S3和T3。这三个子系统均为有根树型系统,

7、其运动学表达式为rk=r01nk+DTk1nk=3时对应B02B52B6子系统。113系统自由度与约束方程11311系统自由度(4)式中:K为子系统的标号,K=1时对应B02B12B22B3子系统,K=2时对应B02B4子系统,K图3所示带转向杆的双横臂悬架减缩系统中有三个子系统。在B02B12B22B3子系统中,h1为一个柱铰,有一个相对转动自由度1;h2为球铰,有3个自由度1、2、3;h3为柱铰,有3一个自由度。在B021,所以该子系统中共有5个自由度B4子系统中,h4为柱铰,有一个自由45666度在B021。B52B6子系统中,h5为柱铰,有一个自由度1;h6为球铰,有三个自由度1、2、

8、3。1222所以该子系统中共有4个自由度,整个减缩系统中共有10个自由度。实际上双横臂悬架转向机构具有4个自由度,即转向摇臂摆动,车轮绕转向节上下球销1中心连线的转动,车轮的上下跳动及车轮绕轮轴的转动。所以减缩系统中的10个变量1、222345666。要补充6个约1、2、3、1、1、1、1、2、3中只有4个是独立的,另外的6个与它们是相关的束方程建立这些相关关系。11312约束方程在刚体B0,B1,B2,B4上分别设置4个矢量l0,l1,l2,l4(图4),在悬架运动的任意时刻,这4个矢量均构成封闭图,即满足l0+l4=l1+l2l1x-l1y-l1z-l2x=0l2y=0l2z=0(5)写成

9、坐标分量形式,得悬架机构的约束方程l0x+l4x-l0y+l4y-l0z+l4z-(6)在刚体B0,B1,B2,B5,B6上分别设置5个矢量l00,l1,l22,l5,l6(图5),5个矢量构成的中国公路学报1999年108图4矢量封闭图,00l5l1+l22l1x(7)l5x+l6x+l00x-l5y+l6y+l00y-l5z+l6z+l00z-l22x=0l1y-l22y=0(8)l1z-l22z=0综上悬架机构和转向机构组成6阶非线性方程组,方程组中除l0,l00为常矢量外,其余矢153量均是10个广义坐标的函数。选下摆臂摆动角摇臂摆动角车轮绕轮轴转角1、1、1和拉杆6绕其轴线转角。2作

10、为输入变量,则可由悬架及转向系统的约束方程解出其余的6个未知量114车轮转向角及前轮定位角为求得前轮转向角,从前轮中心沿轴方向设置一个单位矢量e=010T,矢量终点为M点(图1)。通过式(4)可计算出B、C、G、F、M各点任意时刻在参考系下的坐标,从而可求得(9)前轮转向角=arctgyM-yG主销后倾角主销内倾角车轮外倾角r=arctgzC-zC-zG-zBzBzF(10)(11)(12)=arctg=arctg2优化设计模型211目标函数给定一个内侧轮转向角I,就对应一个理论的外侧轮转向角和一个实际的外侧轮转向角,则整个转向过程中的转向误差为IE(I)=- i=1 (13)第1期卞学良等:

11、汽车双横臂悬架转向机构优化设计109式中:I至最大转向角总等分数。)对转向误差的要求不为了体现不同的转向角和不同车轮跳动位置(或下摆臂摆动角同,一般在最常使用的中间位置工况,车速较高,误差要小;而在非经常使用的大转角位置工)。况,车速减慢,误差适当放宽。为此在转向误差前加上权重函数W(另外尽量使误差处I,于不足转向,而不是过转向,在计入一个权重函数r(E)。写出目标函数minF(x)=)E(x,)r(E)W(,IIIIJIJ(14)实际只要求一些分离点处的误差再求和即可。即目标函数minF(x)=r(E)Wi=1j=1E,I,(15)式中:J为车轮从最低跳至最高位置总等分数;x。212设计变量

12、与约束条件21211设计变量,选取设计变量为Xx2,x=1122zkxByBzBxCyCzCxDDyDDxExkxLykTT式中:1,2;1,2为上下摆臂轴抗点头角;zk为转向梯形布置平面的z坐标,zk=zL=zE=zDD;x,y,z的下标为相应的铰销名,见图1。21212约束条件(1)双横臂独立悬架机构要满足运动性能要求,即转向轮定位参数要满足设计要求(16)dminddmax(17)minmaxrminrrmax(18)(19)minmax式中:d为抗点头率;为主销内倾角;r为主销后倾角;为车轮外倾角。(2)上下摆臂轴的安装角1、1、2、2应按设计要求和空间布置的可能性来确定1min11m

13、ax1min11max2min22max2min22max(3)各点坐标应满足空间布置的可能性ximinxiximaxyiminyiyimaxziminzizimax(20)(21)(22)(23)(24)(25)(26)3计算实例利用本文程序对TJ6481AQ3N19B双横臂悬架转向机构进行了优化设计,在优化设计中(相应车轮上下跳动±取内侧转向轮转向角最大值,下摆臂摆动角=-6°+6°Imax=30°45mm),取权重函数r(E)=1,取权重函数WIJ为中国公路学报1999年110w1(0°,-I10°WIJ)2°2

14、76;)4°<-2°,2°<4°4°,4°<max)=w2(10°,-I20°3(20°IImax,min<-分别取WIJ=w1,w2,w3=1,1,1、WIJ=115,1,015和WIJ=5,3,1三组不同权重函数进行优化计算,优化前后转向误差的分布如图6所示,可见权重函数WIJ=115,1,图6优化前后转向误差分布图7转向轮为某一转向角时转向轮跳动引起的转向误差第1期卞学良等:汽车双横臂悬架转向机构优化设计111015优化效果最佳,优化后参数见附表。图7是转向轮某一转向角时,转

15、向轮同向等值跳动引起的转向误差,该误差值反映了转向梯形断开点(图1中E点)位置的合理性,误差波动越小,断开点位置越好。由图可见取WIJ=115,1,015优化后误差波动较小,断开点位置较合理。附表TJ6481AQ3N19B双横臂独立悬架转向机构参数优化前后对比原始数据铰点参数BCELKDDXYZ优化后数据(WXIJ=115110015)YZ0194-2130126119010020010012611966217563117536011833601183601180°010°3158°010°7125°-0175°1125°2

16、55100500150284164642197-0177128161650113591293591297031810191°0186°2101°0107°6113°-0148°1123°2581204961932881872881872881872881871212注:带“3”的铰点坐标为定值,在优化设计中不作为优化变量。4结语本文的双横臂悬架转向机构优化设计程序,运用多刚体系统动力学中的RW方法进行机构空间运动计算,可实现自动建模,使程序具有较强的通用性;把双横臂悬架机构和转向机构作为一整体系统进行优化设计,利用约束来保证悬架性能的前提下,可获得最佳的转向梯形结构参数;优化模型中根据实际需要加入了权重函数,使优化后的转向误差分布更为合理,优化效果更明显。参考文献1张景骞等1轮式车辆双横臂独立悬架的运动优化设计1汽车工程,1997,