基于虛擬技術的懸架系統(tǒng)試驗仿真分析畢業(yè)設計

1、<p><b>　　1 緒論</b></p><p><b>　　1.1引言</b></p><p>　　隨著社會的不斷發(fā)展進步和人們生活水平的不斷提高，自20世紀80年代以來，汽車作為不可缺少的交通工具，在交通運輸領域和人民日常生活中的地位日益突出。國內、國際汽車市場的競爭空前激烈。用戶對汽車安全性、行駛平順性、操縱穩(wěn)定性、乘坐舒適性

2、的要求越來越高。然而，汽車本身是一個復雜的多體系統(tǒng)集合，外界載荷的作用復雜多變，人、車、環(huán)境三位一體的相互作用，致使汽車動力學模型的建立、分祈、求解始終是一個難題。基于傳統(tǒng)的解決方法，需經過反復的樣車試制、道路模擬試驗和整車性能試驗。如此，不僅需花費大量的人力、物力、財力和漫長的時間。而且有些試驗由于存在危險性而難以進行。ADAMS軟件采用虛擬樣機模擬技術，為上述問題提供了一種較好的解決方案。虛擬樣機模擬技術可以用于指導和修正設計，按照

3、并行工程的概念組織產品設計和生產，從而在真正意義上實現整車系統(tǒng)優(yōu)化設計。</p><p>　　數字化虛擬樣機技術是縮短車輛研發(fā)周期、降低開發(fā)成本、提高產品設計和制造質量的重要途徑。隨著虛擬產品開發(fā)、虛擬制造技術的逐漸成熟，計算機仿真技術得到了廣泛的應用。系統(tǒng)運動學／動力學仿真是數字化虛擬樣機的核心和關鍵技術。為了降低產品開發(fā)風險，在樣車制造出來之前利用數字化樣機對車輛的動力學性能進行計算機仿真分析和參數優(yōu)化顯得十

4、分必要。</p><p>　　1.2虛擬樣機技術簡介</p><p>　　虛擬樣機技術(Virtual prototyping technology)是一種在產品設計開發(fā)過程中，將分散的零部件設計和分析技術(指在某單一系統(tǒng)中零部件的CAD和FEA技術)揉和在一起，在計算機上建造出產品的整體模型，并針對該產品在投入使用后的各種工況進行仿真分析，預測產品的整體性能，進而改進產品設計、提高產品性

5、能的新技術。它從分析解決產品整體性能及其相關問題的角度出發(fā)，較好地解決了傳統(tǒng)設計與制造過程的弊端。在該技術中，工程設計人員可以直接利用CAD系統(tǒng)所提供的各零部件的物理信息及其幾何信息，在計算機上定義零部件間的連接關系并對機械系統(tǒng)進行虛擬裝配，從而獲得機械系統(tǒng)的虛擬樣機：使用系統(tǒng)仿真軟件在各種虛擬環(huán)境中真實地模擬系統(tǒng)的運動，并對其在各種工況下的運動和受力情況進行仿真分析，觀察并試驗各組成部件的相互運動情況：可以在計算機上方便地修改設計缺陷

6、，仿真并試驗不同的設計方案：對整個系統(tǒng)進行不斷改進，直至獲得最優(yōu)設計方案以后，再制做物理樣機。</p><p>　　虛擬樣機技術可使產品設計人員在各種虛擬環(huán)境中真實地模擬產品的整體運動及受力，快速分析多種設計方案，實現對物理樣機而言難以進行或根本無法進行的試驗，直到獲得系統(tǒng)級的優(yōu)化設計方案。虛擬樣機技術的應用貫串在整個設計過程中，它可以用在概念設計和方案論證中。設計師可以把自己的經驗與想象結合在計算機內的虛擬樣機

7、里。讓想象力和創(chuàng)造力充分發(fā)揮。當虛擬樣機用來代替物理樣機驗證設計時，不但可以大幅度縮短開發(fā)周期，降低開發(fā)成本和風險，而且能明顯提高產品設計質量和效率。</p><p>　　復雜系統(tǒng)的力學模型是多個物體通過運動耐連接的系統(tǒng)，稱為多體系統(tǒng)。虛擬樣機技術源于對多體系統(tǒng)動力學的研究。20世紀60年代，古典的剛體力學、分析力學與計算機相結合的力學分支——多體系統(tǒng)動力學在社會生產實際需要的推動下產生了。其主要任務是：①建立復

8、雜機械系統(tǒng)運動學和動力學程式化的數學模型，開發(fā)實現這個數學模型的軟件系統(tǒng)，用戶只需輸人描述系統(tǒng)的最基本數據，借助計算機就能自動進行程式化的處理；②開發(fā)和實現有效處理數學模型的計算方法與數值積分方法，自動得到運動學規(guī)律和動力學響應；③實現有效的數據后處理，采用動畫顯示、圖表或其他方式提供數據處理結果。日前多體系統(tǒng)動力學已形成了比較系統(tǒng)的研究方法。其中主要有工程中常用的以拉格朗日方程為代表的分析力學方法、以牛頓歐拉方程為代表的矢量學方法、圖

9、論方法、凱恩方法和變分方法等。</p><p>　　由于多體系統(tǒng)的復雜性，在建立系統(tǒng)動力學方程時，采用系統(tǒng)獨立的拉格朗日坐標將非常困難，而采用不獨立的笛卡兒廣義坐標比較方便；對于具有多余坐標的完整或非完整約束系統(tǒng)，用帶乘子的拉氏方程處理是十分規(guī)格化的方法。導出的以笛卡兒廣義坐標為變量的動力學方程是與廣義坐標數目相同的帶乘子的微分方程，還需要補充廣義坐標的代數約束方程才能封閉。Chace等人用吉爾(Gear)的剛性

10、積分算法并采用稀疏矩陣技術提高了計算效率，編制了ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)程序。Hang等人研究了廣義坐標分類、奇異值分解等算法，編制了ADADS(Dynamic Analysis and Design System)程序。</p><p>　　盡管虛擬樣機技術的核心是機械系統(tǒng)運動學、動力學和控制理論，但沒有成熟的三維計算機圖形技術

11、和基于圖形的用戶界面技術，虛擬樣機技術也不會成熟。虛擬樣機技術在技術與市場兩個方面的成熟也與計算機輔助設計(CAD)技術的成熟及大規(guī)模推廣應用分不開。首先，CAD中的三維幾何造型技術能夠使設計師們的精力集中在創(chuàng)造性設計上，把繪圖等繁瑣的工作交給計算機去做。這樣，設計師就有充足的精力去關注設計的正確和優(yōu)化問題。其次，三維造型技術使虛擬樣機技術中的機械系統(tǒng)描述變得簡單。第三，由于CAD強大的三維編輯修改技術，使機械系統(tǒng)設計的快速修改交為可能

12、。如此，在計算機上的設計、試驗、優(yōu)化的反復過程才有時問上的意義。</p><p>　　綜上所述，虛擬樣機技術是許多技術的綜合。它的核心部分是多體系統(tǒng)運動學和動力學建模理論及其技術實現。數值算法作為應用數學的一個分支及時地提供了求解這種問題的有效的快速算法。計算機可視化技術及動畫技術的發(fā)展為這項技術提供了友好的用戶界面。CAD／FEA等技術的發(fā)展為虛擬樣機技術的應用提供了技術環(huán)境。目前，虛擬樣機技術已成為一項相對獨

13、立的產業(yè)技術，它改交了傳統(tǒng)的設計思想，對制造業(yè)產生了深遠的影響。</p><p>　　1.3本文主要研究內容及意義</p><p>　　1.3.1本文主要研究內容</p><p>　　本文采用多體系統(tǒng)動力學方法和虛擬樣機技術，以美國MDI公司的ADAMS軟件為平臺，根據某汽車制造廠家提供的建模參數，建立了某轎車的麥弗遜式前獨立懸架虛擬樣機仿真分析模型，對該前懸架進行

14、了運動學仿真，分析了懸架定位參數隨車輪跳動行程的運動特性，并利用ADAMS／Insight對其進行了結構優(yōu)化，得出懸架部件最佳的關鍵點坐標值，從而使懸架定位參數的變化規(guī)律更加符合設計要求。</p><p>　　在此基礎上進一步建立了其它子系統(tǒng)總成的虛擬樣機模型并組裝成整車虛擬樣機模型，根據我國現行整車操縱穩(wěn)定性試驗標準GB／T6323.1-94～GB／6323.6-94的要求，編寫了用于整車操縱穩(wěn)定性仿真分析的驅

15、動控制文件和驅動控制數據文件，對所建整車虛擬樣機模型進行了轉向盤轉角階躍輸入試驗、轉向回正試驗、穩(wěn)態(tài)回轉試驗、蛇行試驗和轉向輕便性試驗仿真分析，并參照GB/T13047-9l《汽車操縱穩(wěn)定性指標限值與評價方法》對該轎車的操縱穩(wěn)定性進行了評價計分。</p><p>　　1.3.2本文研究的意義</p><p>　　國內、國際汽車市場的激烈競爭使得汽車特別是轎車的安全性、行駛平順性、操縱穩(wěn)定性

16、和乘坐舒適性越來越受到人們的關注。汽車懸架系統(tǒng)對整車操縱穩(wěn)定性和行駛平順性有舉足輕重的影響，是汽車設計、運動校核的重要內容之一。由于汽車懸架系統(tǒng)是比較復雜的空間機構，這就給運動學分析帶來了困難。過去用簡化的圖解法和分析計算法對汽車懸架的運動學分析進行分析計算，所得結果誤差較大，且費時費力?；贏DAMS的虛擬樣機技術，可把懸架系統(tǒng)視為多個彼此連接、相對運動的多體系統(tǒng)，其運動學仿真能更加真實準確地反映懸架運動特性，比圖解法更為直接和方便。

17、</p><p>　　本文利用ADAMS建立懸架虛擬樣機模型，對懸架運動學特性進行了仿真分析和結構優(yōu)化設計。在此基礎上建立了整車虛擬樣機動力學仿真分析模型，進行了整車操縱穩(wěn)定性試驗仿真分析和評分，為汽車懸架系統(tǒng)及整車系統(tǒng)開發(fā)設計提供了一種有效的現代化手段和方法。</p><p>　　2 ADAMS軟件介紹</p><p>　　2.1 ADAMS仿真軟件概述</

18、p><p>　　ADAMS，即機械系統(tǒng)動力學自動分析(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，是美國MSC公司開發(fā)的世界上最優(yōu)秀、最具權威性的機械動力學仿真分析軟件。目前，ADAMS軟件已經被全世界各行各業(yè)的數百家主要制造商采用。</p><p>　　ADAMS軟件使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參數化的機械系統(tǒng)幾何

19、模型，其求解器采用多剛體系統(tǒng)動力學理論中的拉格朗日方程方法，建立系統(tǒng)動力學方程，對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析，輸出位移、速度、角速度、加速度、角加速度和反作用力曲線。</p><p>　　ADAMS軟件一方面是虛擬樣機分析的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬樣機系統(tǒng)進行靜力學、動力學和運動學分析。另一方面，又是虛擬樣機分析開發(fā)工具，其開放性的程序結構和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行特

20、殊類型虛擬樣機分析的二次開發(fā)工具平臺。在產品設計、試驗和制造過程中，通過使用ADAMS軟件，能給企業(yè)帶來很多好處：</p><p>　　1)縮短產品開發(fā)上市周期；</p><p>　　2)降低工程制造和測試費用；</p><p>　　3)提高產品設計和制造質量；</p><p>　　4)避免進行物理樣機測試的危險性。</p>&

21、lt;p>　　5)在產品制造出來之前對其進行仿真分析并優(yōu)化，從而降低產品開發(fā)風險。</p><p>　　2.1.1 ADAMS軟件模塊簡介</p><p>　　ADAMS軟件進過幾十年的發(fā)展，功能日益完善。它由基本模塊、擴展模塊、專業(yè)領域模塊、接口模塊和工具箱5類模塊組成。用戶不僅可以采用通用模塊(用戶界面模塊)對一般的機械系統(tǒng)進行仿真，而且可以采用專用模塊針對特定工業(yè)應用領域的問題

22、進行快速有效的建模與仿真分析。</p><p><b>　　基本模塊</b></p><p><b>　　擴展模塊</b></p><p><b>　　專業(yè)領域模塊</b></p><p><b>　　接口模塊</b></p><p&g

23、t;<b>　　工具箱</b></p><p>　　2.2 ADAMS軟件的基本算法</p><p><b>　　2.2.1參考標架</b></p><p>　　在計算系統(tǒng)中，構件的速度和加速度，需要指定參考標架，作為該構件速度和加速度的參考坐標系。在機械系統(tǒng)的運動分析過程中，有兩種類型的參考標架:地面參考標架和構件參考標

24、架。地面參考標架是一個固定在“絕對靜止”空間中的慣性參考系。通過地面參考標架建立機械系統(tǒng)的“絕對靜止”參考系，屬于地面標架上的任何一點的速度和加速度都為零。對于每一個剛性體都有一個與之固定的參考標架，稱為構件參考標架，剛性體上的各點相對于該構件參考標架是靜止的。</p><p>　　2.2.2坐標系的選擇</p><p>　　ADAMS中定義了三種坐標系統(tǒng)：</p><

25、p>　　(1)地面坐標系(Ground Coordinate System)；地面坐標系又稱為靜坐標系，是固定在地面標架上的坐標系。ADAMS中所有剛體(部件)都相對于地面坐標確定其位置和方向。</p><p>　　(2)局部參考坐標系(Local Part Reference Frame，LPRF)：這個坐標系固定在構件上并隨構件運動。每個構件都有一個局部構件參考坐標系，可以通過確定局部構件參考坐標系在地

26、面坐標系的位置和方向，來確定一個構件的位置和方向。</p><p>　　(3)標架坐標系(Marker System)：標架坐標系又稱為標架，是為了簡化建模和分析在構件上設立的輔助坐標系。標架坐標系有固定標架和浮動標架兩種。固定標架固定在構件上，并隨構件運動?？梢酝ㄟ^固定標架在局部構件參考坐標系中的位置和方向，來確定固定標架坐標系的位置和方向。固定標架可以用來定義構件的形狀、質心位置、作用力和反作用力的作用點、構

27、件之間的連接位置等。浮動標架相對于構件運動，在機械系統(tǒng)的運動分析過程中。有些力和約束需要使用浮動標架來定位。</p><p>　　動力學方程的求解速度在很大程度上取決于廣義坐標的選擇。ADAMS軟件用剛體的質心笛卡兒坐標和反映剛體方位的歐拉角作為廣義坐標系。由于采用了不獨立的廣義坐標，系統(tǒng)動力學方程雖然是最大數量，但卻是高度稀琉耦合的微分代數方程，適用于稀疏矩陣的方法高效求解。</p><p&

28、gt;　　2.3 ADAMS／CAR建?；静襟E和方法</p><p>　　ADAMS／CAR里主參考系是OXYZ，采用ISO坐標系。原點位于兩前輪輪心連線的中點，X軸正方向與汽車行駛方向相反，Y軸正方向指向汽車右側，Z軸正方向垂直向上，遵守右手法則。</p><p>　　應用ADAMS／CAR建模的原理相對比較簡單，模型原理與實際的汽車系統(tǒng)相一致。考慮到汽車基本上為一縱向對稱系統(tǒng)，軟件模

29、塊已預先對建模過程進行了處理，設計人員只需建立左邊或右邊的1/2模型，系統(tǒng)將會根據對稱性自動生成另一半，當然也可建立非對稱模型。</p><p>　　在建立分析總成模型的過程中，ADAMS／CAR的建模順序自下而上。首先建立模板(template)文件，然后由模板文件生成子系統(tǒng)文件，最后將子系統(tǒng)與測試臺(test-rig)裝配在一起形成總成(assembly)分析系統(tǒng)模型，以進行各種仿真分析。模板是用來定義各部件

30、之間的拓撲連接關系的，它的建立是整個建模過程中最重要的環(huán)節(jié)，分析總成的絕大部分建模工作都是在模板階段完成的。模板建立好以后，接下來是生成子系統(tǒng)。在子系統(tǒng)里，用戶只能對以前創(chuàng)建的零部件進行部分數據的修改，如調整硬點的坐標位置、彈簧和阻尼器的屬性文件等。最后是總成模型的組建。屬性文件是建立仿真分析模型的最基本的文件，它設置和記錄了系統(tǒng)模型的基本參數和相關屬性，如彈簧和阻尼的屬性、輪胎的屬性及其它模型參數等。屬性文件、模板、子系統(tǒng)、總成系統(tǒng)和

31、測試臺之間的關系如圖</p><p>　　圖2—1 屬性文件、模板、子系統(tǒng)、總成系統(tǒng)和測試臺之問的關系</p><p>　　懸架模板的建模步驟如下：(1)建立硬點(hardpoint)和方向點(constructionframe)；(2)利用已建好的硬點和方向點建立部件(general part)并添加幾何實體(geometry)；(3)添加約束、彈簧、阻尼和力元(如力和力矩)等；(4)設

32、置懸架特性參數(suspension parameters)，即定義主銷軸線和輸入前束角及外傾角。ADAMS／CAR中有兩種計算主銷軸線的方法，分別是幾何方法和瞬時軸線法，當轉向主銷的上下端點可以確定時，選用幾何方法比較簡單：(5)建立懸架模板與其它模板或測試臺之間進行數據交換的輸入、輸出通訊器(communicator)，以便各個子系統(tǒng)之間進行正確的連接。通訊器(communicator)是用來進行數據傳遞的，例如：縱臂、螺旋彈簧、減

33、震器有一端是與車身連接的，需要建立mount，然后會自動產生輸入communicator。在車身模板中需建立相應的輸出communicator。輸出communicator一般有以下8個:</p><p>　　co[Ir]camber_angle</p><p>　　co[Ir]suspension_mount</p><p>　　co[Ir]_suspension

34、_upright </p><p>　　co[Ir]_toe_angle</p><p>　　co[Ir]_tripot_to differential</p><p>　　co[Ir]_wheel_center</p><p>　　cos_driveline_active</p><p>　　cos_suspensi

35、on_parameters_ARRAY</p><p>　　正確建立各個子系統(tǒng)之間的連接關系至關重要，這些連接關系數據在以后的子系統(tǒng)和總成系統(tǒng)階段無法修改，而零部件的位置和特征參數在后續(xù)過程中還可進行調整。</p><p>　　零部件可以做成剛體，也可做成柔性體。零部件之間可以通過約束副(joint)來連接。也可以用橡膠襯套(bushing)、彈簧和阻尼來連接。二者的區(qū)別在于約束副是剛性連

36、接，不允許過約束的運動，它是在運動學(Kinematic)分析時采用的；橡膠襯套屬于柔性連接，允許部件之間的過約束運動，在彈性運動學(Comoliance)分析時采用。不考慮彈性橡膠襯套時為運動學分析模型?？紤]彈性橡膠襯套時為彈性運動學分析模型。</p><p>　　模板建立以后，接下來是由模板生成子系統(tǒng)。在子系統(tǒng)中，用戶只能對以前創(chuàng)建的零部件進行部分數據的修改，如調整硬點位置、部件質量和轉動慣量、彈簧和阻尼及輪

37、胎的屬性等。建立仿真分析模型的最后一步是建立分析總成系統(tǒng)。在這一階段，用戶可根據實際需要，將不同的子系統(tǒng)組裝在一起形成完整的分析總成模型。如懸架總成可包括懸架子系統(tǒng)、轉向子系統(tǒng)、橫向或縱向穩(wěn)定器和測試臺。在進行懸架總成分析之前，還可調整輪胎半徑和徑向剛度及相關的整車數據，如簧載質量、簧載質量質心高度和軸距等。</p><p>　　3前獨立懸架的建模與仿真試驗</p><p>　　3.1麥弗

38、遜式獨立前懸架的結構分析</p><p>　　以某轎車的麥弗遜式前獨立懸架為例進行虛擬樣機建模和仿真分析，經簡化所得到的運動學模型如圖3—2所示。該麥弗遜式前獨立懸架主要由三角臂總成、轉向節(jié)總成、螺旋彈簧、減振器等組成。各剛體之間的連接關系如下：三角臂的一端通過轉動鉸與車架相連(其中一個轉動鉸為虛約束，車架相對于地面不動)，另一端通過球鉸與轉向節(jié)總成下端相連：車輪與輪軸之間用固定鉸相連：輪軸與轉向節(jié)總成之聞用轉動

39、鉸相連；減振器內外筒之間通過圓柱鉸相連；減振器外筒與轉向節(jié)總成之間通過固定鉸相連；減振器內筒與車架之間通過萬向節(jié)鉸鏈相連；螺旋彈簧套在筒式減振器的外筒上，其上端與車身相連，下端固定在減振器外筒上；轉向橫拉桿一端通過球鉸與轉向節(jié)總成相連，另一端通過萬向節(jié)鉸鏈與轉向器齒條相連；運動分析時，不考慮轉向系的影響，轉向器齒條與齒條罩之間沒有相對運動，相當于齒條通過固定鉸與車架相連。當車輪上下跳動時，轉向節(jié)總成沿擺動的主銷軸線AD轉動。因此，該懸架

40、在變形時，主銷的定位角和輪距都有些變化。然而，如果適當地調整導向機構的布置，可以使車輪定位參數的變化極小。</p><p>　　通過各點的坐標可求出前輪定位參數如下：</p><p>　　前輪前束角：α = arctan((Xb一Xc)／(Yb-Yc)) </p><p>　　車輪外傾角：β = arctan(

41、(Zb一Zc)／(Yb-Yc)) </p><p>　　主銷后傾角：γ = arctan((Xd—Xa)／(Zd-Za)) </p><p>　　主銷內傾角：Φ= arctan((Yd一Ya)／(Zd-Za)) <

42、;/p><p>　　式中，A為三角臂與轉向節(jié)連接的球鉸中心點；D為減振器與車架的鉸接點；B、c分別是輪軸內外端點。</p><p>　　與雙橫臂式懸架相比，麥弗遜式懸架的優(yōu)點是：結構緊湊，車輪跳動時前輪定位參數變化小，有良好的操縱穩(wěn)定性，加上由于取消了上橫臂。給發(fā)動機及轉向系統(tǒng)的布置帶來方便；與燭式懸架相比，它的滑柱受到的側向力又有了較大的改善。麥弗遜式懸架多用在前置前驅(FF)轎車(如保時捷

43、911、國產奧迪、桑塔納、夏利、富康等)和微型汽車上(如吉林1010、長安SC6331)。雖然麥弗遜式懸架并不是技術含量最高的懸架，但它仍是一種經久耐用的獨立懸架，具有很強的道路適應能力。</p><p>　　圖3—1麥弗遜前懸架結構示意圖</p><p>　　1一三角臂總成；2一轉向節(jié)總成；3一輪軸；4--車輪；5一減振器；6一螺旋彈簧；7一車架；</p><p>

44、;　　8一轉向橫拉桿；9一轉向器齒條</p><p>　　3.2麥弗遜式前獨立懸架的虛擬樣機建模</p><p>　　表3一l 建模硬點坐標</p><p>　　建模所需的有關空間點坐標數據由生產廠家提供，具體數據如表3—1所示。滿載時靜態(tài)前輪定位參數為：前輪前束1～-3mm(0.052°～-0.1570°)；主銷后傾角2．5°～3．2

45、0°；主銷內傾角l0°～11．5°：車輪外傾角0～1°。對該前懸架實體模型進行分析后，對其進行合理的結構簡化，根據各部件硬點坐標、質量參數、轉動慣量參數以及螺旋彈簧剛度和減振器阻尼特性參數在ADAMS／CAR中依次建立各部件，并在各部件之間添加約束副和力元，得到該麥弗遜式前獨立懸架虛擬樣機的模板模型，再在標準模式下由模板模型建立其子系統(tǒng)，最后將懸架子系統(tǒng)和測試臺(Test—rig)組裝在一起得到懸

46、架總成系統(tǒng)虛擬樣機模型如圖3—2所示。</p><p>　　圖3—2前懸架總成系統(tǒng)模型</p><p>　　簡化后的前懸架總成系統(tǒng)各約束副類型和數目如表3—2所示。</p><p>　　前懸架總成共有13個剛體，17個約束副，其總的自由度數為：</p><p>　　DOF=13×6-4×4-2×4-4×

47、5-4×3-3×6=4</p><p>　　這4個自由度分別是左右車輪的上下跳動和繞主銷的轉動。</p><p>　　表3—2 前懸架各約束副類型和數目</p><p>　　3.3懸架總成系統(tǒng)仿真分析</p><p>　　ADAMS／CAR提供了強大的懸架系統(tǒng)分析功能，可進行雙輪同向激振(Parallel wheel Tr

48、avel)、雙輪反向激振(Opposite Wheel Travel)、單輪激振(Single Wheel Travel)、轉向試驗(Steering)、靜載試驗(Static Load)等試驗仿真分析。ADAMS／CAR的后處理文件中所包括的曲線幾乎涵蓋了所有常用的懸架特性。</p><p>　　圖3—3 雙輪同向跳動仿真分析</p><p>　　按滿載時懸架所承受的簧載質量要求，將測試

49、臺架上下激振位移設置為50mm，使左右車輪同步上下跳動來進行-50～50mm的常見工況仿真分析。分析車輪在上下跳動過程中車輪定位參數及其它懸架特性隨車輪跳動行程的變化規(guī)律，從而預估評價懸架系統(tǒng)的性能，并提出改進策略。</p><p>　　3.3.1 雙輪同向跳動轉向輪前束角的變化</p><p>　　當車輛在行駛過程中，過大的前束角變化，將會影響車輛的直線行駛穩(wěn)定性，同時增大輪胎與地面間的

50、滾動阻力，加劇輪胎的磨損。所以前束角的設計原則是車輪跳動時，其變化范圍越小越好。該懸架系統(tǒng)虛擬樣機模型處于靜平衡位置時，前束角為0°圖3—4是前輪前束角隨車輪跳動過程的變化曲線。由圖可以看出，車輪在上下跳動50mm的過程中，前束角的變化范圍為-1.1°～0.75°，相對于靜平衡時的變化量為-1.1°～0．75°。車輪在上下跳過程中，前束角的變化范圍比理想值(理想值為0.5°以內

51、)略大。</p><p>　　圖3—4 雙輪同向跳動時前束角變化曲線圖</p><p>　　3.3.2 雙輪同向跳動主銷后傾角的變化</p><p>　　主銷后傾角能形成回正的穩(wěn)定力矩，同時還有抑止制動時點頭的作用。但主銷后傾角也不宜過大，否則會造成轉向沉重。圖3—5為車輪跳動時主銷后傾角的變化曲線?？梢钥闯?，主銷后傾角的變化范圍為6.13°～6.3

52、76;，相對于靜平衡位置時(靜平衡時為6.11°)的變化量為-0.02°～0.29°，變動量為0.31°，符合變化量小的設計要求。</p><p>　　圖3—5 雙輪同向跳動時主銷后傾角變化曲線圖</p><p>　　3.3.3 雙輪同向跳動主銷內傾角的變化</p><p>　　主銷內傾角能使主銷偏距減小，從而可減少轉向時駕駛

53、員加在方向盤上的力，使轉向操縱輕便，同時也可減少從轉向輪傳到方向盤上的沖擊力。在車輪跳動時，若主銷內傾角變化過大，將會使轉向沉重，加速輪胎磨損。實際設計時，大致范圍為：7°～13°。圖3—6為主銷內傾角隨車輪跳動的變化曲線。由圖可以看出，主銷內傾角的變化范圍為8.0°～10.25°，相對于靜平衡位置時(靜平衡時為9.4°)的變化量為-1.4°～0.85°車輪上跳50m

54、m時內傾角變化量為0.85°，滿足設計要求。雖然下跳50mm時變化量為1.4°，但下跳出現的概率較小，對性能影響不大。</p><p>　　圖3—6 雙輪同向跳動時主銷內傾角變化曲線圖</p><p>　　圖3—7 雙輪同向跳動時外傾角隨變化曲線圖</p><p>　　3.3.4 雙輪同向跳動前輪外傾角的變化</p><p&g

55、t;　　除主銷后傾角和內傾角兩個角度保證車輛直線行駛的穩(wěn)定性外，前輪外傾角也具有定位作用。如果空車時車輪的安裝正好垂直于路面，則滿載時，車橋將因承載變形。而可能出現車輪內傾。這將加速汽車輪胎的偏磨。另外，路面對車輪的垂直反作用力沿輪轂的軸向分力將使輪轂壓向輪轂外端的小軸承，加重了外端小軸承及輪毅緊固螺母的負荷，降低它們的使用壽命。因此，為了使輪胎磨損均勻和減輕輪轂外軸承的負荷，安裝車輪時預先使車輪有一定的外傾角，以防止車輪內傾。同時．車

56、輪有了外傾角也可以與拱形路面相適應。但是外傾角也不宣過大，否則也會使輪胎產生偏磨損。為防止車輪出現過大的不足轉向或過渡轉向趨勢。一般希望車輪在上下跳動50mm的范圍內，外傾角的變化在1°以內。圖3—7為外傾角隨車輪跳動的變化規(guī)律曲線。由圖可以看出，外傾角的變化范圍為-0.33°～0.8°，相對于平衡位置時(平衡位置時為-0.1°)的變動量為-0.23°～0.9°，總的變動量為1

57、.3°，基本滿足了設計要求。</p><p>　　3.3.5 雙輪同向跳動輪距變化量</p><p>　　車輪跳動時，車輪繞瞬時中心擺動，從而導致輪距發(fā)生變化。輪距的變化一方面影響汽車的直行穩(wěn)定性以及汽車的操縱穩(wěn)定性；另一方面，由于輪胎的橫向滑移，導致輪胎的磨損，降低了輪胎的特性及使用壽命。所以設計時應盡可能地減小由于車輪跳動引起的輪距變化，一般轎車的輪距變化應在-5mm／50m

58、m～5 mm／50mm之間。圖3—8為輪距變動量的變化曲線。由圖可知輪距的變動量為-0.3mm／50mm～5.5mm／50mm。上跳時輪距變化量小于5mm，符合設計要求。下跳時變化量較大但出現概率小，對懸架性能影響不大。</p><p>　　圖3—8 雙輪同向跳動時輪距變化曲線圖</p><p>　　圖3—9 雙輪同向跳動時懸架剛度變化曲線圖</p><p>　　3

59、.3.6 雙輪同向跳動懸架剛度的變化</p><p>　　由圖3—9可以看出，車輪上跳50mm時，前懸架剛度在滿載負荷時變化不大，變化范圍為25N／mm~225N／mm，有良好的行駛平順性。下跳50mm時，由于下跳限位緩沖塊的作用，懸架剛度迅速增大。</p><p>　　3.3.7 雙輪同向跳動側傾角剛度的變化</p><p>　　側傾角剛度的大小對車輛側傾時側傾角

60、的大小、側傾時車輪的載荷再分配以及車輛的穩(wěn)態(tài)響應特性有一定的影響。實際轎車的前側傾角剛度為300～1200Nmm／(°)。圖3—10為前懸架側傾角剛度隨車輪跳動行程的變化曲線。可以看出,在上跳過程即壓縮行程時，側傾角剛度變化不大,變化范圍為3.75E+006Nmm／～0.4E+006Nmm／(°),滿足前懸架側傾角剛度為300～1200Nmm／(°)的設計要求。下跳過程中，同樣由于下跳限位緩沖塊的作用，側傾

61、角剛度迅速減小至0.4E+006Nmm／(°)。</p><p>　　圖3—10 雙輪同向跳動時側傾角剛度變化曲線圖</p><p>　　圖3—11 雙輪同向跳動時轉向角變化曲線圖</p><p>　　3.3.8 車輪同向跳動產生的轉向角</p><p>　　在車輪跳動過程中，方向盤固定不動，由于轉向拉桿的作用，左右車輪會繞主銷轉動

62、，從而使左右車輪產生轉向角。一般要求將該轉角控制在一定的范圍內，否則汽車的操縱穩(wěn)定性會變壞，而且輪胎的磨損也會加劇。由圖3—11可以看出，車輪上下跳動50mm產生的轉向角不大，車輪的變化范圍為-1.0～0.75。這表明該車在行駛過程中不會出現跑偏現象。</p><p>　　圖3—12 雙輪反向跳動仿真分析</p><p>　　將測試臺架上下激振位移設置為50mm．使左右車輪反向跳動。以下圖

63、中實線為雙輪同向跳動時曲線。</p><p>　　3.4 雙輪反向跳動試驗</p><p><b>　?、偾笆?lt;/b></p><p>　　由圖3—13知，雙輪反向跳動時前束角的變化趨勢與同向跳動時一樣，但變化幅度稍大，其變化范圍為-0.9°～0.7°。</p><p>　　圖3—13 反向跳動前束

64、角變化曲線圖</p><p><b>　?、谥麂N后傾角</b></p><p>　　由圖3—14可知，雙輪反向跳動與同向跳動時，主銷后傾角的變化規(guī)律基本一樣。</p><p>　　圖3—14 反向跳動主銷后傾角變化曲線圖</p><p><b>　?、壑麂N內傾角</b></p><

65、;p>　　如圖3—15所示，雙輪反向跳動與同向跳動時，主銷內傾角的變化規(guī)律也基本一樣。</p><p>　　圖3—15 反向跳動主銷內傾角變化曲線圖</p><p><b>　?、苘囕喭鈨A角</b></p><p>　　由圖3—16可以看出，雙輪反向跳動時車輪外傾角的變化與雙輪同向跳動時相差甚小。經放大后比較，車輪下跳至50mm，同向跳

66、動時最大值為1.1°，反向跳動時最大值為1.1°；車輪上跳至50mm，同向跳動時的外傾角為0.7°，反向跳動時為0.7°。</p><p>　　圖3—16 反向跳動外傾角變化曲線圖</p><p>　　圖3—17 反向跳動懸架剛度變化曲線圖</p><p><b>　?、輵壹軇偠?lt;/b></p>

67、;<p>　　如圖3—17所示，懸架剛度在兩種不同的車輪跳動試驗中，變化趨勢亦完全相同。</p><p><b>　?、迋葍A角剛度</b></p><p>　　如圖3—18所示，側傾角剛度在兩種不同的車輪跳動驗中的變化規(guī)律和趨勢有較大差別。車輪上跳50mm過程中，同向跳動時的懸架側傾角剛度變化不大，而反向跳動時的懸架側傾角剛度變化相對比較明顯，呈逐漸增大

68、趨勢，且在開始跳動的10mm過程中增長速度相對較慢，后40mm過程中的增長速度相對要快，至最大時達到l3.0E+006Nmm／(°)。車輪下跳50mm過程中，同向跳動時的懸架側傾角剛度迅速增大，隨著車輪下跳至50mm，側傾角剛度達到最大值9．603E+006Nmm／(°)，反向跳動時的懸架側傾角剛度亦逐漸增大，但增長速度相對緩慢，且與車輪上跳時的變化規(guī)律相同。</p><p>　　圖3—18

69、反向跳動時懸架側傾角剛度變化曲線圖</p><p><b>　?、咿D向角</b></p><p>　　圖3—19是以左輪運動為參照，車輪反向、同向跳動時產生的轉向角對比圖，其中實線是同向跳動時左輪轉向角曲線，點線是同向跳動時右輪轉向角曲線，虛線是反向跳動時左輪轉向角曲線，點畫線是反向跳動時有右輪轉向角曲線。由圖可知，雙輪反向跳動時，左輪的轉向角變化趨勢與雙輪同向跳動時

70、相同，但反向跳動時轉向角隨車輪運動行程的增長速度比同向跳動時要快，同向跳動時轉向角的變化范圍為 -0.3°～0.62°，而反向跳動時的變化范圍為-0.41°～0.73°；此時右輪的轉向角變化趨勢與雙輪同向跳動時相反，變化范圍為-0.73°～0.41°，這意味著在這種情況下，車輛的直線行駛穩(wěn)定性較差。</p><p>　　圖3—19 反向跳動時轉向角變

71、化曲線圖</p><p><b>　　3.5總體評價</b></p><p>　　從上述仿真分析結果可以看出，車輪在兩種不同跳動情況下，除了前輪前束角的變動量稍有偏大外，該麥弗遜懸架的其它三個車輪定位參數性能指標都滿足設計要求，而且懸架其它的運動學性能如輪距、懸架剛度、側傾角剛度、轉向角等參數也都較理想。</p><p><b>　　

72、3.6本章小結</b></p><p>　　本章介紹了多體動力學建模仿真軟件ADAMS的功能模塊，總結了在ADAMS／CAR中建立懸架模型的基本步驟和方法，并利用ADAMS的CAR模塊建立了某轎車的麥弗遜式獨立前懸架的虛擬樣機仿真模型，對其進行了雙輪同、反向跳動運動學仿真分析，詳細深入地分析探討了懸架定位參數隨車輪跳動而變化的運動特性，分析表明該懸架前束角變化范圍稍有偏大。</p>&l

73、t;p>　　4 后懸架的建模與仿真試驗</p><p>　　4.1后懸架多剛體動力學結構分析</p><p>　　后懸架采用雙橫臂式獨立懸架。其結構如圖4—1，各構件及其之間的約束</p><p>　　副和前懸架基本一樣，后懸架沒有構件7轉向拉桿，上、下橫臂和轉向節(jié)總成之</p><p>　　間的約束副為旋轉副。</p>

74、<p>　　1/2 后懸架模型的鉸鏈類型與數目如表4—1所示。</p><p>　　1/2 后懸架有1個自由度，即車輪的上下跳動。</p><p>　　1—車身；2—上橫臂；3—螺旋彈簧和減振器；4—下橫臂；5—車輪總成；</p><p><b>　　6—轉向節(jié)總成</b></p><p>　　圖4—1 雙橫臂

75、式后懸架的結構示意圖</p><p>　　表4—1 1/2前懸架模型的約束副數目</p><p>　　4.2建立后懸架模型的參數準備</p><p>　　后懸架左右對稱，下面僅給出左后懸架關鍵點坐標(見表4—2)，后輪定位參數、減振器規(guī)則、螺旋彈簧規(guī)則，見表4—3；4—4和4—5。</p><p>　　表4—2左后懸架關鍵點坐標</p&

76、gt;<p>　　表4—3后懸架螺旋彈簧規(guī)則</p><p>　　表4-4后減振器規(guī)則(復原阻力、壓縮阻力在活塞速度為0.1m/s時的阻力)</p><p>　　4.3 后懸架三維動力學模型的建立</p><p>　　建立后懸架模型時采用的坐標系以平衡位置轉向節(jié)下球銷中心點（即下橫臂與轉向節(jié)鉸點）為原點，汽車橫向為X軸，向右為正；汽車垂向為Y軸，上為正

77、；汽車縱向為Z軸，向后為正(坐標方向見圖4—1）。</p><p>　　在ADAMS/View中建立三維后左懸架動力學仿真試驗模型如圖4—2。</p><p>　　圖4—2 1/2后懸架運動學仿真試驗模型 </p><p>　　4.4 仿真試驗結果分析</p><p>　　測試平板上下激振位移設置為 100mm，仿真時間為1s，進行單側車輪垂

78、直跳動模擬，計算懸架跳動過程中的剛度，螺旋彈簧受力變化曲線，測量車輪接地點滑移量隨車輪跳動的變化曲線。</p><p>　　4.4.1 車輪跳動時螺旋彈簧受力情況</p><p>　　圖4—3 為后橋螺旋彈簧受力曲線，在靜平衡位置（0位置）處，螺旋彈簧的受力為3000N，上跳時增加了約4000N/100mm，下跳時減少了約1500N/100mm。</p><p>　

79、　4.4.2 車輪跳動時懸架線剛度、側傾角剛度的變化</p><p>　　（1）懸架線剛度的變化</p><p>　　圖4—4為單側車輪跳動時1/2懸架線剛度的變化曲線，可以看出，1/2懸架線剛度在靜平衡位置（0位置）約為15N/mm，上跳100mm時變化約為52N/mm，增大約30%，下跳100mm時變化約為2N/mm，減小約為14%,變化不太大，有良好的平順性。</p>

80、<p>　?。?）懸架側傾角剛度的變化</p><p>　　圖4—5為車輪跳動時的側傾角剛度變化曲線，可以看出，懸架側傾角剛度在靜平衡位置（0位置）約為3.25E+0.05Nmm/deg，上跳100mm時變化約為2.05E+0.05Nmm/deg，</p><p>　　增加了約60%，變化不太大，基本滿足設計要求。</p><p>　　4.4.3 車輪跳動

81、時輪距變化</p><p>　　圖4—6為車輪跳動時輪距變化量，可以看出在車輪下跳時輪距變化較小僅為27.5mm/100mm，而且由于下跳時的輪胎正壓較力小且出現的概率較少，對性能影響不大；上跳時輪距變化量很小僅為8mm/100mm，滿足設計要求。</p><p>　　圖4—3 螺旋彈簧受力與車輪跳動的動力學關系</p><p>　　（橫坐標為車輪上下跳動量，縱坐標

82、為螺旋彈簧受力變化量）</p><p>　　圖4—4 1/2后懸架剛度與車輪跳動的動力學關系</p><p>　?。M坐標為車輪上下跳動量，縱坐標為懸架線剛度的變化量）</p><p>　　圖4—5 后懸架側傾角剛度與車輪跳動的動力學關系</p><p>　?。M坐標為車輪上下跳動量，縱坐標為懸架側傾角剛度的變化量）</p>&

83、lt;p>　　圖4—6 輪距變化與車輪跳動的動力學關系</p><p>　?。M坐標為車輪上下跳動量，縱坐標為輪距變化量）</p><p>　　4.5原設計方案評估分析</p><p>　　從上述后懸架的各性能參數的仿真計算結果可以看出:</p><p>　　1.該車中、后橋采用的雙橫臂式獨立懸架輪距變化滿足設計要求;</p>

84、;<p>　　2.懸架線剛度和側傾角剛度在車輪跳動時數值變化不太大，基本滿足設計要求 。</p><p><b>　　4.6本章小結</b></p><p>　　1.對雙橫臂式后獨立懸架進行了多剛體動力學結構分析。</p><p>　　2.在ADAMS/View環(huán)境下建立了后懸架的三維參數化實體動力學仿真模型,使模型具有開放性。&

85、lt;/p><p>　　3.仿真試驗后懸架模型，計算并分析了原懸架的螺旋彈簧受力情況、懸架線剛 度和側傾角剛度以及輪距變化量等多項性能參數隨車輪上下跳動的變化趨勢，可以看出這些性能參數變化都不大，基本滿足設計要求。</p><p><b>　　總 結</b></p><p>　　本文簡述了虛擬樣機技術的基本概念、形成、發(fā)展和應用，介紹了多體動力學

86、建模軟件ADAMS的功能模塊和求解計算方法。利用ADAMS軟件對某轎車麥弗遜式前獨立懸架進行了虛擬樣機建模，進行了運動學仿真分析，揭示了有懸架所確定的汽車車輪定位參數隨車輪跳動的變化規(guī)律。并利用ADAMS／Insight對其進行了結構優(yōu)化，使車輪定位參數的變化更加合理。在此基礎上建立了整車虛擬樣機仿真模型，并根據國標 GB／T6323．1-94～GB／6323．6-94的要求編寫了驅動控制文件和驅動控制數據文件，進行了整車操縱穩(wěn)定性試

87、驗仿真分析并評價計分。</p><p>　　1．簡述了虛擬樣機技術的基本概念、形成、發(fā)展和應用。</p><p>　　2．介紹了多體動力學建模仿真軟件ADAMS的功能模塊和求解計算方法。</p><p>　　3．介紹了在ADAMS／CAR中建立懸架模型的基本步驟和方法，以某轎車的麥弗遜式前獨立懸架建模和運動學仿真。詳細深入地分析了汽車車輪定位參數隨車輪跳動的變化規(guī)律

88、。</p><p>　　4. 在ADAMS／CAR中建立后雙橫臂懸架進行運動學仿真分析。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 陳立平，張云清．機械系統(tǒng)動力學分析及ADAMS應用教程．北京：清華大學出版社，2005</p><p>　　[2] 王國強等．虛擬樣機技術及其在ADAMS上的

89、實踐．西安；西北工業(yè)大學出版社，2002</p><p>　　[3] 鄭建榮．ADAMS--虛擬樣機技術入門與提高．北京：機械上業(yè)出版社，2002</p><p>　　[4] 李軍等．ADAMS實例教程．北京：北京理工大學出版社，2002</p><p>　　[5] 陳家瑞．汽車構造．北京：機械工業(yè)出版社，2000</p><p>　　[6]

90、 余志生．汽車理論．北京：機械工業(yè)出版社，2000</p><p>　　[7] (美)MSC．Software著，李軍陶 永忠譯．MSC．ADAMS FSP基礎培訓教程．北京清華大學出版社，2004</p><p>　　[8] ADAMS／CAR Training ．Mechanical Dynamics．2003</p><p>　　[9] 鮑衛(wèi)寧．基于ADAM

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92、志剛，鄧兆祥．車輪定位參數優(yōu)化設計．重慶大學學報．2003</p><p>　　[13] 任衛(wèi)群，章云清等．ADAMS在汽車操縱穩(wěn)定性分析與設計中的應用．1998年ADAMS軟</p><p>　　件中國地區(qū)用戶年會論文集</p><p>　　[14] 葉鳴強，王耘，胡樹根．基于虛擬樣機技術的雙橫臂獨立前懸架振動仿真分析及參數優(yōu)化．林業(yè)機械與土木設備．2005<

93、;/p><p>　　[15] 徐贊．MSC．ADAMS軟件在汽車懸架運動學性能優(yōu)化仿真中的應用．2004年MSC．Software中國用戶論文集</p><p>　　[16] 江惠群，鄭建榮．在ADAMS軟件中虛擬樣機的參數華建模與分析．機械制造，2004</p><p>　　[17] 呂振華，張?zhí)毂肁DAMS對雙橫臂獨立懸架進行仿真分析．2005</p&g

94、t;<p>　　[18] 高雪峰，徐順余，張建武．QREV電動轎車的操縱穩(wěn)定性建模與仿真．傳動技術．2005</p><p>　　[19] 陳剛，張淑敏．客車的虛擬樣機模型和操縱穩(wěn)定性研究．設計與研究．2005</p><p><b>　　致 謝</b></p><p>　　經過三個多月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，在

95、這里首先要感謝我的指導老師**講師。張老師平日里工作繁忙，但在整個畢業(yè)設計過程中都給予了我們悉心的指導。在每次的設計指導過程中，**老師都會根據我們的工作進度提出各種創(chuàng)意和建設性意見，為我們不斷完善項目提供了極大的幫助。除了敬佩**老師的專業(yè)水平外，他對業(yè)界動態(tài)和各種前沿技術的關注和把握程度，以及嚴謹治學的精神也是我學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。其次要感謝譚輝同學給予我們的支持和幫助，我們在同一課題中非常融洽地合作了一個月