某轎車懸架系統(tǒng)的載荷仿真分析*

馮金芝，劉 樂，鄭松林

(上海理工大學(xué)機械工程學(xué)院，上海 200093)

前言

耐久性評價是汽車產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段的重要環(huán)節(jié)，實車道路載荷譜的采集是汽車耐久性評價不可缺少的一部分［1］。進(jìn)行載荷譜采集需要全面了解懸架系統(tǒng)的受力狀況，而懸架系統(tǒng)是一個復(fù)雜的多體系統(tǒng)，運用傳統(tǒng)的計算方法分析懸架的各種特性非常困難。而多體系統(tǒng)動力學(xué)為解決汽車懸架的分析設(shè)計和控制等問題提供了有力的工具［2－5］。

本文中以某型轎車為研究對象，首先通過UG軟件建模，獲取懸架系統(tǒng)中各零件的質(zhì)量特性和幾何特性參數(shù)。通過靜剛度試驗得出懸架系統(tǒng)力學(xué)特性參數(shù);運用多體系統(tǒng)動力學(xué)的理論和方法搭建該后懸架的動力學(xué)模型。將采集的某試車場比利時路面不平度信號編輯形成RPC3文件，通過試驗臺對車輪施加比利時路面激勵輸入，對懸架系統(tǒng)進(jìn)行動態(tài)仿真計算，并結(jié)合已有的實車道路試驗數(shù)據(jù)，包括后橋垂向振動加速度和懸架行程信號，對模型進(jìn)行驗證和調(diào)整。然后基于精確的懸架動力學(xué)模型，對懸架系統(tǒng)主要部件的受力狀況進(jìn)行動態(tài)仿真分析，確定懸架系統(tǒng)各部件的載荷形式及其作用點，為載荷譜采集方案的制定提供參考。

1 懸架多體動力學(xué)模型的建立

1.1 懸架結(jié)構(gòu)分析

通過UG建立后懸架的三維實體模型，如圖1所示。其中，參考坐標(biāo)系規(guī)定為:X軸指向汽車行駛的正前方，Y軸指向汽車的左側(cè)，Z軸垂直指向上方。懸架零部件中，除彈簧、減振器和襯套等彈性元件外，其余零部件全部視為剛體。整個后懸架零件整合為:節(jié)臂、前橫臂、后橫臂、縱臂、后橋、橫向穩(wěn)定桿和減振器。

1.2 建模參數(shù)分析

建立多體系統(tǒng)動力學(xué)仿真模型需要3類參數(shù):質(zhì)量特性參數(shù)、幾何定位參數(shù)和力學(xué)特性參數(shù)［6］。本文中懸架系統(tǒng)各零部件的質(zhì)量特性參數(shù)和幾何定位參數(shù)通過UG模型獲得。車輪的初始定位參數(shù)為:后輪前束角0.17°，后輪外傾角－1.0°。力學(xué)特性參數(shù)包括減振器阻尼特性、彈簧彈性特性和襯套的剛度特性等，參數(shù)的準(zhǔn)確性對汽車操縱性和平順性的仿真計算具有決定性影響［7］。該懸架系統(tǒng)的彈簧剛度為K=23.235N/mm。另外，為更好地模擬前懸架系統(tǒng)的實際運動和受力情況，建立更加精細(xì)的動力學(xué)模型，建模中還考慮前后橫臂和縱臂兩端的襯套剛度，部分襯套剛度的試驗特性曲線如圖2～圖7所示。

1.3 后懸架模型的建立

根據(jù)各零部件之間的實際連接情況，定義模型中各零部件之間的約束，建立懸架多體系統(tǒng)動力學(xué)模型，其拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)如圖8所示。其中，□表示構(gòu)件，○表示運動副。

1.4 路面模型的建立

對某試車場采集的比利時路面道路不平度信號進(jìn)行編輯，以獲得左右車輪的時間歷程激勵輸入。將實際采集的ASC格式的路譜文件經(jīng)nCode/Glyphworks轉(zhuǎn)換為RPC3文件格式，轉(zhuǎn)換過程如圖9所示。左、右車輪的比利時路面激勵輸入分別如圖10和圖11所示。

2 懸架系統(tǒng)動力學(xué)模型驗證

懸架系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 懸架相關(guān)參數(shù)

對懸架系統(tǒng)進(jìn)行車速為20km/h的比利時路面激勵下的動態(tài)仿真計算得到后橋垂向振動加速度時間歷程如圖12所示，道路試驗測取的加速度信號如圖13所示，然后對后橋垂向加速度時間歷程信號進(jìn)行頻譜分析，得到后橋垂向加速度功率譜密度信號如圖14所示。同樣方法可得懸架動行程仿真時間歷程，道路試驗時間歷程和功率譜信號，分別如圖15～圖17所示。

比較圖12和圖13可以看出，仿真計算和道路試驗測取的后橋垂向加速度大小在同一范圍內(nèi);由圖14看出，仿真計算得到的后橋垂向加速度功率譜密度的峰值與道路試驗結(jié)果很接近，峰值頻率均為14Hz左右。對比圖15、圖16和圖17可以看出，仿真計算得到的懸架動行程時間歷程和功率譜密度結(jié)果與道路試驗結(jié)果很接近。上述分析表明該剛?cè)狁詈系膽壹軇恿W(xué)模型具有較高精度。

3 懸架系統(tǒng)載荷仿真與分析

基于上述精確懸架動力學(xué)模型進(jìn)行車速為20km/h時比利時路面激勵工況下的動態(tài)仿真，通過在ADAMS/Car中提出請求，由解算器求出的前橫臂與縱臂的拉壓力、前橫臂車輪端與車身端兩端的彎矩以及彈簧剪切力等懸架主要受力部件的載荷時間歷程分別如圖18～圖22所示。

對比圖18和圖19可知，縱臂比橫臂承受的拉壓力更大。根據(jù)圖20和圖21可以看出，前橫臂車輪端彎矩大于車身端的彎矩。從圖22看出，汽車行駛時彈簧所承受的剪切力很大，這與彈簧實際使用中最易發(fā)生斷裂的事實相符。綜合懸架各主要部件載荷的仿真計算結(jié)果，確定了懸架系統(tǒng)主要承載部件的載荷形式，如表2所示，該分析結(jié)論可以為懸架系統(tǒng)載荷譜采集方案的制定提供參考。

表2 懸架系統(tǒng)各部件主要載荷形式

4 結(jié)論

(1)建立剛?cè)狁詈系暮髴壹軇恿W(xué)模型，并通過試驗臺對車輪施加比利時路面激勵輸入，結(jié)合道路試驗采集的后橋垂向振動加速度和懸架動行程信號對模型進(jìn)行驗證和調(diào)整;基于此模型，可以獲得不同道路譜輸入下的懸架系統(tǒng)各部分的載荷響應(yīng)。

(2)通過動態(tài)仿真分析確定懸架系統(tǒng)主要承載部件的載荷形式，為道路譜采集測點的選取提供參考依據(jù)。

［1］ 成永剛，鄭松林，馮金芝，等．轎車懸架耐久性試驗載荷譜的優(yōu)化研究［J］．汽車工程，2009，31(5):467 －470．

［2］ 王其東，秦?zé)樔A，等．基于多體模型的汽車底盤分級式綜合控制仿真研究［J］．汽車工程，2010，32(8):693 －698．

［3］ 管欣，吳振昕，等．用于汽車動力學(xué)實時仿真的懸架建模方法的研究［J］．汽車工程，2007，29(5):433 －436．

［4］ Rajeswari K，Lakshmi P．Simulation of Suspension System with Intelligent Active Force Control［C］．Advances in Recent Technologies in Communication and Computing(ARTCom)，2010 International Conference on．16 －17 Oct．2010:271 －277．

［5］ Nishimura K，Perkins N C．Suspension Dynamics and Design Optimization of a High Speed Railway Vehicle［C］．Proceedings of the 2004 ASME/IEEE Joint，8 －8 April，2004．

［6］ 車華軍．基于剛?cè)狁詈夏Ｐ偷霓I車仿真分析及試驗研究［J］．汽車工程，2009，31(8):694 －697．

［7］ Pratheepa B．Modeling and Simulation of Automobile Suspension System［C］．Frontiers in Automobile and Mechanical Engineering(FAME)，2010:377 －382．