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文檔簡介

1、麥弗遜前懸架系統(tǒng)硬點載荷提取技術研究摘要:在考慮舒適性橡膠襯套六個方向非線性剛度的基礎上,建立了麥弗遜前懸架系統(tǒng)的數(shù)學模型?;诙鄤傮w系統(tǒng)動力學基本理論和牛頓第三定律,建立了懸架系統(tǒng)擺臂和轉向節(jié)的靜平衡方程,給出了懸架系統(tǒng)中各硬點載荷計算的方法。以某車麥弗遜前懸掛系統(tǒng)為例,采用本文提出的載荷提取方法,在典型工況下,計算出該麥弗遜懸架系統(tǒng)各硬點出載荷。利用成熟多體動力學軟件ADAMS,建立該懸架系統(tǒng)模型,在相同工況下,提取懸架系統(tǒng)各硬點載荷,以此驗證本文提出的方法計算出的載荷的準確性。關鍵詞:麥弗遜懸架;橡膠襯套;硬點;載荷提取Study on a Method for Calculating

2、Hardpoints Forces and Moments of a Mcpherson suspentionZHANG Zejun, ZHANG Shiyou, Yu Sujuan, Zeng Rui(Chongqing University of Technology 400054,China)Abstract: A mathematical model of Mcpherson suspention is established,considering the nonline stiffnessin six DOFs of the comfort rubber bushings.The

3、static equilibrium eauations of control arm and steering knucklec are derived by using the multi-rigidity-body kinetic theory and the third Law of Newton,and the method of calculating hardpoints forces and moments is proposed.Taking the Mcpherson suspention of a car as an example, the suspensions ha

4、rdpoints forces and moments that under the typical condition are calculated by the method proposed in this paper.,and the hardpoints forces and moments are demonstrated by the big type mechanical dynamics software ADAMS.Key words: Mcpherson suspention;rubber bushings; hardpoints;load calculation0前言懸

5、架是車架或車身與車輪之間的所有傳力連接部件的總稱,它將路面作用于車輪上的垂直反力、縱向反力和側向反力以及這些反力所形成的力矩傳到車架或車身上,以保證汽車正常行駛代林.碩士論文.考慮襯套非線性的懸架系統(tǒng)中鉸接點載荷的計算方法及程序開發(fā).2013年6月.。擺臂作為麥弗遜懸架系統(tǒng)中導向和傳力部件Tang L,Shangguan W B,Dai L. A Calculation Method of Joint Forces for Suspension Considering Nonliner Elasticity of BushingsJ.I.Mech.E.Park K:J. Multi-body

6、Dynamics,2012,226(4):281-297.,通過球鉸接或橡膠襯套將車輪轉向節(jié)和車身彈性連接在一起,作用于車輪上的各種力和力矩通過車輪轉向節(jié)球鉸(或襯套)擺臂襯套,這條路徑傳遞到車身上官文斌,代林,林浩挺,等.汽車懸架系統(tǒng)中鉸接點載荷的計算方法J.汽車工程,2014,36(2):222-230.。在這些力作用下,襯套發(fā)生變形產生作用于擺臂上力而使擺臂運動,進而保證車輪按照一定的軌跡運動。為保證汽車行駛的安全性和操穩(wěn)性,懸架系統(tǒng)擺臂應用足夠的強度、剛度和使用壽命。所以在汽車設計初期,對擺臂等懸架系統(tǒng)中其它部件進行強度、剛度以及耐久性分析是不可或缺的上官文斌,蔣翠翠,潘孝勇.汽車懸架

7、控制臂的拓撲優(yōu)化與性能計算J.汽車工程,2008,30(8):709-712,Miguel A E,Huang M,Tyan T.Impact Testing of Lower Control Arm for Crashworthiness Simulation SimulationC.SAE Paper 2005- 01 -0352,Huang M,Miguel A E,Tyan T.Crashworthiness Simulation of Lower Control Arm Impact Tests C.SAE Paper 2005 - 01 -0361 ,在相應的分析中,懸架系統(tǒng)硬點處

8、載荷值是必不可少的輸入條件。然而,由于懸架系統(tǒng)中部件較多且裝配很復雜,欲通過試驗的方法獲取懸架系統(tǒng)硬點處載荷顯得異常困難。又考慮到,在這些剛度,強度及耐久性分析中一般視為靜態(tài)或準靜態(tài)。再者,現(xiàn)在提取懸架系統(tǒng)硬點載荷多在多體動力學軟件ADAMS中完成,但該過程比較繁瑣,延長了產品的開發(fā)周期?;诖耍疚囊喳湼ミd懸架為例,在考慮了舒適性橡膠襯套非線性剛度特性的基礎上,建立了麥弗遜懸架系統(tǒng)的數(shù)學模型,提出了一種新的針對該懸架類型硬點載荷提取的方法。1 麥弗遜前懸架系統(tǒng)建模麥弗遜前懸架系統(tǒng)建模如圖1所示。模型包括轉向橫拉桿,彈簧與減震器,擺臂,轉向節(jié)與車輪。擺臂的一端分別通過橡膠襯套A、B(襯套未畫出

9、)與車身連接,另外一端通過球鉸C與轉向節(jié)相連接;車輪與轉向節(jié)之間處理為剛性連接,即將二者視為一個剛性體;彈簧與減震器上端通過球鉸D與車身相連,下端通過球鉸G與轉向節(jié)相連;轉向橫拉桿內側通過球鉸F與轉向器相連,外側通過球鉸E與轉向節(jié)相連Suh C H.Joint Force and Moment Analysis of a Three-DimensioNal Suspension MechanismsC.SAE Paper 910015。A、B:擺臂前后襯套安裝點;C:擺臂外側與轉向節(jié)球鉸安裝中心點;F、E:轉向橫拉桿在轉向器與轉向節(jié)球鉸安裝中心;D、G:彈簧與減震器在車身和轉向節(jié)球鉸安裝中心;

10、I:車輪中心;H:車輪與地面接地點。圖1 麥弗遜前懸架系統(tǒng)模型簡圖懸架系統(tǒng)中各硬點位置均是在整車坐標系Og-xgygzg下描述。地面作用于車輪上的載荷以及各硬點處的載荷均在整車坐標Og-xgygzg下描述。擺臂前后襯套A、B安裝方位角及襯套的剛度分別在局部坐標系OA-uAvAwA與OB-uBvBwB下描述。將襯套簡化為在其局部坐標各方向具有線剛度和扭轉剛度的元件,并用三段的分段線性曲線來描述。建立的模型假設懸架系統(tǒng)中各部件均為剛體,且不考慮所有的阻尼及摩擦力Knapczyk J,Dzierzek SDisplacement and Force Analysis of Five-od Suspe

11、nsion with Flexible JointsJASME Journal of Me-chanical Design, 1995,117( 4) : 532- 538,Sohn J H,Yoo W S,Hong K S,et al Massless Links with Exter-nal Forces and Bushing Effect for Multibody Dynamic AnalysisJ. Journal of Mechanical Science and Technology,2002,16( 6) : 810 -818。2 麥弗遜前懸架系統(tǒng)硬點載荷計算方程的建立2.1

12、 擺臂靜平衡方程2.1.1 擺臂前后襯套受力計算在車輪與地面接地點H處外載荷作用下,擺臂繞整車坐標Og-xgygzg的軸xg,yg,zg轉a,a,a角度達到新的空間位置,襯套安裝中心點達到新的空間位置,安裝中心點新坐標的計算為:(1)式中,A*,B*為襯套安裝中心新空間位置坐標;C*為擺臂外側與轉向節(jié)球鉸安裝中心點新空間位置坐標;A0,B0為襯套安裝中心初始位置坐標;C0為擺臂外側與轉向節(jié)球鉸安裝中心點初始位置坐標;Ta(a,a,a)為擺臂初始位置轉動到新的空間位置的方向余弦矩陣。將C點視為參考點,A、B視為待求點,則襯套A、B安裝中心新位置坐標計算公式為: (2)襯套A、B在整車坐標系Og-

13、xgygzg下的總位移為: (3) (4)式中,UAg,UAg,Ag,Bg分別為襯套A、B在汽車整備質量下的預平動位移和預轉動位移。預位移的計算方法見第3節(jié)。在整車坐標Og-xgygzg下,襯套A、B因彈性變形產生的力FA,FB與力矩MA,MB分別為: (5) (6) 上式中,KtA,KrA與KtB,KrB分別為襯套A、B在整車坐標Og-xgygzg下的平動剛度和扭轉剛度;KtA = QTA ktA QA, KrA = QTA krA QA,KtB = QTB ktB QB ,KrB = QTB krB QB ,ktA ,krA和ktB,krB分別為襯套A、B在各自局部坐標下的平動剛度和扭轉剛

14、度; QA,QB分別為襯套A、B由整車坐標系變換至各自局部坐標系下的方向余弦矩陣;rA,rB分別為襯套A、B在其局部坐標系下的力位移修正項 上官文斌, 徐馳, 黃振磊等.汽車動力總成懸置系統(tǒng)位移控制設計計算方法J. 汽車工程, 2006, 28(8):738-742.。依據牛頓第三定律,可知襯套A、B作用于擺臂的力RFA,RFB與力矩RMA,RMB分別為: (7) (8) 上式中,G*AC,G*BC分別為計算空間力FA,F(xiàn)B對擺臂外側硬點C的力矩矢時的反對稱矩陣。2.1.2 擺臂靜平衡方程車輪與地面接地點外載荷作用于懸架系統(tǒng)后,擺臂達到新的靜平衡位置,其力平衡方程為:RFA+RFB+FC=0

15、(9)式中,F(xiàn)C為在硬點C處轉向節(jié)作用于擺臂的力。對硬點C處取力矩,力矩平衡方程為: (10) 2.2 轉向節(jié)靜平衡方程在車輪接地點H處外載荷作用下,設轉向節(jié)繞整車坐標Og-xgygzg的軸xg,yg,zg分別轉k,k,k角度達到新的空間位置,則Tk(k,k,k)為轉向節(jié)初始位置轉動到新空間位置的方向余弦矩陣。與2.1.1節(jié)計算襯套A、B安裝中心新位置坐標方法相同,可計算彈簧與轉向節(jié)球鉸安裝中心G點新坐標G*為: (11) 式中,G0為轉向節(jié)球鉸安裝中心G點初始安裝坐標。車輪與地面接地點外載荷作用于懸架系統(tǒng)后,轉向節(jié)達到新的靜平衡位置,其力平衡方程為: (12)式中,F(xiàn)H為車輪接地點處外載荷;

16、FG為彈簧作用于轉向節(jié)的力,F(xiàn)G=Kd(G*G0),Kd為減震器彈簧的剛度;引入比例因子f描述轉向橫拉桿作用于轉向節(jié)的力Michael B.Damian H.The Multibody systems approach to vehicle dynamics M. NewYork: Elsevier Butterworth- Heinemann, 2004.,則FE=f(E0F0),E0和F0分別為轉向橫拉桿球鉸安裝中心E點和F點的初始安裝坐標。對C點取力矩,則力矩平衡方程為: (13)2.3 幾何約束方程本文所建立的麥弗遜前懸架系統(tǒng)模型,將懸架中各部件均視為剛性部件,所以在車輪接地點處外界載

17、荷作用前后,轉向橫拉桿的長度是保持不變的,則可列出幾何約束方程為: (14) 式中,LFE為轉向橫拉桿的初始長度,LFE=F02-E02,;L*FE為轉向橫拉桿達到新空間位置后的長度 ,L*FE=E*2-F02,其中E*為轉向橫拉桿球鉸安裝中心E點達到新空間位置的新坐標。3 硬點載荷計算方程的求解整理第2節(jié)中式(9)、(10)、(12)、(13)、(14)得麥弗遜前懸架系統(tǒng)硬點載荷計算總方程為: (15)式(15)共計13個方程。共有13個未知數(shù),分別為:球鉸安裝中心C點作用力FC,球鉸安裝中心C點新空間位置坐標C*,達到新空間位置時擺臂繞整車坐標Og-xgygzg軸xg,yg,zg轉動的a,

18、a,a角度,達到新空間位置時轉向節(jié)繞整車坐標Og-xgygzg軸xg,yg,zg轉動的k,k,k角度,描述轉向橫拉桿在硬點E處作用力的比例因子f。式(14)方程組基于MATLAB軟件,采用牛頓迭代法求解,其迭代公式為: (16)式中,x為13個未知數(shù)的列向量;F(xn)為待求非線性方程組;F(xn)為方程組(15)的雅克比迭代矩陣。預位移的算法為:根據汽車整備質量以及軸荷比計算出前軸單側輪胎接地力,然后用式(16)方程迭代求解,解出的襯套位移即為橡膠襯套在汽車整備質量下的預位移。4計算實例及驗證以某汽車的前麥弗遜獨立懸架系統(tǒng)為例,采用本文提出的載荷提取方法計算懸架系統(tǒng)在典型工況下各硬點載荷。在

19、商業(yè)軟件中ADAMS建立該麥弗遜懸架系統(tǒng),在典型工況下提取硬點處的載荷。將兩種方法提取出來的硬點載荷進行對比,驗證本文所提出方法的準確性。減震器彈簧剛度為24.8N/mm。該懸架系統(tǒng)各硬點在整車坐標Og-xgygzg下坐標值如下表1。表1 某麥弗遜懸架系統(tǒng)各硬點坐標懸架硬點X/mmY/mmZ/mm擺臂后安裝中點A263-36974擺臂前安裝點B-23-42358擺臂外側安裝點C-15-75045減震器上安裝點D30-600726減震器下安裝點G-3-620230拉桿內側安裝點F173-357155拉桿外側安裝點E128-726145車輪安裝點I-4-786164車輪接地點H-4-786-156

20、擺臂后安裝點A263-36974擺臂前安裝點B-23-42358在典型行駛工況下,根據工況加速度以及計算公式,計算出各工況下輪胎接地點力的大小見下表2。表2麥弗遜懸架載荷計算典型極限工況(N)工況載荷工況名FxFyFz1 0.8g制動-5821048002 極限轉向0-4194-41943過單側深坑003041依據表1懸架硬點坐標,在ADAMS/view模塊中,建立該車麥弗遜前懸架模型,因在ADAMS/view模塊中,彈性力控件Bushing只能模擬線性襯套,所以該模型中擺臂前后橡膠襯套采用六分力控件GFORCE模擬。輪胎接地力用三向力控件(Applied Forces)模擬。建立好的懸架多體模型如下圖2所示。圖2 麥弗遜懸架多體動力學模型利用view模塊中Find static equilibrium功能,對建立好的懸架多體模型進行計算,在典型工況下提取擺臂中前后襯套以及擺臂外側球鉸的力和力矩,如下圖3采集的在過單側深坑工況下襯套A在Y方向的力。圖3 擺臂襯套A在Y方向載荷分析結果利用本文提出的載荷計算方法,在MATLAB編程中計算懸架系統(tǒng)各典型工況下各硬點載荷的大小,與在ADAMS軟件

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