麥弗遜懸架側(cè)載螺旋彈簧優(yōu)化設計(翻譯)

麥弗遜懸架側(cè)載螺旋彈簧優(yōu)化設計J.LIU1,D.J.ZHUANG1,F.YU1andL.M.LOU21)StateKeyLaboratoryofVibration,ShockandNoise,InstituteofAutomotiveEngineering,ShanghaiJiaoTongUniversity,Shanghai200030,China2)ChinaSpringFactory291,YunchuanRd.,Shanghai200071,China(Received23February2006;Revised20October2006)摘要：側(cè)向抗力不可避免地存在于一個麥弗遜式前獨立懸架系統(tǒng),它容易穿過阻尼桿的一端,降低汽車駕駛時懸架系統(tǒng)內(nèi)摩擦阻尼器性能。新的側(cè)載螺旋彈簧代替了傳統(tǒng)的中心線彈簧，多體動力學與有限元分析相結(jié)合的方法,已被證明可以對其進行有效的優(yōu)化設計。因此,以某轎車為例,建立了麥弗遜懸架多體動力學模型,將減振器側(cè)向力仿真結(jié)果作為側(cè)載彈簧設計目標,應用有限元方法進行結(jié)構優(yōu)化設計,并進行了試驗驗證。研究結(jié)果表明,采用優(yōu)化設計的側(cè)載螺旋彈簧后可顯著降低懸架側(cè)載,為懸架系統(tǒng)及其元件的優(yōu)化提供了一種參考方法。關鍵詞:多體系統(tǒng)動力學、優(yōu)化設計、麥弗遜式前獨立懸架、側(cè)載螺旋彈簧1、介紹麥弗遜懸架因其結(jié)構緊湊、成本低而在轎車中得到廣泛應用，然而，側(cè)向分力FQ不可避免地存在著阻尼桿的頂部。如圖1所示，該側(cè)負荷可能增加阻尼器內(nèi)阻尼桿的摩擦，導致零件的一端失效，此外，當轎車麥弗遜式前獨立懸架的工作在一個平坦的路段時，由路面激勵振幅轉(zhuǎn)化而為的車體垂直振動，因不能克服內(nèi)在的摩擦而停止工作。因此，為了優(yōu)化懸架系統(tǒng)阻尼器零部件和提高懸架系統(tǒng)的行駛平順性，減少了FQ是非常重要的。傳統(tǒng)解決方法是將彈簧斜置。然而由于懸架布置空間有限,制約了彈簧斜置角,部分麥弗遜懸架的減振器側(cè)載無法消除。最近,一些汽車制造商采取了由Muhr和Schnaubelt(1989)研制的新型中心線彈簧來代替常規(guī)彈簧,使彈簧的力線角偏離彈簧壓在兩個平行層面。通過設計適當?shù)那?使彈簧本身可以抵消側(cè)向負荷,所以它被命名為“側(cè)載螺旋彈簧”。然而，實現(xiàn)從側(cè)載螺旋彈簧自變形機制直接定義剛度彈簧的結(jié)構參數(shù)是很困難的，但仍在實踐中。這個設計通常是依據(jù)試驗數(shù)據(jù),因此需要更快捷、更經(jīng)濟的方法。另外,傳統(tǒng)的優(yōu)化設計強調(diào)部分代替系統(tǒng)之間的相互作用,而部分部件和系統(tǒng)之間和系統(tǒng)的總體特征可以極大地影響的一種產(chǎn)品。因此,優(yōu)化麥弗遜式前獨立懸架的應該首先從系統(tǒng)分析，一些研究人員已經(jīng)做了很多貢獻。1994年,Muhr和Schnaubelt通過降低了麥弗遜式前獨立懸架的側(cè)向力改進了側(cè)載螺旋彈簧(WünscheandMuhr,1994)。他們基于物理模型與實驗結(jié)果的研究,車身加速度和阻尼的改善證明側(cè)載螺旋彈簧在駕駛舒適性中起到的效果。然而,他們的研究對象只是一個存在側(cè)載螺旋彈簧,研究目的是確定的側(cè)向負荷性能特征,而如何設計側(cè)載螺旋彈簧從來沒提到。1996年,SatoshiSuzuki、SyujiKamiya和ToshiyukiImaizumi介紹了側(cè)載螺旋彈簧的有限元模型,分析了結(jié)構參數(shù)的影響(Suzuki等,1996),包括的自由螺旋,側(cè)載螺旋彈簧的特點,探討了設置位置的安排,彈簧阻尼器的側(cè)傾角,最大限度地降低彈簧座側(cè)向力。并進行大量的有限元模型驗證,但他們性能特點和設計方法的研究仍局限于分析中。2000年,ToshiyukiImaizumi和TakashiGotoh通過采用機械動力實驗和有限元分析軟件相結(jié)合的方法分析摩擦阻尼器(Gotoh和Imaizumi,2000年)。在他們的論文中,首先，建立側(cè)載螺旋彈簧有限元模型和彈簧位置來研究位于側(cè)載螺旋彈簧的反應力線的彈簧末端線圈角度和閥座角度比的影響。然后通過有限元分析軟件與機械動力新設計方法的相結(jié)合。最后,通過比較邊負載彈簧力軸和懸架摩擦彈簧，分析新設計與傳統(tǒng)的優(yōu)勢。然而,設計過程并不完全清楚,還需要對一部分設計過程進行改進,特別是對于設計現(xiàn)有的麥弗遜式前獨立懸架側(cè)向負載彈簧，在梯狀彈簧的較上與較下位之間尋找最好的工作點來預測理想的力線意味著重復模擬對照每一種工況的工作點,顯然可以采取一種更簡單的方法。如何確定初始彈簧彎曲和如何實施參數(shù)研究,特別是彈簧彎曲中心線都沒有提及。側(cè)載螺旋彈簧的中線到底是什么?文章并沒有為側(cè)載螺旋彈簧的曲率提供了正確的描述。在懸架優(yōu)化中,比較的標準是懸架的摩擦是不是被麥弗遜式默認模板的ADAMS/CAR模塊支持?？赡苄枰⒁粋€全新的模型,利用ADAMS/CAR模塊或甚至是可以花費很多時間的ADAMS/View模塊。摘要本文以一個現(xiàn)有的轎車為例,提出了一種更簡單、更詳細的設計方法來優(yōu)化支撐麥弗遜懸架的側(cè)載螺旋彈簧，減少側(cè)向荷載的阻尼桿。這個設計流程圖如圖2所示。首先,在ADAMS軟件環(huán)境下建立懸架多體動力學模型,進行仿真分析,將減振器受力情況作為側(cè)載彈簧的設計目標。然后,在ANSYS下進行側(cè)載彈簧有限元建模和仿真,將仿真結(jié)果與設計目標進行比較,若側(cè)向力與減振器上支點的側(cè)向分力相同且保持原有的懸架垂向剛度,則認為模型參數(shù)最優(yōu);否則,修改參數(shù)重新進行建模與仿真,直到獲得最優(yōu)解。根據(jù)優(yōu)化的設計參數(shù)試制側(cè)載彈簧,并進行臺架試驗,驗證了有限元模型的正確性。最后,將有限元模型導入多體動力學模型中,建立剛?cè)狁詈夏Ｐ筒⑦M行仿真,進一步驗證優(yōu)化設計的合理性。2、懸架系統(tǒng)的仿真以現(xiàn)有的轎車為例,具體闡述了多體動力學模型建立麥弗遜式前懸掛系統(tǒng)利用ADAMS/CAR軟件,如圖3。建模過程中考慮了減振器到車身、控制臂到副車架和副車架到車身3處橡膠襯套的非線性特性。圖3前懸架系統(tǒng)模型在此模型的基礎上,在ADAMS軟件環(huán)境中對所建懸架系統(tǒng)進行車輪同向跳動仿真分析,車輪行程,得到減振器上支點處的受力及轉(zhuǎn)矩,變化曲線如圖4所示。從圖中可以看出,隨著工作行程的增加,縱向分力近似為零;側(cè)向分力與垂向分力都成非線性變化,但垂向力變化較為明顯,這主要是由于減振器接觸限位橡膠塊的緣故。由于與的作用使得在平面內(nèi)也呈現(xiàn)明顯的非線性。圖4減振器上支點受力及轉(zhuǎn)矩圖5力和力矩根據(jù)力及力矩平衡作用線的模擬,計算出所需優(yōu)化目標的彈簧力,側(cè)載螺旋彈簧的設計參數(shù)。如圖5所示,彈簧結(jié)構參數(shù)優(yōu)化設計前要確定期望的側(cè)載彈簧力作用線,以此作為優(yōu)化目標。將和簡化,可得到作用于點處的主矢和主矩，與大小相同并相互平行,滿足(1)在式(1)中，為減振器上支點相對于主矢作用點的位矢。當點沿著作用線移動，式(1)只在有且只有發(fā)生改變時成立。當垂直于,它也垂直的和平面,則有(2)在式(2)中,很明顯的,單位矢量方向由其所在向量的和方向決定,它的數(shù)值是由他們的商決定。力和扭矩的仿真結(jié)果可由圖4表明,因此點可以準確地計算。由于力平行于力,理想的彈簧力線與彈簧力摩擦阻尼器具有相同的方向,并且通過,它可以寫成,(3)或者另一種形式,(4)令式(4)中的與,可得到在彈簧上座和底座平面上的作用點坐標,如圖5所示,橫坐標為彈簧壓縮高度,縱坐標分別為彈簧力作用點的、坐標值。連接相同下彈簧上座和底座平面的彈簧力作用點坐標,即可獲得該彈簧壓縮高度下的側(cè)載彈簧期望的力作用線。設計的側(cè)載彈簧既要保證垂向分力與原彈簧一致,以確保原有的懸架系統(tǒng)特性,又要產(chǎn)生與減振器上支點側(cè)向力相同的側(cè)向分力,以抵消懸架的側(cè)載,這也是側(cè)載彈簧的優(yōu)化設計目標。圖6彈簧力作用點坐標曲線3、結(jié)構設計和驗證原有的圓柱形彈簧主要結(jié)構參數(shù)包括中間直徑、自由長度、數(shù)量,彈簧總高度,斜度和線直徑,這些可以確定彈簧豎向剛度。至于側(cè)負荷設計,另一個是至關重要的是影響彈簧力明顯偏差的彈簧曲率參數(shù)。3.1．估算中心線初始值側(cè)載螺旋彈簧的簡單曲率中心線更容易研究和擴展到彈簧復雜的曲率。假設彈簧中心線非常小，彈簧壓縮時曲率、側(cè)向位移可以忽略不計。當彈簧從其自由的高度壓縮到工作高度,則是中間直徑,如圖7。圖7側(cè)載螺旋彈簧的結(jié)構參數(shù)在線性范圍,為。因此(5)垂直力構成相應內(nèi)部和外部方面的平行力,總垂向力仍是,但它的螺旋彈簧作用線位移為(6)根據(jù)式(6),位移與曲率按比例協(xié)調(diào),彈簧的自由長度和面積沒有關聯(lián)。當曲率為零,螺旋彈簧上轉(zhuǎn)移作用線消失。至于側(cè)負荷曲率的變化,彈簧座的底部位移有是，部分高度是,如果彈簧經(jīng)過中心的位置，側(cè)載螺旋彈簧處于初始狀態(tài)時，那么。然而,彈簧的力量可以抵消了閥座頂部表面位移，如圖6，因此新的位移.因此側(cè)載螺旋彈簧彎曲到高度時，(7)假設,則有。與式(6)同理.在式(7),除了工作結(jié)構參數(shù)、，工作高度、力作用角之外，頂部的位移也可從仿真結(jié)果圖5顯示出來。然而,上述的分析和計算進行線性假設并沒有指望在環(huán)狀位移和變形。不考慮線圈的無效影響,這樣的理論計算精度很局限。因此,式(7)只提供一個側(cè)載螺旋彈簧彎曲有限元模型初始值的擬和分析，用來模擬曲率中心線優(yōu)化。3.2.有限單元仿真和驗證在3.1節(jié)里,很明顯,從上到下的曲率變化越大,彈簧力越傾斜。除此之外,曲率值越大,通常會導致底座、彈簧頂部或底部更大地偏置彈簧力分布的距離。通過調(diào)整彈簧負荷和中線結(jié)構參數(shù)改變功能,建立的有限元模型,如圖8所示。圖8有限元模型壓縮彈簧力線可從仿真結(jié)果如圖9所示,在不同顏色的線代表力量在不同的時間線,即在不同的壓縮的高度?？梢钥闯?這個力線的表示和傳統(tǒng)平面,如圖9和,幾乎保持垂直和水平的變化非常小,而在角度傾斜的一個顯著增加與壓縮平面，壓縮到工作的高度，是修改側(cè)載螺旋彈簧參數(shù)的比較理想的力線，這些都是由不斷進行優(yōu)化設計獲得的。圖9彈簧力線分布多次仿真分析的結(jié)果證明,對于側(cè)載變化近似為線性的側(cè)載彈簧,采用二次函數(shù)y=a0+a1x+a2x2可較好地表示中心線方程。建立的有限元模型如圖6所示,有效圈簧絲螺旋線通過中徑沿彈簧中心線的掃略形成,閉合端簧絲螺旋線則利用指數(shù)函數(shù)生成。為真實模擬壓縮過程中的接觸情況,有限元模型中增加了剛性的彈簧上座和底座。對所建有限元模型進行求解。通過不斷修改中心線方程系數(shù)a0、a1和a2,并相應調(diào)整線徑、中徑等結(jié)構參數(shù),使側(cè)載彈簧的側(cè)向力和垂向力的有限元仿真結(jié)果與設計目標相符合。優(yōu)化后的側(cè)載彈簧結(jié)構參數(shù)見表1優(yōu)化設計的側(cè)載彈簧經(jīng)加工制造,在彈簧性能試驗機ZwickZ050(如圖10)上進行試驗,其彈簧作用力的試驗數(shù)據(jù)與有限元仿真結(jié)果對比曲線如圖11所示。從圖中可以看出,有限元仿真結(jié)果與試驗測試數(shù)據(jù)吻合得較好,從而驗證了有限元模型的正確性。圖10彈簧ZwickZ050模型試驗臺圖7彈簧力試驗與仿真結(jié)果比較4、側(cè)載螺旋彈簧的仿真與設計將側(cè)載彈簧有限元模型轉(zhuǎn)換成中性文件導入到ADAMS中,建立剛?cè)狁詈系亩囿w系統(tǒng)模型并進行動力學仿真計算,以檢驗優(yōu)化設計的側(cè)載彈簧對懸架系統(tǒng)的作用效果。圖12具有側(cè)載彈簧的減振器上支點受力圖12所示為仿真獲得的減振器上支點受力曲線,與圖4相比可以看出,垂向力Fz與原懸架模型垂向力基本一致,保證了懸架垂向剛度不變的設計目標;側(cè)向力Fy則顯著降低,在整個彈簧壓縮行程中接近于零,有效地解決了麥弗遜式懸架側(cè)載引起的減振器偏磨和內(nèi)摩擦問題。5、結(jié)論對側(cè)載螺旋彈簧結(jié)構參數(shù)進行的優(yōu)化設計,獲得了期望的懸架系統(tǒng)垂向及側(cè)向力特性,既有效地降低了麥弗遜懸架的側(cè)載,又保持了原懸架