微型電動汽車懸架系統(tǒng)設計

微型電動汽車懸架系統(tǒng)設計

近年來，微電動汽車已逐漸深受一些消費者的喜愛，但也存在一些問題，如穩(wěn)定性和平協(xié)調性差、不安全等，這不僅會影響乘客的乘坐體驗，還會影響乘客的生命。汽車懸架系統(tǒng)作為汽車重要的組成部分,對于確保汽車的舒適性和安全性有著重要意義。國內外關于汽車懸架系統(tǒng)的研究主要圍繞以上性能展開,并且多以基準車為基礎,針對已有懸架系統(tǒng)以改善性能為目標進行分析和優(yōu)化。一方面,在已有懸架系統(tǒng)結構基礎上進行結構參數化,根據懸架的綜合性能要求進行參數協(xié)同設計優(yōu)化。如:馬俊等本研究對全新開發(fā)的微型電動車進行懸架設計,針對其整車質量小、尺寸小的特點給出該車懸架系統(tǒng)的設計方法,根據整車布置和性能要求進行結構設計,結合結構參數化和有限元數值化方法,對懸架系統(tǒng)進行優(yōu)化和校核,并通過整車平順性分析驗證懸架系統(tǒng)設計的合理性。1懸臂系統(tǒng)的參數化1.1操縱穩(wěn)定性和可靠性目標車總質量m為700kg,總簧下質量m在設計懸架時,往往以其需要達到的性能作為驅動。懸架系統(tǒng)作為汽車重要的組成部分,對汽車的操縱穩(wěn)定性和可靠性有著極大的影響。在車輪上下跳動時,車輪定位參數會發(fā)生變化,若其變化能滿足一定要求,則能使汽車具有較好的操縱穩(wěn)定性?？煽啃陨婕傲慵哪途眯?、強度等方面,這里主要考慮后懸架的強度表現。因此,在完成懸架的初步設計后,將就車輪定位參數的變化特性和扭轉梁后懸架在極限工況下的強度性能兩個方面對懸架系統(tǒng)進行性能分析及優(yōu)化。1.2懸架仿真模型的建立懸架的設計參數可以歸結為兩類:表征結構尺寸的硬點坐標和表征力學特性的彈簧剛度及減震器阻尼。懸架的硬點坐標決定了前輪定位參數隨車輪跳動時的變化特性,由設計經驗選定前輪外傾角和前束角為0°,主銷后傾角為3°,主銷內傾角為12°,主銷偏移距為15mm。根據上述前輪定位參數初始值和布置要求,繪制了前懸架導向機構,見圖1。扭轉梁懸架的強度受很多因素影響,如懸架結構和尺寸、加工工藝等,圖2為結合整車設計需求和裝配要求建立的扭轉梁懸架三維模型。由建立的前后懸架模型得到了懸架硬點坐標,如表1所示,并在Adams中建立了懸架系統(tǒng)的仿真模型(見圖3、圖4)。根據整車參數和設計經驗,選定:前懸架剛度為21kN/m,偏頻為1.23Hz,靜撓度為164.4mm;后懸架剛度為22kN/m,偏頻為1.39Hz,靜撓度為128.4mm。取壓縮時相對阻尼系數ζ由麥弗遜懸架導向機構確定b和p的值分別為3890.8mm、4041.6mm,由式(1)和(2)可得前懸架彈簧剛度K2表1性能特性的分析與優(yōu)化2.1主銷內傾角優(yōu)化分析前輪定位參數隨車輪跳動有良好的變化特性,對于汽車的操縱穩(wěn)定性有著積極的意義。一般要求:在車輪跳動量為±50mm時,前輪外傾角變化范圍為0°~1°20',變化量為-2°~+0.5°/50mm;主銷后傾角變化范圍為1°~4°;主銷內傾角變化范圍為11°~15°30';前束角變化范圍為0°±10',變化量為0°~-0.5°/50mm為了分析前輪定位參數隨車輪跳動的變化特性,在Adams中對前懸架進行雙輪同向跳動仿真,結果如圖6虛線所示。由圖6可見:前輪外傾角變化范圍為-0.3°~1.25°,變化量約為1.06°/50mm;主銷后傾角變化范圍為2.8°~3.35°;主銷內傾角變化范圍為10°~13.3°;前束角變化范圍為-0.025°~0.375°,變化量為0.375°/50mm。因此,除了主銷內傾角超出了變化范圍需要優(yōu)化外,其余3個定位參數均滿足前述要求。利用Adams的Insight模塊對主銷內傾角進行優(yōu)化,選擇主銷內傾角的均方根值為優(yōu)化目標,其值越小越好?？紤]到整車裝配等因素,諸如減振器下部安裝點、車輪中心、彈簧下支座等很難調整,故選擇減振器上安裝點,下控制臂外點,下控制臂前后點的x、y、z坐標作為優(yōu)化變量。為了從眾多優(yōu)化變量中篩選出對優(yōu)化目標影響最大的變量,需要先分析主銷內傾角對于各個優(yōu)化變量的靈敏度。設定各優(yōu)化變量的變化范圍為±1%,仿真時間為10s,車輪跳動量為±50mm,對模型進行以試驗要素篩選為目的的雙輪同向跳動仿真,結果如圖7所示。這里選取對主銷內傾角有5%以上靈敏度的變量,即下控制臂外點的y坐標(lca_outer.y)和減振器上部安裝點的y坐標(top_mount.y)作為設計變量,將其變化范圍約束在±10%內。設置4個定位參數的均方根值處于前述設計要求范圍內,作為約束條件。采用二次響應面擬合法優(yōu)化,其余試驗條件與靈敏度分析試驗相同。優(yōu)化后下控制臂外點的y坐標和減振器上部安裝點的y坐標分別為-696.83和-581.23。優(yōu)化后再次仿真,結果如圖6實線所示,可以看到主銷內傾角變化范圍約為11.5°~14.8°,已經在理想范圍內,而前輪外傾角、主銷后傾角的變化和之前相差很小。雖然前束角變化相較之前而言,在車輪上跳時增加的趨勢更為明顯,但最大變化量和變化范圍卻減少了,更加接近0°。2.2扭轉梁式懸架的結構性能分析將扭轉梁懸架三維模型導入Hypermesh軟件后,對各個零件抽取中面,進行幾何清理,然后用2D里的automesh對模型進行網格劃分。網格是以四邊形為主、有少數三角形的混合單元。用1Drigid單元模擬焊縫,將有裝配關系的零件的對應點連接起來。應盡量使較多的對應點連接,且連線要接近水平,以保證受力均勻,避免應力集中或過大。通過移動單元節(jié)點、單元自動優(yōu)化等方法,使模型的QI值(質量指數)達到0.01,表明網格質量很好,無任何單元失效。結構各零件材料都為鋼,彈性模量為2.1×10對于扭轉梁后懸架的強度分析,主要考慮以下幾種極限工況:雙側車輪駛過凸包、緊急制動和極限轉向。先在縱臂與車身連接處,襯套的中心添加節(jié)點,再用剛性單元將該節(jié)點與襯套安裝處的所有節(jié)點連接,并約束節(jié)點X、Y、Z三個方向的平動自由度和繞Y、Z軸的轉動自由度,以此來模擬車身對縱臂的約束。再在彈簧支座加上1D彈簧單元,模擬懸架彈簧。然后根據具體工況的受力情況,在兩側輪轂法蘭盤的4個螺栓孔圓周節(jié)點上加載相應載荷即可。駛過凸包工況:車輪經過減速帶等不平路面時,路面對車輪有很大的沖擊,并會傳遞給扭轉梁懸架。取動載系數k=2,則兩側車輪受到垂向力F緊急制動工況:急剎車時,車輪接近抱死,除垂直方向的力F極限轉向工況:極限轉向時,車輛受到離心力的作用,轉向內側離開地面,僅靠外側車輪支撐,同時該側到地面?zhèn)认蚰Σ亮僅以3種極限工況中的應力最大的極限轉向工況為例,該工況下應力幾乎只分布在受力車輪一側,分析結果如圖8所示,由圖8可見:最大應力為352MPa,發(fā)生在縱臂與車身連接處,小于材料的屈服極限;最大位移為2.9mm,發(fā)生在輪轂法蘭盤外端。因此,設計的扭轉梁懸架滿足強度要求。3整輛車的平滑度3.1隨機路面生成方法在前述前后懸架子系統(tǒng)的基礎上搭建了整車模型,如圖9所示。為了進行平順性仿真,還需為懸架系統(tǒng)賦予彈簧剛度特性和減振器阻尼特性。在設計經驗范圍內,對彈簧剛度和減振器阻尼多次取值仿真,得到了較為合適的組合如下:前后懸架的彈簧剛度均為7kN/m,前后懸架的減振器阻尼均為300N·s/m(壓縮時)和1200N·s/m(伸張時)。Adams自帶的路面生成工具以Sayers經驗模型為基礎,輸入不同的功率譜密度,即可得到相應等級的隨機路面。選擇B級瀝青路面進行仿真,對應的Sayers模型空間功率譜密度G3.2頻率加權函數根據國標和ISO2631—1:1997(E),單軸向加權加速度均方根值a式中W(f)頻率加權函數見式(7)和(8),其圖像見圖11。根據式(6),用加權函數曲線的平方與功率譜密度曲線相乘得曲線1,對其積分得曲線2(圖12),其最大值再開方,得車身質心處Z軸向加權加速度均方根值為0.428m/s可見,X軸加權加速度均方根值a4懸架系統(tǒng)設計參數的確定針對全新開發(fā)微型電動車懸架系統(tǒng)設計,為確保汽車具有良好的平順性、操縱穩(wěn)定性和可靠性,確定了定位參數優(yōu)化、強度校核和平順性評估等流程,能節(jié)省微型電動汽車開發(fā)時的實車試驗成本并縮短研發(fā)周期,可作為微型電動汽車懸架設計參考。懸架系統(tǒng)設計參數為表征懸架結構尺寸的硬點坐標及表征懸架力學特性的彈簧剛度和減振器阻尼。結合整車布置和設計要求,建立了麥弗遜懸架模型和扭轉梁懸架模型,確定了上述參數的初始值。通過雙輪跳動仿真,得到了前輪定位參數隨車輪跳動的變化曲線。針對主銷內傾角變化不夠理想的問題進行了優(yōu)化,結果