宋江濤，馮金芝，鄭松林

SONG Jiang-tao, FENG Jin-zhi, ZHENG Song-lin

（上海理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，上海 200093）

0 引言

懸架系統(tǒng)是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，麥弗遜懸架則是現(xiàn)代汽車上最常用的前懸架結(jié)構(gòu)形式。其結(jié)構(gòu)簡單、占用空間小、響應(yīng)較快、制造成本低。懸架運動特性的優(yōu)劣關(guān)系到汽車操縱穩(wěn)定性、舒適性、轉(zhuǎn)向輕便性和輪胎使用壽命。車輪定位參數(shù)在行駛過程中會不斷變化，這些車輪定位參數(shù)的變化對汽車的操縱穩(wěn)定性會產(chǎn)生很大影響。因此系統(tǒng)地開展懸架運動學(xué)和動力學(xué)的研究，并由此指導(dǎo)現(xiàn)代汽車懸架的開發(fā)設(shè)計，提高汽車的行駛穩(wěn)定性，是現(xiàn)代汽車懸架研究開發(fā)中重要課題。

在懸架開發(fā)設(shè)計過程中，運用虛擬樣機技術(shù)獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的設(shè)計模型，是一種高效的研發(fā)手段。虛擬樣機VP(Virtual Prototype)技術(shù)是在CAD/CAM/CAE技術(shù)及多體系統(tǒng)MBS(Multi-body System)動力學(xué)基礎(chǔ)上發(fā)展起來的系統(tǒng)級的產(chǎn)品建模、仿真與分析技術(shù)，自產(chǎn)生后就迅猛發(fā)展，并得到多方面的應(yīng)用，在車輛產(chǎn)品設(shè)計與性能分析方面，引起極大關(guān)注[1~3]。

本文利用多體動力學(xué)理論，在虛擬樣機仿真軟件ADAMS/Car中建立了傳統(tǒng)型和控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的運動學(xué)仿真模型。通過仿真計算比較了這兩種形式懸架對汽車操縱穩(wěn)定性的影響。

1 傳統(tǒng)麥弗遜懸架模型

對麥弗遜式懸架系統(tǒng)的實際結(jié)構(gòu)進行整合和運動特性進行分析，如圖1所示，模型中包括的零件有軸套、三角形控制臂、橫拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)、輪轂、螺旋彈簧、減震器和轉(zhuǎn)向節(jié)立柱。通過分析整合零件之間的相對運動關(guān)系，確定懸架模型中各零件之間的約束關(guān)系。圖2為某型車麥弗遜前懸架模型拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)簡圖，約束以方框“□”標(biāo)出，其約束列表如表1所示。

圖1 傳統(tǒng)麥弗遜式懸架簡圖

圖2 傳統(tǒng)麥弗遜式懸架拓?fù)浜唸D

表1 懸架模型約束描述

懸架系統(tǒng)多體模型主要由零件、約束和力（仿真模型中彈簧和減震器作為力元素處理）構(gòu)成。模型中零件的幾何（尺寸）定位參數(shù)、質(zhì)量特性參數(shù)、各聯(lián)接襯套的力學(xué)特性參數(shù)以及彈簧與減震器的力學(xué)特性參數(shù)，均通過研究課題中數(shù)據(jù)所得。

2 控制臂縱向“0 偏移”L 型麥弗遜懸架模型

圖3 縱向“0 偏移”L 型控制臂

如圖3所示控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架是在傳統(tǒng)麥弗遜懸架的基礎(chǔ)上，將三角形控制臂與車身相連的前端點2向后移，即控制臂前部連接襯套的中心在汽車縱向接近于“0偏移”。從車輪傳遞到球銷的側(cè)向力通過L型控制臂前連接軸套直接傳遞到副車架(后連接軸套的影響很小)，這樣只需要通過設(shè)定前連接軸套的剛度來調(diào)節(jié)汽車的側(cè)向剛度[4]。由此可以建立控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架運動學(xué)分析模型，圖4為控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的簡圖，圖5為運動學(xué)仿真模型。

圖4 控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架簡圖

圖5 控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜式懸架運動學(xué)仿真模型

在汽車通過有凹坑的路面引起在車輪接地點產(chǎn)生縱向力時，此縱向力繞控制臂球銷和前連接軸套的軸線形成縱向力矩，通過設(shè)定L型控制臂后連接軸套的剛度來控制該力矩，緩和路面帶來的沖擊使車輪產(chǎn)生縱向柔性。同樣，在汽車制動或加速時，由于慣性作用的質(zhì)量轉(zhuǎn)移產(chǎn)生的下蹲和上抬也可以通過設(shè)定L型控制臂后連接軸套的剛度來控制，從而也改善了乘坐的舒適性[4]。然而，由于麥弗遜懸架的主銷軸線位置在減振器與車身連接鉸鏈中心和控制臂與轉(zhuǎn)向節(jié)連接鉸鏈中心的連線上，因此控制臂前端點后移而在控制臂球銷和前連接軸套的軸線形成縱向力矩會使主銷后傾角在汽車行駛過程中變化范圍有所增加[5]。

L型控制臂的設(shè)計，使汽車在側(cè)向和縱向的受力分別通過前、后連接軸套進行控制，使需要的側(cè)向剛度獨立于縱向柔性，使側(cè)向力和縱向力同時作用時相互間不發(fā)生耦合，避免了懸架臂共振的發(fā)生，從而提高了汽車行駛的平順性[4]。另外，L型控制臂的前后連接軸套剛度一般都設(shè)定為前硬后軟，在汽車轉(zhuǎn)向受到側(cè)向力時，有助于前輪形成負(fù)前束，增加不足轉(zhuǎn)向的趨勢，有利于提高汽車行駛的操縱穩(wěn)定性[4]。

3 兩種懸架運動學(xué)仿真結(jié)果的對比

研究懸架的運動特性通常采用車輪跳動的分析方法，即通過使一側(cè)車輪或兩側(cè)車輪沿垂直方向跳動，計算分析由此引起的車輪定位參數(shù)、車輪轉(zhuǎn)角等的變化規(guī)律[6]。車輪的跳動量以滿載為基準(zhǔn)，此次運動仿真采用雙側(cè)車輪同向激勵（Parallel Wheel Travel），取其跳動范圍為常用的-50～+50mm（0～-50mm表示下跳，0～50mm表示上跳），對比分析這兩種形式麥弗遜懸架的車輪外傾角、車輪前束、車輪轉(zhuǎn)角等的輪跳特性。

3.1 車輪外傾角

車輪外傾角是通過車輪中心的汽車橫向平面和車輪平面的交線與地面垂線的夾角，即由車前方看輪胎中心線與垂直線所成的角度，向外為正，向內(nèi)為負(fù)，如圖6所示。

圖7為車輪外傾角隨車輪跳動的變化曲線。在通常設(shè)計中車輪都具有一定的外傾角,當(dāng)車輪向上跳動時,外傾角一般向負(fù)值方向變化,而下落時向正的方向變化,這樣可以減小輪胎的磨損,提高汽車的操縱穩(wěn)定性。一般車輪的外傾角的變化不宜太大,其范圍為- 3°～3°，在正常的跳動范圍內(nèi),外傾角的變化量應(yīng)盡量小[7]。從圖8可以看出,在車輪跳動±50mm的行程內(nèi),傳統(tǒng)麥弗遜懸架的車輪外傾角的變化范圍為-1.29°～0.73°，而控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的外傾角變化范圍為-1.17°～0.67°，在一定程度上有所改善，從而有利于保證汽車的操縱穩(wěn)定性。

圖6 外傾角示意圖

圖7 車輪外傾角隨車輪跳動的變化曲線

3.2 車輪前束角

車輪有了外傾角后，在滾動時就類似于滾錐，從而導(dǎo)致兩側(cè)車輪向外滾開。由于轉(zhuǎn)向橫拉桿和車橋的約束車輪不致向外滾開，將在地面上出現(xiàn)邊滾邊向內(nèi)滑的現(xiàn)象，從而增加了輪胎的磨損。為了避免這種由于圓錐滾動效應(yīng)帶來的不良后果，將兩前輪適當(dāng)向內(nèi)偏轉(zhuǎn)，即形成前輪前束[8]。

汽車兩側(cè)車輪的前邊緣距離B小于后邊緣距離A，后邊緣距離A與前邊緣距離B之差為車輪前束。當(dāng)汽車的前邊緣小于汽車的后邊緣時，車輪前束為正，反之則為負(fù)。車輪的水平直徑與車輛縱向?qū)ΨQ平面之間的夾角為前束角。如圖8所示。

圖8 前束角示意圖

圖9為車輪前束角隨車輪跳動的變化曲線。車輪前束可以消除由于車輪外傾引起的輪邊滑現(xiàn)象，減少輪胎的磨損。另外,為了不因輪胎的側(cè)偏而使磨損加劇、滾動阻力增大以及直線行駛能力受到損害，無論在車輪下落還是上跳時都不應(yīng)出現(xiàn)大的前束值變化。汽車在運動過程中前束會發(fā)生變化，如果在車身側(cè)傾或者由于側(cè)向力作用而上跳的車身外側(cè)前輪產(chǎn)生負(fù)前束，而下落的內(nèi)側(cè)前輪產(chǎn)生正前束，車橋具有不足轉(zhuǎn)向特性，提高操縱穩(wěn)定性[9]?？傊?，在車輪跳動時,車輪前束角盡可能不變或者變化較小。從圖9可以看出,在車輪跳動±50mm的行程內(nèi),傳統(tǒng)麥弗遜懸架的車輪前束角的變化范圍為-1.07°～0.67°,而控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的前束角變化范圍為-0.79°～0.50°，車輛操縱穩(wěn)定性得到很大的提高。

圖9 車輪前束角隨車輪跳動的變化曲線

3.3 主銷后傾角

主銷后傾角即主銷軸線與地面垂直線在汽車縱向平面內(nèi)的夾角。向垂線后面傾斜的角度稱為正后傾角；向前傾斜的角度稱為負(fù)后傾角。通常汽車行駛過程中，主銷后傾角應(yīng)為正值。如圖10所示。

圖10 主銷后傾角示意圖

圖11為主銷后傾角隨車輛跳動的變化曲線，在車輪跳動±50mm的行程內(nèi),傳統(tǒng)麥弗遜懸架的主銷后傾角的變化范圍為1.63°～2.29°,而控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的主銷后傾角變化范圍為1.54°～2.37°，主銷后傾角變化范圍有所增加。一般主銷后傾角越大，主銷后傾拖距也越大，則回正力矩的力臂越大，因此回正力矩也就越大，操縱穩(wěn)定性就越好。但是回正力矩不宜過大，否則在轉(zhuǎn)向時為了克服此力矩，駕駛員必須在方向盤上施加較大的力（方向盤發(fā)沉）。一般要求后傾角具有隨車輪上跳而增加的趨勢，這樣可以抵消制動點頭時后傾角減小的趨勢。轎車主銷后傾角一般為：前置前驅(qū)0°~3°；前置后驅(qū)3°~10°[9]。

圖11 主銷后傾角隨車輪跳動的變化曲線

3.4 主銷內(nèi)傾角

從汽車的正前方看，主銷（或轉(zhuǎn)向軸線）的上端略向內(nèi)傾斜一個角度，稱為主銷內(nèi)傾。嚴(yán)格的定義為主銷軸線與地面垂直線在汽車橫向平面內(nèi)的夾角稱為主銷內(nèi)傾角。主銷軸線上側(cè)向內(nèi)傾時為正，反之為負(fù)。如圖12所示。

圖12 主銷內(nèi)傾角示意圖

圖13為主銷內(nèi)傾角隨車輛跳動的變化曲線，在車輪跳動±50mm的行程內(nèi),傳統(tǒng)麥弗遜懸架的主銷內(nèi)傾角的變化范圍為8.11°～10.40°,而控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的主銷內(nèi)傾角變化范圍為8.18°～10.28°，主銷內(nèi)傾角的變化范圍略有減小。主銷內(nèi)傾有利于減小主銷橫向偏移距,從而可減少轉(zhuǎn)向時駕駛員加在方向盤上的力,使轉(zhuǎn)向操縱輕便,同時也可減少從轉(zhuǎn)向輪傳到方向盤上的沖擊力。但主銷內(nèi)傾角不宜過大，一般在7°~13°之間，同時主銷偏移距也希望取較小的數(shù)值，否則轉(zhuǎn)向時，在車輪繞主銷轉(zhuǎn)動的過程中，輪胎與路面之間產(chǎn)生較大的滑動，增加輪胎與路面間摩擦阻力，這不僅使轉(zhuǎn)向變重，而且加速輪胎的磨損。一般認(rèn)為理想情況下在車輪上跳時，主銷內(nèi)傾角的增加應(yīng)盡量減小，以避免主銷內(nèi)傾角變化過大[10]。

圖13 主銷內(nèi)傾角隨車輪跳動的變化曲線

3.5 車輪轉(zhuǎn)向角、抬頭量和點頭量

圖14、圖15和圖16分別為車輪轉(zhuǎn)向角、點頭量和抬頭量隨車輪跳動的變化曲線。

從圖中可以看到，在車輪跳動±50mm的行程內(nèi),傳統(tǒng)麥弗遜懸架的車輪轉(zhuǎn)向角的變化范圍為-0.67°～1.07°,而控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的主銷后傾角變化范圍為-0.50°～0.79°，左右輪轉(zhuǎn)角變化相反。在車輪跳動過程中，方向盤固定，由于轉(zhuǎn)向拉桿的作用，左右車輪會產(chǎn)生繞主銷的轉(zhuǎn)動，從而使左右車輪產(chǎn)生轉(zhuǎn)向角。一般要求將該轉(zhuǎn)角控制在一定的范圍內(nèi)，否則不僅影響汽車的操縱穩(wěn)定性，而且會加劇輪胎的磨損；控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架比傳統(tǒng)麥弗遜懸架在抬/點頭量都有一定程度的降低，即汽車操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性都有所改善。

圖14 車輪轉(zhuǎn)向角隨車輪跳動的變化曲線

圖15 點頭量隨車輪跳動的變化曲線

圖16 抬頭量隨車輪跳動的變化曲線

4 結(jié)論

本文利用多體動力學(xué)理論,在虛擬樣機仿真軟件ADAMS/Car中建立了傳統(tǒng)三角形控制臂麥弗遜懸架和改進后控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架多體模型，進行了雙側(cè)車輪同向激勵輸入下的運動學(xué)仿真計算。

1）通過運動仿學(xué)真分析，揭示了傳統(tǒng)麥弗遜懸架和控制臂縱向“0偏移”L型麥弗遜懸架的車輪定位參數(shù)、車輪轉(zhuǎn)向角以及抬/點頭量一般運動規(guī)律；

2）通過對比兩種型式麥弗遜懸架的運動學(xué)仿真結(jié)果，可知控制臂縱向“0偏移L型麥弗遜懸架更有利于提高汽車的操縱穩(wěn)定性與平順性；

3）本文研究表明，控制臂與車身連接位置的適當(dāng)變化在一定程度上有利于改善汽車的操縱穩(wěn)定性。運動學(xué)性能只是汽車整體性能的一部分，L型麥弗遜懸架是否可以取代傳統(tǒng)型麥弗遜懸架，需要進行更深入的全面研究。

[1]陳立平,張云清,任偉群,覃剛,等.機械系統(tǒng)動力學(xué)分析及ADAMS應(yīng)用教程[M].北京:清華大學(xué)出版社,2005.

[2]王國強,張進平,馬若丁.虛擬樣機技術(shù)及其在ADAMS上的實踐 [M].西安:西北工業(yè)大學(xué)出版社,2002.

[3]陳德民,槐創(chuàng)鋒,張克濤.精通ADAMS 2005//2007虛擬樣機技術(shù)[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2010.

[4]艾維全,高世杰,王承,廖芳.麥弗遜式前懸架的設(shè)計改進及分析[J].上海汽車,2004,8:26-28.

[5]郭孔輝.汽車操縱動力學(xué)[M].長春:吉林科學(xué)技術(shù)出版社,1991.

[6]趙立微,基于K&C試驗的懸架特性分析與試驗優(yōu)化[D].吉林大學(xué),2008.

[7]陳家瑞,馬天飛.汽車構(gòu)(下)[M].北京:人民交通出版社,2006,5.

[8]劉偉忠.基于虛擬樣機技術(shù)的某車懸架K&C特性仿真分析及硬點優(yōu)化[D].吉林大學(xué),2009.

[9]Hazem Ali Attia Numerical Kinematic Analysis of the Standard Macpherson[J].KSME International Journal,2003,17(12):1961-1968.

[10]J.Liu,D.J.Zhuang,F.Yu,L.M Lou.Optimized design for a Macpherson strut suspension with side load springs[J].International Journal of Automotive Technology,2008,9(1):29-35.