秦東晨，藍賢清，于 立

(鄭州大學機械工程學院，河南鄭州450001)

0 引言

車輪定位參數是表征懸架系統(tǒng)動態(tài)特性最為重要的一組參數［1］，其取值的合理性與否會直接影響到懸架運動學特性［2］;同時，它還與操縱穩(wěn)定性以及平順性等諸多整車性能評價指標密切相關.因此，在車輛設計過程中有必要對車輪定位參數有預先把握［3］.

由于懸架結構的復雜性及建模工具的不完善，在以往的研究中建立懸架模型時一般會對懸架系統(tǒng)進行部分簡化［4］，一般會把懸架零部件簡化為剛性零部件，把各零部件間的連接簡化為剛性鉸接，而這些簡化均有可能影響到懸架的動力學特性［5］，基于上述簡化建立的懸架模型作為研究對象時，研究得到的車輪定位參數有可能偏離實際工作情況.因此，建立一種更加接近實際工作情況的懸架模型就顯得十分重要［6］.

1 系統(tǒng)模型

1.1 懸架結構分析

筆者以某SUV車前懸架作為研究對象，該懸架為帶減振彈簧及橫向穩(wěn)定桿的雙橫臂獨立懸架，其結構如圖1所示.由圖1可知，該前懸架主要由上橫臂、下橫臂、轉向節(jié)、轉向橫拉桿、轉向主拉桿、轉向搖臂、橫向穩(wěn)定桿及減振器等組成，除轉向拉桿、轉向垂臂和轉向搖臂外，其它各零部件關于整車縱向中心對稱面對稱.各零部件間的約束條件為:上、下橫臂一端為球鉸連接，另一端為轉動鉸連接;轉向橫拉桿一端為球鉸與轉向節(jié)連接，另一端為球鉸連接;車輪為轉動鉸連接;橫向穩(wěn)定桿中部自由地支承在兩個固定在車架上的橡膠套筒內，左右兩部分用固定副連接，另一端為虎克副連接;穩(wěn)定連接桿與下橫臂為球副連接.系統(tǒng)自由度為2，即車橋的上下跳動和車輪繞主銷的擺動.

圖1 SUV和前懸架模型結構圖Fig.1 Front suspension structure chart of SUV

1.2 建立懸架多剛體動力學模型

由于懸架結構關于整車縱向中心對稱面對稱，因此，只需建立半個懸架模型［7］.此外，為簡化懸架，還假定汽車前后車橋符合不耦合力學條件，即前后簧上質量的垂向運動相對獨立，不存在軸載荷縱向轉移.

車輛滿載時車輪定位參數是一組懸架設計基本值，其具體數值預先設定，查資料可知，該SUV車前懸架的車輪定位參數設計值為:主銷內傾角10.9°，主銷后傾角 4°，車輪外傾角 -0.5°，前輪前束角0.42°.由懸架位置參數及阻尼器的特性參數，在ADAMS按照傳統(tǒng)簡化建模方法［8］建立多剛體懸架模型.該模型中所有的零部件均簡化為剛體;懸架中各零部件之間的連接均簡化為剛性鉸鏈.由懸架模型與輪胎系統(tǒng)生成前懸架系統(tǒng)總成，得到懸架多剛體運動學仿真模型I如圖2所示.

圖2 SUV車多剛體前懸架模型ⅠFig.2 Rigid front suspension model I of SUV

2 仿真試驗及結果分析

2.1 仿真試驗

以模型I為研究對象，給車輪以豎直方向50 mm幅度的正弦激勵，進行雙輪反向激振仿真，可得到一組車輪定位參數曲線即模型Ⅰ曲線，作為以下仿真試驗的比較曲線.再在模型I基礎上，分別考慮單個影響因素進行仿真試驗.

試驗1:以彈性襯套替代部分剛性鉸接，給車輪以豎直方向上50 mm幅度的正弦激勵，進行雙輪反向激振仿真.

試驗2:以下橫臂模態(tài)中性文件柔化剛性下橫臂，給車輪以豎直方向上50 mm幅度的正弦激勵，進行雙輪反向激振仿真.

試驗3:以上橫臂模態(tài)中性文件柔化剛性上橫臂，給車輪以豎直方向上50 mm幅度的正弦激勵，進行雙輪反向激振仿真.

試驗4:以橫向穩(wěn)定桿模態(tài)中性文件柔化剛性橫向穩(wěn)定桿，給車輪以豎直方向上50 mm幅度的正弦激勵，進行雙輪反向激振仿真.

其中，試驗1使用的彈性襯套特性由特性文件編輯得到，考慮到懸架的作用及各零部件的受力情況，僅在懸架與車架連接、減振器與車架和懸架連接等關鍵受力零部件之間采用彈性襯套連接.剛性零部件的柔化試驗中，考慮到懸架中各零部件的受力和扭矩情況，僅對起傳遞各種力作用和緩沖作用的上下橫臂以及在車輪豎直方向跳動量不同時承受扭矩和彎矩作用的橫向穩(wěn)定桿進行柔化試驗，柔化處理時涉及到的零部件模態(tài)中性文件由 ANSYS軟件生成［9］.

綜合上述各仿真試驗所得到的車輪定位參數曲線如圖3所示.

圖3 模型I車輪定位參數的仿真試驗曲線Fig.3 Simulation graphs of wheel alignment parameters in the simulation trials based on modes I

2.2 試驗結果分析

由圖3(a)可知，各試驗對主銷內傾角的影響均不大，以各曲線平均值為計算標準，由彈性襯套及下橫臂和橫向穩(wěn)定桿的柔化所引起的變化在6%左右，而上橫臂的柔化對該值的影響可以忽略.

由圖3(b)可知，試驗1中，主銷后傾角變化范圍由模型 I中的3.98°～4.04°變?yōu)?.35°～4.05°，試驗 2 中其變化范圍為 3.63°～4.11°，變化程度均很大.即彈性襯套及下橫臂的柔化對主銷后傾角的影響很大.由實驗3和試驗4曲線可知，上橫臂及橫向穩(wěn)定桿的柔化對主銷后傾角的影響很小.

由圖3(c)可知，對車輪外傾角有一定程度影響的是彈性襯套以及下橫臂和橫向穩(wěn)定桿的柔化.以各曲線平均值為計算標準，以上3個因素所引起的變化均在5%到10%之間，而上橫臂的柔化對該值的影響很小，幾乎可以忽略.

由圖3(d)可知，4次仿真實驗中，對前輪前束角影響最大的3個因素是:彈性襯套以及下橫壁和橫向穩(wěn)定桿的柔化，而上橫臂的柔化對該值影響可以忽略.

3 車輪定位參數變化特性分析

由試驗分析結構可知，對車輪定位參數影響最大的3個因素是:彈性襯套替代部分剛性鉸接，下橫臂、橫向穩(wěn)定桿的柔化處理，在模型I的基礎上綜合考慮這3個因素，即可得到更接近于實際工況的基于彈性襯套和柔性部件的剛柔耦合懸架模型II.以模型II為研究對象，給車輪以豎直方向上50 mm幅度的正弦激勵進行雙輪反向激振仿真，得到車輪定位參數變化曲線如圖4所示，由圖4分析車輪定位參數的變化特性.

圖4 基于懸架模型II的車輪定位參數變化曲線Fig.4 Curve of wheel alignment parameters based on suspension model II

(1)主銷內傾角:懸架設計時，要求主銷內傾角的變化范圍在7°～14°之內.而該懸架模型中，滿載工況下車輪零跳動處的主銷內傾角設計值為10.9°.由圖4(a)主銷內傾角變化曲線可知，在車輪豎直方向上跳動量為±50 mm的行程內，主銷內傾角變化范圍為10.67°～11.83°，零跳動處其值約為11°，由此可認為主銷內傾角的變化特性滿足設計要求.

(2)主銷后傾角:為保證懸架直線行駛穩(wěn)定性，一般不希望主銷后傾角變化很大，以零跳動處設計數值為基準，認為隨車輪跳動時主銷內傾角的變化范圍在±2°之內較為合理，而該懸架的主銷后傾角車輪零跳動處的設計值為4°，即主銷后傾角變化范圍在2°～6°，滿足設計要求.由圖4(a)主銷后傾角變化曲線可知，在車輪豎直方向上跳動量為±50 mm的行程內，主銷后傾角變化范圍為2.33°～5.61°，其變化特性滿足設計要求.

(3)車輪外傾角:合理的車輪外傾角可保證汽車有較好的操縱穩(wěn)定性.在懸架設計時，以0跳動處的設計數值為基準，認為車輪外傾角的變化范圍在±1.25°之內是合理的.該懸架設在0跳動處車輪外傾角的設計值為-0.5°，由圖4(b)車輪外傾角變化曲線可知，在車輪豎直方向上跳動量為±50 mm的行程內，車輪外傾角的變化范圍是-0.58°～-1.86°，稍微偏離了設計要求值，由于車輪外傾角和懸架結構密切相關，可通過懸架結構優(yōu)化對車輪外傾角進行優(yōu)化.

(4)前輪前束角:由圖4(b)中前輪前束角變化曲線可知，車輪豎直方向上跳動量為±50 mm的行程內，前束角變化范圍為-0.69°～0.17°，變化程度小可保證車輛直行穩(wěn)定性;而車輪偏離零跳動時前束角呈負前束變化可以保證車輛獲得不足轉向特性.

由上述分析結果可知，以懸架剛柔耦合模型為研究對象進行車輪定位參數仿真分析時，研究得到的結果基本滿足懸架設計要.因此，在懸架設計之前，可利用此類方法對車輪求定位參數來進行預先設計.

4 結論

(1)按照傳統(tǒng)方法建立的多剛體懸架模型，由于懸架所有零部件均簡化為剛體及各零部件之間的連接均簡化為剛性鉸接，使得懸架運動學仿真分析的結果有很大的偏差，在建立懸架模型時應充分考慮使用彈性襯套連接，并且應對主要受力零部件進行柔化處理，建立懸架剛柔耦合模型.

(2)以綜合考慮彈性襯套和下橫臂、橫向穩(wěn)定桿的柔化所建立的剛柔耦合懸架模型II為研究對象進行仿真試驗，分析仿真結果可知，車輪定位參數的變化特性基本上是符合懸架設計要求.

(3)在ADAMS中利用參數化模型的研究方法，與傳統(tǒng)的建立物理模型進行試驗的方法相比，具有用時少、花費小、不受外界環(huán)境因素影響、無安全性問題等優(yōu)點，并且利用參數化方法建立的懸架模型還具有通用性和便捷性.

［1］趙亮，張立軍，張廣才.基于ADAMS的某SUV車前懸架定位參數分析［J］.遼寧工業(yè)大學學報，2008，28(3):192-194.

［2］秦東晨，潘筱，趙紅宇，等.面向SUV車型操縱穩(wěn)定性的多體動力學建模與仿真［J］.中國機械工程，2007，18(17):2126-2129.

［3］夏長高，王岱斐.用柔性多體動力學方法預測懸架對汽車轉向特性的影響系數［J］.汽車工程，2004，22(2):73-77.

［4］HALE B，MURRAY C.Multi-body dynamic modeling of commercial Vehicles［J］.Computing＆ Control Engineering Journal，2002(2):11-15.

［5］張海峰.基于ADAMS的某車型前懸架的建模與分析［J］.機械研究與運用，2008，21(5):85-88.

［6］高立新，胡延平，吳紅艷.基于ADAMS的剛柔耦合汽車懸架性能分析［J］.合肥工業(yè)大學學報，2009，32(6):814-817.

［7］呂振華，常放，楊道華，等.利用ADAMS對雙橫臂獨立懸架進行仿真分析［J］.汽車科技，2005，13(5):7-9.

［8］姚艷，趙寧，劉鵬.基于柔性多體動力學的雙橫臂獨立懸架運動學仿［J］.機械設計于制造，2007，12(12):170-172.

［9］欒錫富.ADAMS柔性體建模方法的研究［J］.佳木斯大學學報，2007，25(3):370-371.