胡玉梅， 黃志軍，陳 勁，楊光興，雍 躍

（1.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400044；2.中國(guó)嘉陵工業(yè)股份有限公司，重慶 400032）

為了保證汽車具有良好的轉(zhuǎn)向特性和行駛特性，汽車轉(zhuǎn)向輪（多為前輪）設(shè)置了主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、前輪外傾角、車輪前束角等。文獻(xiàn)[1]應(yīng)用ADAMS軟件建立了轎車多連桿式前懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的多體動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)主銷和前輪定位角進(jìn)行了仿真研究；文獻(xiàn)[2]以多體動(dòng)力學(xué)理論為基礎(chǔ)，建立了某微型汽車前懸架的多體系統(tǒng)分析模型，對(duì)原懸架系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化，計(jì)算并分析了優(yōu)化前后的前輪定位參數(shù)隨車輪上下跳動(dòng)的變化規(guī)律，分析結(jié)果和實(shí)際使用均表明改進(jìn)后的前懸架系統(tǒng)具有良好的性能；文獻(xiàn)[3]采用ADAMS軟件建立了某轎車前懸架模型，通過(guò)仿真車輪跳動(dòng)對(duì)定位參數(shù)的影響，分析了其變化的合理性和不足；文獻(xiàn)[4]基于懸架-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的實(shí)際結(jié)構(gòu)和運(yùn)動(dòng)關(guān)系，建立了虛擬樣機(jī)模型，在輸入路面跳動(dòng)激勵(lì)下對(duì)多行駛工況仿真，并動(dòng)態(tài)測(cè)量前輪定位參數(shù)及側(cè)滑量值；文獻(xiàn)[5]建立了前雙橫擺臂獨(dú)立懸架模型，運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)和懸架系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)理論分析并討論下橫臂前、后兩個(gè)橡膠襯套的軸向剛度、扭轉(zhuǎn)剛度和徑向剛度對(duì)前輪定位參數(shù)的影響，得到徑向剛度對(duì)前輪定位參數(shù)影響較大的結(jié)論。

由此可知，目前對(duì)于前輪定位參數(shù)的仿真大都是采用ADAMS軟件建立單個(gè)的懸架和輪胎模型進(jìn)行靜態(tài)分析，且都是通過(guò)輸入數(shù)據(jù)來(lái)模擬路面激勵(lì)，并不能真實(shí)地反映汽車在路面上的瞬時(shí)運(yùn)動(dòng)。同時(shí)研究中將擺臂考慮為剛體，沒(méi)有考慮擺臂的變形特別是遇到路面沖擊時(shí)擺臂的瞬態(tài)變形對(duì)定位參數(shù)的影響。針對(duì)上述研究方法的缺點(diǎn)，本文利用ANSA軟件建立了某UTV整車以及共振路面在內(nèi)的有限元模型，利用LS-DYNA軟件通過(guò)瞬態(tài)仿真計(jì)算出整車在滿載和空載兩種工況下前輪定位參數(shù)的瞬時(shí)變化，結(jié)果表明：在遇到路面沖擊時(shí)，前輪外傾角的負(fù)角度以及前輪前束角較大地超過(guò)了它們的經(jīng)驗(yàn)值，因而造成輪胎的嚴(yán)重磨損，為此需要對(duì)擺臂進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化以提高擺臂的固有頻率和彎曲剛度，使前輪外傾角和前輪前束角在遇到路面沖擊時(shí)也能滿足要求。

1 有限元模型的建立

文中所研究的UTV整車的前懸架結(jié)構(gòu)（圖1）由上、下擺臂和轉(zhuǎn)向節(jié)構(gòu)成，擺臂是長(zhǎng)度為0.377 m，厚度為3 mm的圓管。為了研究擺臂的結(jié)構(gòu)變形及路面的激勵(lì)對(duì)車輪定位參數(shù)的影響，建立了包括車架、動(dòng)力總成、前后懸架、車輪的整車模型。前懸架的一端通過(guò)旋轉(zhuǎn)鉸鏈與車架相連，另一端通過(guò)轉(zhuǎn)向節(jié)相連。模型中還包括一個(gè)長(zhǎng)43 m，寬4.0 m，凸包高度和寬度分別為0.035 m、0.46 m，間距為1.4 m的斜坡型共振路面，路面和車輪通過(guò)接觸連接在一起。由于給整車施加一個(gè)初速度比較難以實(shí)現(xiàn)，本文采用給路面施加初速度的方法來(lái)模擬UTV車在路面上的運(yùn)動(dòng)，此次分析施加的速度為35 km/h。整體瞬態(tài)有限元分析模型如圖2所示。

2 滿載/空載下原車定位參數(shù)計(jì)算

滿載工況是指包含貨物、駕駛員和乘員質(zhì)量的一種工況；而空載工況是指去除貨物和乘員質(zhì)量的一種工況。通過(guò)瞬態(tài)計(jì)算分析了滿載/空載條件下前輪定位參數(shù)的瞬時(shí)變化，如圖3—圖6所示。

將圖3—圖6中前輪定位參數(shù)的變化以數(shù)據(jù)的形式表示出來(lái)，見(jiàn)表1。

表1 前輪定位參數(shù)對(duì)比

通過(guò)圖3—圖6和表1可看出：整車在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中主銷后傾角在滿載和空載時(shí)變化較大，空載時(shí)變化合理而滿載時(shí)變化較大，超過(guò)了經(jīng)驗(yàn)值的范圍，可能造成輪胎的嚴(yán)重磨損，這是由貨物、駕駛員和乘員的質(zhì)量很大（604 kg）造成的。主銷內(nèi)傾角在兩種工況下變化很小且在合理的變化范圍內(nèi)；在兩種工況下前輪外傾角偏向車輪內(nèi)側(cè)的角度即負(fù)角度偏大，前輪前束角變化也較大，從而造成輪胎的磨損。造成前輪外傾角和前輪前束角變化大的一個(gè)很重要的原因是懸架擺臂的剛度不足發(fā)生變形，因此需要對(duì)擺臂進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)以改善定位參數(shù)。

3 擺臂的拓?fù)鋬?yōu)化

為了提高擺臂的剛度以改善前輪定位參數(shù)特別是前輪外傾角和前輪前束角，利用拓?fù)鋬?yōu)化技術(shù)對(duì)擺臂進(jìn)行優(yōu)化并根據(jù)優(yōu)化結(jié)果來(lái)重新設(shè)計(jì)新的結(jié)構(gòu)以達(dá)到改善前輪外傾角和前輪前束角的目的。

3.1 優(yōu)化空間的建立

根據(jù)原懸架擺臂的結(jié)構(gòu)，分別對(duì)上、下擺臂建立了優(yōu)化空間并用平均尺寸為12 mm的四面體網(wǎng)格進(jìn)行離散，如圖7所示。

3.2 邊界條件的加載

擺臂所受到的實(shí)際載荷為減振器對(duì)擺臂的作用力和路面沖擊車輪對(duì)擺臂的作用力。這些載荷均在前輪定位參數(shù)的瞬時(shí)仿真過(guò)程獲得。減振器對(duì)擺臂的作用力通過(guò)讀取彈簧力獲得，而路面對(duì)擺臂的作用力則讀取擺臂與車架相連的鉸鏈單元的受力來(lái)確定。

由于擺臂與車架是用旋轉(zhuǎn)鉸鏈連接，與轉(zhuǎn)向節(jié)是用球形鉸鏈連接，整車在路面上運(yùn)動(dòng)時(shí)凸包會(huì)使車輪向上跳動(dòng)一定的距離，因此優(yōu)化時(shí)對(duì)擺臂所施加的約束為：旋轉(zhuǎn)鉸鏈處約束平動(dòng)自由度UX、UY、UZ釋放其旋轉(zhuǎn)自由度，球形鉸鏈處施加一個(gè)強(qiáng)制位移載荷。施加邊界條件后的模型如圖8所示。

3.3 建立約束函數(shù)和優(yōu)化目標(biāo)

定義兩個(gè)響應(yīng)函數(shù)：變形能函數(shù)Comp和體積比函數(shù)Volumefrac。定義目標(biāo)函數(shù)MIN Comp，要求優(yōu)化使結(jié)構(gòu)變形能最小即剛度最大；定義約束函數(shù)Volumefrac=0.4，即在拓?fù)鋬?yōu)化后至少保留原來(lái)設(shè)計(jì)空間0.4倍的體積（或者說(shuō)質(zhì)量）。優(yōu)化時(shí)設(shè)定了拔模方向，正確的拔模方向可以節(jié)約材料并滿足加工工藝，在保證優(yōu)化目標(biāo)滿足要求的同時(shí)保證結(jié)果的適用性，此次優(yōu)化選用的拔模方向如圖9中的箭頭所示。

3.4 拓?fù)鋬?yōu)化的結(jié)果

經(jīng)過(guò)優(yōu)化后擺臂結(jié)構(gòu)的材料布局如圖10所示。

從圖10的優(yōu)化結(jié)果能看出擺臂的主要材料布局，但由于材料堆積比較多，以致除了能看到比較清晰的加強(qiáng)筋外，其它結(jié)構(gòu)特點(diǎn)不明顯。為了得到擺臂結(jié)構(gòu)的鮮明特點(diǎn)需要在第1次優(yōu)化結(jié)果的基礎(chǔ)上進(jìn)行第2次優(yōu)化。根據(jù)第1次優(yōu)化后的結(jié)果重新建立優(yōu)化空間，其中不包括新增加的加強(qiáng)筋，如圖11所示。加載同樣的邊界條件進(jìn)行計(jì)算得到的結(jié)果如圖12所示。

3.5 擺臂結(jié)構(gòu)的新設(shè)計(jì)

根據(jù)兩次優(yōu)化的結(jié)果采用擺臂結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)方案如下：分別在上、下擺臂加加強(qiáng)筋，同時(shí)擺臂加寬但長(zhǎng)度與原擺臂相同，厚度設(shè)為2 mm；同時(shí)擺臂設(shè)計(jì)成鏤空型結(jié)構(gòu)，最后對(duì)擺臂進(jìn)行倒角處理；新設(shè)計(jì)的擺臂質(zhì)量為5.6 kg，比原擺臂質(zhì)量增加了1.4 kg，增加比例為33%。設(shè)計(jì)好的擺臂結(jié)構(gòu)如圖13所示。

4 改進(jìn)前后固有頻率和剛度對(duì)比

由于擺臂在整車中是與其它結(jié)構(gòu)相連接的，于是對(duì)優(yōu)化前后的上、下擺臂分別進(jìn)行約束模態(tài)分析，這里的約束模態(tài)是指約束了旋轉(zhuǎn)鉸鏈UX、UY、UZ方向的平動(dòng)自由度且約束球形鉸鏈UX方向的平動(dòng)自由度的一種模態(tài)，經(jīng)過(guò)分析得到優(yōu)化前后上、下擺臂的前4階固有頻率和振型對(duì)比分別如表2和圖14—圖15所示。

表2 擺臂優(yōu)化前后約束模態(tài)固有頻率對(duì)比

由表2可知，優(yōu)化后的上、下擺臂的前4階固有頻率都比優(yōu)化前有了不同程度的提高，特別是下擺臂的頻率提高幅度較大，最大可達(dá)69%。一般由路面不平引起的激勵(lì)都在1～20 Hz左右，該車發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率為12.5～125 Hz，原擺臂約束模態(tài)的第1階固有頻率低于125 Hz，因此可能發(fā)生共振現(xiàn)象，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后的擺臂第1階固有頻率高于125 Hz在使用中是不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象的。

由于整車在共振路上運(yùn)動(dòng)時(shí)擺臂主要受到路面的激勵(lì)產(chǎn)生一個(gè)向上的擺動(dòng)，這樣就會(huì)導(dǎo)致擺臂在豎直方向內(nèi)產(chǎn)生一個(gè)彎曲變形，因此重點(diǎn)關(guān)注擺臂的彎曲剛度。計(jì)算彎曲剛度時(shí)根據(jù)擺臂在整車中的實(shí)際連接方式進(jìn)行約束，即約束旋轉(zhuǎn)鉸鏈處UX、UY、UZ方向自由度且約束球形鉸鏈處的UX方向自由度，同時(shí)在擺臂的中部施加一個(gè)載荷，利用公式K=F/y分別對(duì)上、下擺臂進(jìn)行剛度計(jì)算，具體結(jié)果見(jiàn)表3。

表3 優(yōu)化前后擺臂彎曲剛度對(duì)比

由表3可知，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后的上擺臂的剛度提高了19%，而下擺臂的剛度則提高了92%，在擺臂質(zhì)量增加不大的前提下，上、下擺臂的剛度增加效果明顯。

5 優(yōu)化前后定位參數(shù)的比較

新擺臂經(jīng)過(guò)網(wǎng)格劃分后，進(jìn)行整車瞬態(tài)分析，其它條件與原擺臂下整車瞬態(tài)分析的條件相同，得到的滿載和空載工況下的定位參數(shù)變化分別見(jiàn)表4和表5。前輪外傾角和前輪前束角的瞬時(shí)變化如圖16—圖19所示。

表4 擺臂優(yōu)化前后滿載工況定位參數(shù)對(duì)比

表5 擺臂優(yōu)化前后空載工況定位參數(shù)對(duì)比

由表4和表5可知，擺臂優(yōu)化后兩種工況下主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角都在經(jīng)驗(yàn)值的范圍內(nèi)，已經(jīng)滿足設(shè)計(jì)要求；而兩種工況下前輪外傾角的負(fù)角度優(yōu)化后較優(yōu)化前減小了一半左右，如圖16和圖18所示；圖17和圖19顯示前輪前束角在滿載工況下角度減小了25%左右，而在空載工況下則減小了50%左右。雖然優(yōu)化后的前輪外傾角和前輪前束角比經(jīng)驗(yàn)值稍大但已經(jīng)很接近經(jīng)驗(yàn)值了，比優(yōu)化前得到很大改善，也將大大減小輪胎的磨損。這說(shuō)明新設(shè)計(jì)的擺臂對(duì)前輪外傾角和前輪前束角的改善是明顯的。

6 結(jié)論

（1）為研究路面沖擊對(duì)前輪定位參數(shù)的瞬時(shí)變化，建立了某UTV整車和共振路面模型，并運(yùn)用瞬態(tài)有限元法對(duì)前輪定位參數(shù)的瞬時(shí)變化進(jìn)行了仿真。結(jié)果表明：在滿載和空載兩種工況下，前輪外傾角的負(fù)角度和前輪前束角偏大，而造成這一現(xiàn)象的重要原因是擺臂的剛度不足。

（2）利用拓?fù)鋬?yōu)化技術(shù)對(duì)原擺臂進(jìn)行結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化，并根據(jù)優(yōu)化后的結(jié)果設(shè)計(jì)出新擺臂結(jié)構(gòu)。對(duì)優(yōu)化前后的擺臂進(jìn)行模態(tài)分析和彎曲剛度計(jì)算，結(jié)果表明：在擺臂質(zhì)量增加不大的前提下固有頻率和彎曲剛度提高明顯。

（3）對(duì)新擺臂下的整車模型進(jìn)行瞬態(tài)分析表明：擺臂的剛度使主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角已經(jīng)滿足經(jīng)驗(yàn)值的要求，前輪外傾角的負(fù)角度優(yōu)化后較優(yōu)化前減小了一半左右，而前輪前束角在滿載和空載工況下的角度分別減小了25%和50%，已經(jīng)很接近經(jīng)驗(yàn)值，比優(yōu)化前得到很大改善，也將大大減小輪胎的磨損。這說(shuō)明新設(shè)計(jì)的擺臂對(duì)前輪外傾角和前輪前束角的改善明顯，解決了工程中擺臂的設(shè)計(jì)對(duì)定位參數(shù)的影響問(wèn)題。

[1]秦洪武，劉軍.多連桿式前懸架的轉(zhuǎn)向定位參數(shù)仿真計(jì)算研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與研究，2002(3)：19-20.Qing Hongwu，Liu Jun. Analysis of Kingpin Axis of Multi-link Front Suspension [J].Mechanical Design and Research，2002(3)：19-20. (in Chinese)

[2]褚志剛，鄧兆祥，胡玉梅.汽車前輪定位參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].重慶大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2003(2)：86-89.Chu Zhigang，Deng Zhaoxiang，Hu Yumei. Optimization of Vehicle Frontal Wheel Orientation Parameters[J].Journal of Chongqing University(Natural Science Edition)，2003(2)：86-89.(in Chinese)

[3]姬鵬，朱天軍，王磊磊.車輪跳動(dòng)對(duì)定位參數(shù)影響仿真分析[J].河北工程大學(xué)報(bào)，2007(6)：59-61.Ji Peng，Zhu Tianjun，Wang Leilei. Analysis on Influence of Alignment by Wheel Travel[J]. Journal of Hebei University of Engineering，2007(6)：59-61.(in Chinese)

[4]陳曉平，胡如夫.基于行駛工況的汽車前輪定位參數(shù)仿真分析[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2009(6)：28-33.Chen Xiaoping，Hu Rufu.Simulation Analysis of Automobile Front-wheel Alignment Parameters Based on Driving Cycle[J]. Tractor & Farm Transporter，2009(6)：28-33. (in Chinese)

[5]劉新田，黃虎，趙禮輝.下橫臂橡膠襯套剛度對(duì)車輪定位參數(shù)影響分析[J].現(xiàn)代制造工程，2010(9)：62-67.Liu Xintian，Huang Hu，Zhao Lihui. Influence of Front Double Wishbone Independent Suspension Performance on Rubber Bushing Stiffness of the Wishbone[J]. Modern Manufacturing Engineering，2010(9)：62-67. (in Chinese)