韓振

(山東交通學院,山東 濟南250357)

1 概述

近年來，高操縱穩(wěn)定性、高安全性的汽車已經(jīng)成為汽車制造企業(yè)和汽車使用者共同的追求[1]。由于過去多采用類比或經(jīng)驗方法設計，設計存在很大的盲目性，導致車輛干涉轉向角的變化常存在一些不盡合理之處。為此，本文以ADAMS仿真軟件為手段，以參數(shù)最優(yōu)為目的，對某越野車進行了仿真分析，為車輛性能優(yōu)化提供了參考。

2 轉向梯形斷開點的設計

該越野車前懸架采用平行式雙叉臂獨立懸架，彈性元件為油氣簧，建立的懸架三維PROE模型如圖1所示。轉向系統(tǒng)采用平行桿斷開式轉向梯形，轉向器為整體式循環(huán)球動力轉向器。初步確定轉向梯形斷開點位置采用三心定理設計方法[2]。

圖1 越野車前懸架左側三維模型

轉向梯形斷開點位置的計算如圖2所示，E、G為懸架主銷的上下球鉸，C、D為上下橫臂與車架的轉動鉸接點，U為轉向節(jié)與轉向直拉桿的外球鉸，T為所要計算的轉向梯形斷開點。

圖2 轉向梯形斷開點位置的計算

整車采用右手坐標系，原點為前橋中心，X軸指向車后方，Y軸指向車右方，Z軸向上。懸架各點的位置坐標如表1所示，經(jīng)計算初步得出斷開點T的坐標為（230,-271.4 ，-16）。

表1 懸架各點的位置坐標

3 懸架試驗臺仿真分析

懸架系統(tǒng)與轉向系統(tǒng)的匹配實物圖如圖3所示，利用ADAMS/CAR模塊建立懸架試驗臺仿真模型，如圖4所示。建立模型時的輸入?yún)?shù)主要有硬點的位置、部件的質量、彈簧剛度曲線、輪胎無負載半徑等。將初步計算出的斷開點作為輸入，執(zhí)行懸架雙輪跳仿真，仿真結果如圖5所示。

圖3 懸架系統(tǒng)與轉向系統(tǒng)的匹配實物圖

圖4 懸架試驗臺仿真模型

圖5 干涉轉向角隨懸架跳動行程變化的仿真結果

對仿真結果進行分析：設計位置為上跳0mm處的干涉轉向角0.1 度。汽車直線行駛時車輪干涉轉向角為零是比較有利的，即具有最低的輪胎磨損和滾動阻力[3]，因此設計位置的干涉轉向角趨近于零是比較理想的狀態(tài)。另外懸架上跳過程中干涉轉向角是一直增大的。理想的干涉轉向角隨懸架上跳呈現(xiàn)減小的趨勢，且前束值多為弱負數(shù)，這樣有利于獲得側傾不足轉向特性[4]，進而提高車輛的操縱穩(wěn)定性。綜上所述，干涉轉向角變化曲線需要進行優(yōu)化。

4 基于ADAMS/CAR模塊的分析優(yōu)化

修改橫臂外點E、G的坐標，進而改變主銷中心線的位置，然后重新計算斷開點的位置。以斷開點的Y、Z坐標為設計因素（X坐標是車輪內外輪轉角關系的主要影響因素，因此這里不作為干涉轉向角優(yōu)化的設計因素）[5-6]，以干涉轉向角的最大值為優(yōu)化目標，利用Insight模塊和car模塊相結合的方法，對斷開點的位置再度優(yōu)化，得到最終優(yōu)化后的硬點位置如表2所示。

表2 懸架各點的位置坐標

得到的仿真結果如圖6所示，某型號越野車干涉轉向角隨懸架跳動變化如圖7所示。從分析結果及兩者對比來看：設計位置的干涉轉向角為0.05 度，某型號越野車設計位置干涉轉向角為0度；懸架上跳過程中前束呈弱負數(shù)，最小值為-0.15 度，整個懸架跳動范圍（-100mm，100mm）內干涉轉向角的數(shù)值變化在±0.5 度以內，優(yōu)化結果與圖5優(yōu)化前結果、圖7某型號越野車干涉轉向角相比，更加合理。

圖6 優(yōu)化后干涉轉向角隨懸架跳動變化仿真結果

圖7 某型號越野車干涉轉向角隨懸架跳動變化

5 結論

本課題首先利用傳統(tǒng)的經(jīng)典設計方法對轉向梯形的斷開點位置進行計算，然后建立ADAMS/CAR的仿真分析模型，通過結果分析及改進措施，優(yōu)化后的仿真結果對比可以看出，傳統(tǒng)的設計方法具有一定的參考價值，但還存在不足，即很難跟蹤懸架整個跳動行程內的前束變化。通過利用ADAMS軟件的仿真分析結果進行優(yōu)化設計，給設計人員的工作帶來方便的同時，使車輛懸架與轉向系統(tǒng)間的匹配更加合理可靠。本文還有不盡之處，即車輛設計位置的干涉轉角沒有做到最優(yōu)，仍需要后續(xù)的設計研究來解決不足之處。