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汽车的操作稳定性论文


第一章 绪论 1.1 课题研究的意义
根据路面的交通情况,汽车有时直线行驶,有时沿曲线行驶。在出现意外情 况时,驾驶员还要做出紧急的转向操作,以求避免事故。此外,汽车在行驶中还 不断受到地面不平和大风等外界因素的干扰。为此,汽车应具备良好的操纵稳定 性。在实际中,从驾驶员感性的角度描述,操纵稳定性不好的汽车通常有以下几 类表现: “飘” 。有时驾驶员并未发出指令,而汽车白己不断改变方向; “晃” 。 驾驶员给出稳定的转向指令,但汽车却左右摇摆,行驶方问难于稳定。汽车在受 到路面不平或忽然阵风的扰动时,也会出现这种感觉;3)“反应迟饨” ,驾驶员己 经发出指令相当长的时间,但汽车还没有反应或转向过程完成太慢; 4)“丧失路 感” 。正常汽车的转弯程度会通过方向盘在驾驶员的于上产生相应的感觉。有些操 纵性能不好的汽车,特别是在高速或转向剧烈的时候会丧失这种感觉。这会增加 驾驶员的操纵困难或影响驾驶员做出正确的判断;5)“失去控制” 。某些汽车在车 速超过一个临界值后或向心加速度超过定值之后,驾驶员已经完全不能控制其方 向。 随着道路的改善,特别是高速公路的发展,不仅轿车,连货车以 100 km/h 车 速行驶的情况也是常见的,而许多汽车设计时速更超过 200 km/h。随着汽车速度 的不断提高。汽车操纵稳定性的问题就显得更加突出。操纵稳定性不仅影响到汽 车驾驶的操纵方便程度,而且也是决定高速汽车安全行驶的一个主要性能,被称 之为“高速汽车的生命线” 。所以,汽车操纵稳定性的研究日益受到重视,成为现 代汽车研究中最重要的课题之一。 汽车控制是靠驾驶员对转向系统的操纵而进行的,在一般的操纵条件下能够 达到要求,但汽车处于恶劣工作状态或紧急状况时,汽车的控制往往比较困难, 而绝大多数交通事故就发生在这种非理想的驾驶状况下,所以在这些工况下增加 辅助控制以提高汽车操纵性、稳定性是十分必要的。

1.2操纵稳定性研究的概况
操纵稳定性研究的早期,一般采用经典力学分析方法,进行一些简单、局部 的校核计算,不能对车辆的整体性能进行评价和分析,不能对汽车设计提供直接

的指导。后来发展了一些基于简化模型和经验模型的计算与仿真,将汽车作为一 个完整的控制系统进行分析研究,得到了一些对操纵稳定性规律的重要认识。但 是, 由于模型过于简单,不能直接针对设计参数进行分析和优化。随着仿真技术 的不断发展以及仿真软件的不断成熟,操纵稳定性也更多地采用比较成熟的计算 机仿真理论和高性能的仿真软件进行分析研究,同时与计算机辅助设计软件相结 合直接指导和参与汽车设计参数的设计和优化。这种设计方法已经在国外汽车设 计领域得到了比较广泛的应用,国内也开始了这方面的研究,并逐步推向实用化。 在采用计算机仿真之前,首先要建立汽车的整车动力学模型。组成汽车动力 学系统的元件有轮胎、悬架、转向系统等,它们都明显具有非线性特性。因此, 所建立的模型也应该包括这些元件的非线性特性,整车模型应该是一多体动力学 模型。同时,驾驶员特性对操稳性也有较大的影响,必需建立一定的驾驶员模型, 将人一车一路作为一闭环系统进行研究。 驾驶员模型现在一般采用最优预瞄模型。 国内己在整车简化模型的基础之上进行了一些驾驶员模型在整车跟随特性中的影 响的研究;国外是将描述整车系统的动力学仿真软件加上驾驶员特性的控制计算 机仿真软件结合起来,从而得到人一车一路闭环系统的仿真模型。 近年来,随着多体动力学的诞生和发展,汽车建模方法出现了新的改变。由 于对汽车模型的精确度要求越来越高, 大型的多体系统动力学方程推导十分困难, 因而通用的多体仿真软件(如ADAMS等)逐渐被应用。 应用多体仿真软件建模将使汽 车每一部件看作是刚性体或弹性体,他们的连接是通过各种约束来描述,多体动 力学软件自动生成运动和动力学方程, 并利用软件内部的数学求解器准确的求解。 然而,多体模型包含的部件较多,有些参数难以测量,因而不能从整体上保证系 统的准确性;另外,复杂的模型在计算机上求解时运行较慢,使得仿真运算有一 定困难。 仿真技术领域里不断出现诸如人工神经网络、最优控制、模糊控制、虚拟现 实等新技术,这些新技术逐步应用到操纵稳定性研究中必将给操稳性研究带来质 的飞跃。 在汽车操纵稳定性建模中,存在许多非线性环节,利用人工神经网络技术, 结合实验数据进行建模,则可更好地模拟实际汽车,更好地掌握操纵稳定性规律。 采用人工神经网络建立的轮胎力学模型,可以比较精确地反映轮胎侧偏特性,大

大提高建模精度;利用人工神经网络建立驾驶员模型,可采用不同时刻、不同距离 的汽车运动轨迹与预期轨迹的误差值作为输入,输出前轮转角,这可使操纵稳定 性仿真结果更接近于实际行驶试验。 采用最优控制领域涌现的新寻优方法如遗传算法及人工神经网络设计的主动 悬架,可以获得不同工况下悬架系统控制力的最优值;利用最优控制、模糊控制或 模糊神经网络设计的汽车制动防抱死(ABS)系统, 可使汽车制动时的制动效能及方 向稳定性能获得极大的改善。利用虚拟现实技术可实现汽车操纵稳定性分析结果 的可视化,可进行不同道路工况下整车操纵性能及驾驶员反应的研究,以及驾驶 员训练等等。 综上,随着仿真技术自身的不断发展,随着仿真技术不断渗透到操纵稳定性 研究之中,必将使得建立的整车模型更逼近实车、且仿真结果、性能分析、指标 评价具有更好的实用性。 1.3课题的研究内容 本文针对汽车不等长双横臂独立前悬架及转向机构在设计过程中的运动学和 动力学问题, 运用ADMAS软件建立了不等长双横臂独立前悬架和整体式转向梯形模 型。在模型的建立过程中,将传统的解析方法与数值计算方法相结合,根据系统 各部分的特点灵活处理,简化了分析,提高了模型精度。模型建立后,通过实例 验证,保证了模型的正确性,并对模型进行动力性分析,给出结论。 论文的工作具有以下几方面的意义: (1)基于 ADAMS 的汽车转向系统参数化建模可以对转向系统的结构参数进行 优化,同时掌握系统的运动学特性和对操作稳定性至关重要的前轮定位参数变化 特性。 (2)分析悬架转向各个参数对车轮定位和悬架转向系统特性的影响程度。 (3)论文将建立动力学模型,对双横臂独立悬架转向系统进行动力学分析时 提供可靠的结论,从而简化分析过程。

第二章 汽车操纵稳定性

2.2 操纵稳定性概述
通常认为汽车的操纵稳定包含两个互相联系的部分, 在不能过分地降低汽车 的行驶车速或造成驾驶员过分紧张和疲劳的条件下满足:1)根据路面、地形和交 通情况的限制,汽车能够正确地遵循驾驶员通过操纵机构所给定的行驶方向,这 主要指操纵性。2)汽车在行驶过程中具有抵伉可能改变其行驶万向的各种干扰、 并保持稳定行驶的能力,这主要指稳定性两者很难断然分开,稳定性的好坏直接 影响操纵性的好坏,通常两者统称为操纵稳定性,并定义为:驾驶员不感到过分 紧张、疲劳的条件下,汽车能够遵循驾驶员通过转向系统及转向车轮给定的方向 行驶,且当遭遇外界干扰时,汽车抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。 汽车的操纵稳定涉及的问题较为广泛,需要用较多的物理参量从几个方面来 评价。表 1.1 给出了汽车操纵稳定性的基本内容及其评价用的物理参量 表 1.1 汽车操纵稳定性的基本内容和评价所用物理参量 基本内容 稳态横摆角速度—转向灵敏度、反应时 间、横摆角速度波动的无阻尼圆频率 1.方向盘角阶跃下进入的稳态响应— 共振峰频率、 共振时振幅比、 相位滞后、

转向特性,方向盘阶跃输入下的瞬态响 稳态增益 应 2.横摆角速度频率响应特性 共振峰频率、 共振时振幅比、 相位滞后、 稳态增益 3.回正性 回正后剩余横摆角速度与剩余横摆 角、达到剩余横摆角速度的时间 4.转向半径 5.转向轻便性 原地转向轻便性 低速行驶转向轻便性 高速行驶转向轻便性 最小转向半径 转向力、转向功

6.直线行驶性 侧向风稳定性 路面不平度稳定性 7.典型行驶性能 蛇行性能 移线性能 8.极限行驶能力 圆周行驶极限侧向加速度 9.抗侧翻能力 发生侧滑的控制性能

侧向偏移 侧向偏移

方向盘转角、转向力、侧向加速度、横 摆角速度、侧偏角、车速

极限侧向加速度 极限速度 回至原来路径所需时间

表 1.1 中,方向盘角阶跃下进入的稳态响应、横摆角速度频率响应特性、转向半 径等的主要评价参量是论文设计控制系统、仿真实验中评价系统的重要依据,多 数仿真实验的条件正是依据典型行驶工况而设计的。论文中涉及的有关概念,下 文会做进一步解释。目前操纵稳定性的评价上要靠试验评价,常见的有:角阶跃试 验、角脉冲试验、正弦角输入试验、回正性试验、定方向盘转角试验等。 2.2 转向系统与的作用、分类、组成、 统与的作用 2.2 转向系统与的作用、分类、组成、特点 2.1.1 汽车转向系的作用 汽车上用来改变或恢复其行驶方向的专设机构称为转向系。汽车在行驶过程 中经常需要改变行驶方向(即转向)时, 驾驶员通过汽车转向系使汽车转向桥(一般 是前桥)上的车轮(转向轮)相对于汽车纵轴线偏转一定角度。另外,当汽车直线行 驶时,转向轮往往会受到路面侧向干扰力的作用而自动偏转,改变了汽车原来的 行驶方向。此时,驾驶员可以通过汽车的转向系统使转向轮向相反的方向偏转, 恢复汽车原来的行驶方向。因此对转向系提出的要求有: 1)汽车转弯行驶时,全部车轮应绕瞬时转向中心旋转,任何车轮不应有侧滑。 不满足这项要求会加速轮胎磨损,并降低汽车的行驶稳定性。 2)汽车转向行驶后,在驾驶员松开转向盘的条件下不变方向,并稳定行驶。 3)汽车在任何行驶状态下,转向轮不得产生自振。 4)转向传动机构和悬架导向装置共同工作时,转向盘没有摆动。 5)保证汽车较高的机动性,具有迅速和小转弯行驶能力。 6)操纵轻便。

7)转向轮碰撞到障碍物以后,传给转向盘的反冲力要尽可能小。 2.1.2 汽车转向系的分类 汽车转向系按转向动力源的不同,分为机械转向系和动力转向系两大类。 机械转向系是以驾驶员的体力(手力)作为转向动力的转向系,其中所有传力 部件是机械的,图 2-1 所示的就是轿车的机械转向系[1]。需要转向时,驾驶员对转 向盘 1 施加一个转向力矩, 该力矩带动转向轴 2 输入转向器 8, 从转向盘到转向轴 这一系列部件和零件即属于转向操纵机构。作为减速传动装置的转向器中有 1—2 级减速传动副(图中所示转向器为单级减速传动副),经转向器放大后的力矩和减 速后的运动传到转向横拉杆 6,再传给固定于转向节 3 上的转向节臂 5,使转向节 和它所支承的转向轮偏转,从而改变了汽车的行驶方向。这里,转向横拉杆和转 向节臂属于转向传动机构。目前,许多国内、外生产的新车型在转向操纵机构中 采用了万向传动装置(转向万向节和转向传动轴),这有助于转向盘和转向器等部 件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数,便可 满足各种变型车的总布置要求,即使在转向盘与转向器同轴线的情况下,其间也 可采用万向传动装置,以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体(驾驶室、车 架)的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。

图 2-1 机械转向系示意图

图 2-2 液压式动力转向系示意图

动力转向系是兼用驾驶员体力和发动机动力为转向动力的转向系。它是在机 械转向系的基础上加设一套转向动力装置而形成的,现在常用的是液压式和电动 式。在正常情况下,汽车转向所需能量只有一小部分由驾驶员提供,而大部分是 由发动机通过转向加力装置提供的,但在转向加力装置失效时,一般还应当能由

驾驶员独立承担汽车转向任务。 图 2-2 所示为一种液压式动力转向系的组成和液压转向加力装置的管路布置 示意图 。其中属于转向加力装置的部件是:转向油泵 5、转向油管 4、转向油罐 6 以及位于整体式转向器 10 内部的转向控制阀及转向动力缸等。当驾驶员转动转 向盘时,转向摇臂 9 摆动,通过转向直拉杆 11、横拉杆 8、转向节臂 7,使转向轮 偏转,从而改变汽车的行驶方向。与此同时,转向器输入轴还带动转向器内部的 转向控制阀转动,使转向动力缸产生液压作用力,帮助驾驶员转向操纵。这样, 为了克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩,驾驶员需要加于转向盘上的转向力 矩比采用机械转向系时所需的转向力矩小的多。 另外,采用动力转向系还可提高汽车行驶的安全性:包括我国在内的大多数 国家都规定车辆右侧通行,相应地转向盘安置在驾驶室的左侧,这样驾驶员的左 方视 野较广阔,有利于行车安全。为 使汽车在转弯时减少附加阻力和 轮胎磨损,汽车转 向时各个
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车轮都应作纯滚动。此时,各轮 的轴线必须相交于一点, 见图 2-3 所示 。 O 称为汽车的转向中心, 点 该中心随驾驶员操纵的前轮转角 的变化而变化,因此也称为瞬时 转动中心。由图 2-3 可看出,这时汽车的内转向轮偏转角略大于外转向轮偏转角, 两者的关系是: ctgα-ctgβ=B/L 式中:B——两侧主销间的距离; L——汽车轴距; α——内侧转角; β——外侧转角; 上式成为转向梯形理论特性关系[2]。 从式中可以看出, 每对应一个内轮偏转角, 就有一个对应的外轮偏转角,为此必须精心确定转向传动机构转向梯形的几何参 图 2-3 双轴汽车转向示意图

数。但是迄今为止,所有汽车的转向梯形实际上都只能保证在一定的车轮偏转角 范围内,使两侧车轮偏转角大体上接近上述关系。 由转向中心 O 到外转向轮与地面接触点的距离称为汽车转弯半径。 愈小, R 则 汽车在转向时所需的场地面积就愈小,汽车的机动性也愈好,当外转向轮偏转角 达到最大值时,转弯半径最小。转向轮内轮的最大偏转角约在 34?—42? 之间,最 小转弯半径一般约为 5m—12m 。 对于只用前桥转向的三轴汽车,由于中桥和后桥车轮的轴线总是平行的,故 不存在理想的转向中心。如图 2-4 所示 ,它是在中、后桥轴线等距离处作一假想 平行线,与前轮轴线相交于一点 O,形成纯滚动中心。转向时所有车轮均绕 O 点滚 动,在这种情况下,只有前轮作纯滚动,而中、后桥车轮在滚动的同时还伴有轻 微的横向滑移。转向盘转角与同侧转向节臂带动的车轮偏转角之比称为转向系角 传动比;而转向盘转角和转向摇臂摆角 称为转向器角传动比;转向摇臂摆角与 同侧转向节带动的转向轮偏转角之比称 为转向传动机构角传动比 。 转向系角传动比愈大,则克服一定 的地面转向阻力矩所需的转向盘上的转 向过大将导致转向操纵不够灵敏、即转 向盘转动的因数增加,转向传动机构角传 动比一般为 1 左右。汽车直线行驶中,转 图 2-4 三轴汽车
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向轮会受到偶然出现侧反力而发生意外偏转,从而使汽车意外地转向为了使汽车 能稳定地保持直行方向,要求转向轮偶然发生偏转后,能立即自动回复到直线行 驶的位置,车轮定位即是保证转向轮自动回正性能的结构措施之一。此外,悬架 导向机构的结构和布置以及轮胎的横向和侧向刚度都对汽车的转向操纵性有很大 影响。 2.1.3 汽车转向系的组成 尽管现代汽车中转向系的结构形式多种多样,但都包括转向操纵机构、转向 器(齿轮齿条式、循环球式、蜗杆曲柄指销式)和转向传动机构三个基本组成部 分。

转向操纵机构是驾驶员操纵转向器的工作机构,主要有转向盘、转向轴、转 向柱等组成。转向器是将转向盘转动变为转向摇臂的摆动或齿条轴的直线往复运 动,并对转向操纵力进行放大的机构。转向器一般固定在汽车车架或车身上,转 向操纵力通过转向器后一般还会改变传动方向。东风车机械操纵转向传动机构是 将转向器输出的力和运动传给车轮,使左、右车轮按照一定关系进行偏转的机构, 以实现汽车顺利转向。有的汽车如桑塔纳、奥迪等,其转向传动机构中还装转向 减振器。转向传动机构的组成和位置因转向器的结构形式、安装位置和悬架类型 而异。 2.2 转向梯形 转向梯形有整体式和断开式两种,选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架 采用何种方案有联系。无论采用哪—种方案,必须正确选择转向梯形参数,做到 汽车转弯时,保证全部车轮绕—个瞬时转向中心行驶,使在不同圆周上运动的车 轮,作无滑动的纯滚动运动。同时,为达到总体布置要求的最小转弯直径值,转 向轮应有足够大的转角。 2.2.1 整体式转向梯形 整体式转向梯形梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单,调 整前束容易,制造成本低;主要缺点是—侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧 转向轮,如图 2-5 所示[3]。在前桥仅为转向桥的情况下,由转向横拉杆 1 和左、右 梯形臂 2 组成的转向梯形,一般布置在前桥之后。当转向轮处于与汽车直线行驶 相应的中立位置时,梯形臂与横拉杆在与道路平行的平面(水平平面)内的交角大 于 90 。在发动机位置较低或转向桥兼充驱动桥的情况下,为避免运动的干涉,往 往将转向梯形布置在前桥之前,此时上述交角小于 90 。 当汽车前悬架采用非独立悬架时,应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯 形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱 动汽车,常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸,因而会与 车轮或制动底板发生干涉所以布置上有困难。为了保护横拉杆免受道路面不平物 的损伤,横拉杆的位置应尽可能拉杆布置高些,不要低于前轴高度。

图 2-5 方案之一

整体式转向梯形图

图 2-6

断开式转向梯形

1—转向横拉杆;2—转向梯形臂;3—汽车前轴长度; 2.2.2 断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的称之为断开式转向梯形, 2-6 所示断开式转向 图
[3] 梯形方案之一 。断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合,能

够保证一侧车轮上、下跳动时,不会影响另—侧车轮;与整体式转向梯形比较,由 于杆系、球头增多,所以结构复杂制造成本高,并且调整前束比较困难。横拉杆上 断开点的位置与独立悬架形式有关。 2.3 整体式转向梯形机构运动分析 汽车转向传动机构包括转向梯形和转向梯形驱动机构, 其中转向梯形驱动机 构是指由图 2-7 所示[3],转向摇臂 OA、直拉杆 AB 和转向节臂 BC 等组成的驱动转 向梯形完成转向任务的连杆机构。 转向梯形驱动机构的空间布置要受前悬 架运动学特性的影响, 若布置不好, 它将和前 悬架产生运动干涉, 引起前轮摆振、 制动转向 和跑偏等; 同时梯形驱动机构又影响着梯形机 构的力和转角的传递, 对转向力均匀性有很大 影响,若布置不好,将直接导致左右转向极限 图2-7 转向传动机构示意图

的转向力不相等,使最大转向力增大,影响转向轻便性。转向梯形机构是使汽车 转向时左右前轮得到合理的偏转角匹配。

2.3.1 汽车内外转向角度的理论关系 汽车使用转向装置,必须保证所有车轮在转向过程中都处于滚动而无滑动, 从而保证转向操作的轻便和稳定,提高轮胎的使用寿命。为实现上述要求,汽车 上都设置了有前轴、左右梯形臂和转向横拉杆组成的转向梯形机构,但实际上转 向梯形机构并不完全保证在转向轮偏转角范围内作中心圆周运动。 汽车转弯时,内、外转向轮的转角应符合一定的关系,通常这种关系是依据 阿克曼原理靠优化设计梯形机构予以保证的。长期以来人们期望汽车内、外转向 轮的实际转角能与阿克曼转角相一致, 但由于现代汽车转向梯形机构的自身特点, 以及汽车的使用性能要求,其实际转角与阿克曼转角间存在一定的偏差,且不同 类型的汽车其差值也不尽相同。 阿克曼原理的基本观点是:汽车在转弯行驶过程中,欲保证轮胎与地面间处 于纯滚动而无滑移现象产生,则每个车轮的运动轨迹都必须完全符合它的自然运 动轨迹(见图2-8)。对于两轴车而言,亦即全部车轮绕同一瞬时转向中心O回转, 瞬时转向中心始终在后轮轴线的延长线上。由阿克曼原理而确定的内、外转向轮 转角的关系为: ctgα-ctgβ=k/L (1)

式中:α—汽车前外轮转角; β—汽车前内轮转角; k—两主销中心线延长 线到地面交点之间的距 离; α车轮臂; L—轴距。 此时的最小转弯半径Rmin= L/ sinαmax+α;αmax-外转向轮最大 理论转角;α车轮转臂;L—轴距。 汽车在转向过程中,保证内、外转 图 2-8 内、外转向轮转角的关系

向轮转角符合(1)式,其转向机构应当是一个特殊的梯形机构[4]。而目前汽车上普 遍采用的转向梯形机构,在转向过程中,无法保证内、外转向轮转角的关系始终 满足(1)式,只是在常用小转角范围内比较接近。当β=0.7βmax时,其平均相对 误差最小。其实,现代汽车内、外转向轮的实际转角并不完全符合阿克曼关系式。

(1)按等侧向力原则确定的内外轮转角关系 上述阿克曼原理下的转角关系是以汽车前轮定位角都等于零,行驶系统为刚 性, 汽车行驶过程中无侧向力为假设条件的弹性轮胎按阿克曼原理设置梯形机构, 由于转弯时侧向力的影响,造成轮胎变形,产生侧偏角。此时转弯瞬时中心不在 后轮轴线延长线上(见图2-9), 而相 交于0 点。由于汽车转弯时,各车 轮只能沿同一个回转中心运动,在 转弯离心力的作用下,车轮向离开 转向中心方向侧偏,且内侧车轮的 侧偏角 δ1、 δ2总大于其外侧车轮 的侧偏角δ3、δ4,所承受的侧向力前者 内外轮转角关系 也大于后者。因此,内轮侧滑的可能性较大,造成内轮轮胎磨损加剧。 (2)按等单位侧向力原则确定的内外轮转角关系 现代汽车由于最高车速的不断提高,加之普遍使用弹性较大的子午线轮胎, 高速汽车、特别是小型客车和轿车,在转向过程中,其外轮实际转角比按上述等 侧向力原则确定的转角还要大。目的是通过增大外轮转角,使外轮侧偏角大于内 轮侧偏角,其侧向力前者也大于后者。当考虑转弯过程中,因轮胎垂直负荷的转 移而造成的内轮负荷减少、外轮负荷增加的影响后,可以使在一定车速及转弯半 径下,内、外轮侧向力与相应的垂直负荷的比值大致相等。这样,当轮胎弹性大 及转弯车速高时可使内、外轮都能同样最大限度地利用附着力,而不致使内轮先 侧滑,这对高速行驶车辆的转向稳定性非常有利。增大外轮转角还可以获得更小 的转弯半径,从而可以改善高速车辆的通过性能。试验研究表明:外轮实际转角 与理论转角之间,每1度的转角差可使转弯半径减小约0.O5m。当外转向轮的实际 转角大于其理论转角时,最小转弯半径Rmin可由下式确定 Rmin=L/sinαmax+α-0.05?α 式中:αmax—外转向轮最大理论转角;?α—几何转角差,其值为外轮最大 实际转角与上述理论转角αmax的差值;α—车轮转臂[4]。 图2-9 按等侧向力原则确定

当然, 外转向轮转角增大后, 汽车转 向时车轮不是纯滚动,从而增大了由转向 引起的轮胎磨损,因此对轮胎的性能要求 较高。等单位侧向力原则下外轮实际转角 与理论转角的最大差值一般不小于6 度。 图2-10是河北胜利客车厂引进日本技术设 计生产的SL6400A轻型客车内、 外转向轮实 际转角与理论转角关系的曲线。该车属轻 向轮实 型客车,转弯车速较高,在极限转角(αmax 曲线 = 30.1?,βmax=34.7?)时,外轮实际转角与理论转角的差值为4.13,符合上述原 则 。 2.3.2 整体式转向梯形机构内外轮转角数学公式的推导 整体式转向梯形机构为空间梯形,但为了计算方便,将其假设为一个平面梯 形。平面梯形机构示意图如图2-11所示[6]。 设梯形ABCD为汽车直线行驶时转向梯形机构所处的位置, 当汽车向左转弯时, 其内轮转角为α,外轮转角为β,转向梯形机构则处于新的位置ABC’D’。 在三角形AB D中可以得出 d2=M2+m2 一2Mmcos(θ-α) 因d/sin(θ-α)=m/sinγ
-1 则γ= sin [sin(θ-α)/d] ’ [5]

图2-10 SL6400A轻型客车内、外转

际转角与理论转角关系的

d=(M2+m2 一2Mmcos(θ-α))1/2 则sinγ=msin(θ-α)/d

在等腰梯形ABCD中 三角形 B’C’D’中 L2=d2+m2-2dmcos(θ+β?γ) 令 ζ=θ+β?γ β=ζ+γ-θ (2)

L=M-2mcosθ

cos(θ+β?γ)=(d2+m2-L2)/2dm 则 ζ=cos-1[(d2+m2-L2)/2dm]

上述 β 角为由转向梯形 ABCD 所确定,当内轮转角为 α 时,得外轮转角 β。 转向梯形机构理想的内外轮转角的数学公式:从转向运动学的角度来看,两

轴汽车转向时,若忽略轮胎侧偏的影响,两转向前轮轴的延长线应交在后轴延长 线上,如图2-12所示 。 令 β 实际=ζ+γ-θ ctgβ=N+K/L ctgα=N/L
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ctgβ-ctgα=N+K/L-N/L=K/, β 理论=tg-1[L·tgα/(L+K·tgα)] (3) 以上(2)、 (3)式分别确定了当内轮转角为α时所得外轮的转角β实际和转角β理
[6] 论



图 2-11 平面转向梯形机构示意图 角示意图 M一汽车直线行驶时,过两转节臂球销中心向 轮转角; 两主销轴心线所决定的平面所作垂面和两主 长线到地面交 销轴心线相交的两交点的距离;θ一梯形底角; α一汽车转弯时内轮转角;β—汽车转弯时外轮转角; m一梯形臂长,γ— ∠ ADB’

图 2-12 内外轮转

β一外轮转角;α一内

K—两主销中心线延

点的距离;L一轴距。

第三章 悬架的作用、分类、 3.1 悬架的作用、分类、特点 3.1.1 悬架的作用

汽车悬架的介绍 汽车悬架的介绍

汽车悬架是汽车重要的组成部分,它是连接车轮与车架的弹性传力装置。不

仅承受作用在车轮和车体之间的力,还可以吸收与缓和汽车在不平的路面上行驶 时,所产生的振动和冲击,从而提高乘坐的舒适性,延长机件的寿命。 3.1.2 悬架的组成 现代汽车的悬架尽管各有不同的结构形式,但一般都是由弹性元件、减振器 和导向机构三部分组成,这三部分分别起缓冲、减振和力的传递作用。轿车上来 讲,弹性元件多采用螺旋弹簧,它只承受垂直载荷,缓和不平路面对车体的冲击, 具有占用空间小,质量小,无需润滑的优点,但没有减振作用。采用减振器是为 了吸收振动,使汽车车身振动迅速衰弱(振幅迅速减小) ,使车身达到稳定状态。 减振器指液力减振器,是为了加速衰减车身的震动,它是悬架机构中最精密和复 杂的机械件。导向机构在轻型汽车中,也是连接车架(或车身)与车桥(或车轮) 的结构,除了传递作用力外,还能够使车架(或车身)随车轮按照一定的轨迹运 动。传力装置是指车架的上、下摆臂等叉形钢架、转向节等元件,用来传递纵向 力、侧向力及力矩,并保证车轮相对于车架(或车身)有确定的相对运动规律。 (1)弹性元件的种类 钢板弹簧:有多片不等长和不等曲率的钢板叠合而成,安装好后两端自然向 上弯曲。钢板弹簧除具有缓冲作用外,还有一定的减振作用,纵向布置时还具有 导向传力的作用,非独立悬挂大多采用钢板弹簧做弹性元件,可省去导向装置和 减震器,结构简单。 螺旋弹簧:只具备缓冲作用,多用于轿车独立悬挂装置。由于没有减震和传 力的功能,还必须设有专门的减振器和导向装置。 油气弹簧:以气体作为弹性介质,液体作为传力介质,它不但具有良好的缓 冲能力,还具有减震作用,同时还可调节车架的高度,适用于重型车辆和大客车 使用。 扭杆弹簧:将用弹簧竿做成的扭杆一端固定于车架,另一端通过摆臂与车轮 相连,利用车轮跳动时扭杆的扭转变形起到缓冲作用,适合于独立悬挂使用。 (2)减震器 减振器是悬架的阻尼元件, 它可将车轮与车身相对运动的机械能部分地转变为 油液或摩擦表面的热能并散发出去,从而迅速衰弱振动。现代轿车的悬架都有减 震器, 多采用筒式减震器,利用油液在小孔内的节流作用来消耗振动能量。减震

器的上端与车身或者车架相连,下端与车桥相连,多数为压缩和伸张行程都能起 作用的双作用减震器。当轿车在不平坦的道路上行驶,车身会发生振动,减震器 能迅速衰减车身的振动,利用本身的油液流动的阻力来消耗振动的能量。当车架 与车轴相对运动时,减震器内的油液会通过一些窄小的空、缝等通道反复地从一 个腔室流向另一个腔室, 这种阻力工程上称为阻尼力 。 阻尼力会将车身的机械能 转化为热能,并被油液和壳体所吸收。人们为了更好的实现轿车的行驶平稳性和 安全性,将阻尼系数不固定在某一数值上,而是能随轿车运行的状态而变化,使 悬架性能总是处在最优的状态附近。因此,有些轿车的减震器是可调式的,将阻 尼分成两级或三级,根据传感器信号自动选择所需要的阻尼级。 3.1.3 悬架的分类 (1)非独立式悬架 两侧车轮安装于一根整体式车桥上,车桥通 过悬挂与车桥相连(如图示 3-1) 。这种悬挂结构 简单, 传力可靠, 但两轮受冲击震动时互相影响。 当汽车行驶在左右倾斜的凹凸面上时,非独立悬 架车辆的车体发生明显的倾斜,而且由于非悬挂 质量较重,悬挂的缓冲性能较差,行驶时汽车震 图 3-1 非独立式悬架
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动、冲击较大。该悬挂一般多用于载重汽车、普通客车和一些其他车辆上。 (2)独立式悬架 汽车的每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上, 车桥采用断开式, 中间一段固定于车架或车身上,此种悬挂两边车轮受冲击时互不影响,而且由于 非悬挂质量较轻,缓冲与减震能力很强,乘坐舒适,如图示 3-2 所示[7]。

图 3-2 四种基本类型的独立悬架示意图 独立悬架各项指标都优于非独立式悬挂,但该悬挂结构复杂,而且还会使驱 动桥、转向系变得复杂起来。但采用独立悬架,明显提高乘坐舒适性,并且在高 速行驶时提高汽车的行驶稳定性,而且越野车辆、军用车辆和矿山车辆,在坏路 和无路的情况下,可保证全部车轮与地面的接触,提高汽车的行驶稳定性和附着 性,发挥汽车的行驶速度。 根据导向机构特点分为:单纵臂式、双纵臂式、单横臂式、双横臂式、单斜 臂式、烛式和麦弗逊式等几种。 按照弹性元件的种类,汽车悬架又可以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、 扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等。 按照作用原理,可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。 随着汽车行驶性能的不断提高,非独立悬架已不能满足行驶平顺性和操纵稳定性 等方面提出的要求,因此独立悬架获得了很大的发展。 (1)双横臂式独立悬架 双横臂式独立悬架按其上、下横臂的长短又可分为等长双横臂式和不等长双 横臂式两种,如图 3-3(a)(b)所示。 、

图 3-3

a)等长双横臂式

b) 不等长双横臂式

等长双横臂式悬架在其车轮作上、下跳动时,图 3-4 所示(a)可保持主销倾 角不变,但轮距却有较大的变化,会使轮胎磨损严重,故已很少采用,多为不等 长双横臂式悬架所取代。后一种形式的悬架在其车轮上、下跳动时,只要适当地 选择上、下横臂的长度并合理布置,即可使轮距及车轮定位参数的变化量限定在 允许范围内。这种不大的轮距改变,不应引起车轮沿路面的侧滑,而为轮胎的弹 性变形所补偿。因此,不等长双横臂式独立悬架能保证汽车有良好的行驶稳定性, 已为中、高级轿车的前悬架所广泛采用。 当上、下横臂长度之比为 0.55 一 0.65 时, 3-4(b)所示的车轮平 图 面倾角 k 应不大于 5? 一 6? 而?? 应 不大于 4—5mm(轮胎弹性变形的允许 尺寸),即可使轮距及车轮定位参数 的变化量限定在允许范围内[7]。这种 不大的轮距改变, 不应引起车轮沿路 面的侧滑, 而为轮胎的弹性变形所补 偿。 图 3-4 所示的车轮平面倾角 图 3-5 为不等长双横臂式前独立悬架的一种典型结构图,以及无转向主销式 不等长双横臂独立悬架的结构图[7]。 不等长双横臂悬架的突出优点在于设计的灵活 性,可以通过合理选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂(或称为控制臂)的 长度,使得悬架具有合适的运动特性(亦即当车轮跳动或车身侧倾时,车轮定位角 及轮距的变化能尽量满足设计的要求),并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。为 了隔离振动和噪声并补偿空间导向机构由于上、下横臂摆动轴线相交带来的运动

干涉,在各铰接点处一般采用橡胶支承。

图 3-5 不等长双横臂式前独立悬架 显然,各点处受力越小,则橡胶支承的变形越小,车轮的导向和定位也就越 便于分析。当然,上、下横臂各铰接点位置的确定还要综合考虑布置是否方便以 及悬架的运动特性是否合适。

双横臂悬架可采用螺旋弹簧、空气弹簧、扭杆弹簧或钢板弹簧作为弹性元件, 最常见的为螺旋弹簧。双横臂悬架一般用作轿车的前、后悬架,轻型载货汽车的 前悬架或要求高通过性的越野汽车的前、后悬架。 从 20 世纪 80 年代后期开始, 为了提高行驶安全性,越来越多的高级轿车后悬架采用双横臂结构。 图3-6为红旗轿车的双臂式独立悬架 ,该轿车采用球头结构代替主销,属于 无主销式,即上、下球头销的连心线相当于主销轴线,转向时车轮即围绕此轴线 偏转。主销后倾角由移动上摆臂在摆臂轴上的位置来调整,而上摆臂的移动是通 过上摆臂轴的转动实现的。前轮外倾角由加在上摆臂轴与固定支架间的调整垫片 调整。主销内倾角和车轮外倾角的关系已被转向节的结构所确定,故调整车轮外 倾角以后,主销内倾角自然正确,悬架的最大变形由上下分置的两个缓冲块来限 制。路面对车轮的垂直力依次通过转向节、下球头销、下摆臂和螺旋弹簧传到车 架。纵向力、侧向力及其力矩均由转向节及导向机构——上、下摆臂及上、下球 头销来传递。为了可靠地传递纵向力、侧向力及其力矩,必须使悬架具有足够的 纵向和侧向刚度。为此,上、下两摆臂都是叉形的刚性架,其内端为宽端,外端 为窄端。
[7]

图 3-6 红旗轿车的前悬架 (2)麦弗逊式独立悬架 麦弗逊式独立悬架是最常见的前悬架方式,图3-7为麦弗逊式独立悬架结构
[7] 示意图 ,它将减震器和螺旋弹簧组合在一起装在前轴上,其上端与车身连接,下

端与转向节臂刚性连接。下摆臂一端与车身铰链连接,另一端通过球头销与转向 节下部连接。这种悬架的主销轴线是浮动的,前轮定位角由结构布置决定,由于 没有主销实体,可以增加两前轮内侧的空间,多用于发动机前置、前驱动的乘用 车上,如大众系列、本田、三菱、菲亚特乘用车及柳州五菱小型客车等。 这种悬架形式的构造比较简单,占用空间小而且操纵性也很好。其结构特点 如下: 1)该悬架下摆臂的运动范围靠橡胶支座的弹性变形来保证,因此受到外部干 扰时,下摆臂的橡胶支座能起到一定的稳定作用。 2)前悬架的螺旋弹簧有的做成鼓形,这样可避免在大载荷作用下,由于并圈 导致弹簧丝防腐层的破坏,从而延长了使用寿命。 3)减振器、弹簧和主销合为一体,形成前悬架的弹性支柱。支柱的上端与车 身挠性连接,即允许支柱以上支点为中心摆动,支柱下端与前轮毂相连,轮毂还 与支承在副车架上的下摆臂通过球头销连接,实现前轮的定位与导向。由于悬架 系统受力点分散,使每个点上受到的载荷相对较小,使用期间前轮定位变化较小。 4)前悬架的主销中心线与减振器中心线重合的通常为零主销偏移。主销后倾 角和车轮外倾角的调整可通过移动减振器下端或上端的固定螺栓来实现,前后移 动可改变主销后倾角,左右移动可改变车轮外倾角。 5)前悬架的主销中心线与减振器中心线不重合的通常为负主销偏移。这种悬 架减振器下端部分没有横向和纵向孔的定位盘,但减振器上端与承载式车身的连 接孔改成纵向长孔就可调主销后倾角;改成横向长孔则可调车轮外倾角。除此外 减振器下端的偏心螺栓,也可调车轮外倾角。 主销轴线延长线到轮胎接地点中心线的距离称为主销偏移距[8],转向时偏移 距越大,轮胎接地面的摩擦力也越大,转向越重。零主销偏移时前轴轴荷重心和 车轮中心线重合,从设计角度上讲主销轴线延长线距车轮中心越近转向越轻便, 零主销偏移最具有转向轻便的效果,麦弗逊悬架除少数为正主销偏移外,大都为 零主销偏移和负主销偏移。负主销偏移的悬架,主销延长线与地面的交点位于车 轮外侧,当前轴两车轮制动力矩不一致时,仍能够在一定程度上保证汽车直线行 驶的稳定性。在一侧车轮打滑或爆胎时,负主销偏移的车轮会自动地转向内侧, 具有不转动转向盘也能保证直线行驶的效果,提高了行驶的安全性。

图 3-7 轿车前悬架示意图 (4)烛式悬架 图3-8烛式悬架又称改进的麦弗逊式悬架,主销刚性地固定在悬架上,转向节 与套简4连接在一起。当车轮跳动时,转向节与套筒一起沿主销轴线移动。这种悬 架对于转向轮来说,在悬架变形时, 主销的定位角

不会发生变化,仅轮距、轴距稍有改变,因此有利于汽车的转向操纵和行驶稳定 性。但是侧向力全部由套在主销l上的长套筒4和主销承受,则套筒与主销之间的 摩擦阻力大,磨损严重。

图 3-8 烛式悬架示意图

3.2 前轮定位参数的作用

车轮定位有主销后倾角、主销内倾角、车轮外倾角和前束四个几何结构参数, 在汽车行驶中起着重要作用。 3.2.1 主销后倾角γ 图3-9所示[9], 转向节主销轴线或假想的主销轴线(某些独立悬架的汽车无实际 主销)在纵向平面内向后倾斜,与铅垂线所形成的夹角称为主销后倾角。主销后倾 角的作用在于当转向轮受外力影响偏离直线行驶方向时, 形成稳定力矩自动回正。 主销后倾角的获得一般是在安装时,通过悬架元件相互位置来保证的。主销 后倾角的存在可使转向轴线与路面的交会点在轮胎接地点的前方,可利用路面对 轮胎的阻力让车子保持直进,其原理就如购物推车的前轮会自动转至你施力的方 向并保持直进。由于汽车转向轮始终是围绕着主销旋转,并且前轴轴荷是通过主 销传给车轮的,那前轴的重心就在主销轴线和它的延长线上,由于主销轴线的延 长线与轮胎和地面的实际交点之间以保持有一定的距离,汽车转弯时转向轮便产 生了离心力,这种离心力引起地面对转向轮的侧向反作用力作用在轮胎与地面的 实际接触点上。汽车在转向时,不仅要克服轮胎与地面的摩擦阻力,同时也要克 服这一侧向反作用力。同样汽车在行驶过程中由于种种非人为因素造成转向轮产 生转向时,这种转向力必须大于主销后倾角带来的侧向反作用力,车轮才能真正 实现偏转,迫使转向轮发生偏转的外力消失后,侧向反作用力就可以帮助车轮自 动回正,这个侧向反作用力就是主销后倾角产生的回正力矩。侧向反作用力矩的 大小取决于主销后倾角轴线的延长线与轮胎和地面实际接触点的距离,以及行车 的速度。主销后倾角越大,车速越高,转向轮自动回正的力矩也就越大。 按照国内传统的汽车理论,主销后倾角越大,行驶中产生的离心力就越大, 防止车轮发生偏转的反向推力就越大,所以主销后倾角越大,汽车直线行驶的稳 定性就越好。但是主销后倾角越大,汽车转向时所需克服的反向推力也就越大, 转向就越重,所以主销后倾角一般不超过 3°[9]。此外,主销后倾角对转向轮的摆 振也起到很好的阻尼作用。 但过多地加大主销后倾角也会影响汽车行驶的稳定性, 在实践中发现,超过原设计,过多的加大主销后倾角,在高速行驶中会出现转向 发飘,左右牵引的故障。哲学上讲凡事都有度,量变多了就会发生质变。主销后 倾角过大,转向盘回正过快、过猛,超过了回正范围,到了另一侧继续回正,如 此反复就形成了高速行驶中转向发飘、左右牵引,这时适当降低主销后倾角即可

排除故障。

图 3-9 主销后倾角 γ 3.2.2 主销内倾角β β 图 3-10 所示 , 转向节主销轴线或假想的主销轴线在横向平面内向内倾斜, 与铅垂线所形成的夹角称为主销内倾角。 主销内倾角亦有使车轮自动回正的作用, 同时可使转向轻便。

图 3-10 主销内倾角 β 主销内倾角能帮助转向轮自动回正。前轮是围绕主销旋转的,而主销是向内 倾斜的。这就和我们居室的门一样,门是围绕门轴旋转的,门轴垂直时门也是垂 直的,门的底边在开门的过程中和地面的高度保持不变。而一旦门轴歪斜了,围 绕门轴旋转的门也就歪斜了。随着门开启角度加大,远离门轴一侧的底边与地摩 擦就越严重。 主销内倾使转向节距地面高度降低,距地面更近,重力作用使车辆高度被降 低,转向轮在转向时沿着倾斜的主销作弧线运动,就和围绕歪斜的门轴做弧线运 动一样,随着转向角和主销内倾角加大,轮胎外侧逐步加大路面的压力。汽车在 松软的路面上转向时,主销内倾角越大,转向角越大,转向轮外侧就压入地面越 多。在松软的路面上转弯时前轮的外侧部分陷入地下才可能实现转向。汽车在柏

油、水泥路面上行驶时,地面比轮胎更为坚硬,轮胎不可能陷入地下。于是,转 向时轮胎外侧给地面一个压力,地面就给它一个反作用力,在地面反作用力下, 转向轮连同它所承载的汽车前部都要抬起一个相应的高度,才能使它实现转向。 此外,汽车在直线行驶中遇到不平路面,对车轮造成冲击而使转向轮有偏离中间 位置的趋向时,必须克服汽车前轴轴荷的力量才能造成转向轮的偏转。当遇到的 只是小包、小坑时,偏转力矩不足以将汽车的前部抬起时,转向轮就不会发生偏 转。 汽车完成转向后,迫使汽车转向的外力消失后,前轮就会在前轴轴荷重力的 作用下,自动回到中间位置。从理论上讲主销内倾角越大,汽车的转向轮和整个 汽车的前半部分就抬得越高,转向轮的回正力矩就越强,因此汽车急转弯后,手 一松方向盘,车轮就能自动回正。如遇汽车低速行驶时转向轮直线行驶的稳定性 或自动回正性较差的故障时,或遇到小坑小包汽车无法保持直线行驶的故障时, 检修的重点应放在主销内倾角方面。主销内倾角的回正作用与车速无关,相反汽 车在中高速行驶时直线行驶的稳定性较差,或转向轮在中高速行驶时自动回正较 差时,检修的重点应放在主销后倾角方面。 3.2.3 转向轮外倾角α 转向轮安装时并非垂直于路面,车轮中心平面与铅垂线的夹角称为外倾角, 如图 3-11 所示。 作用及原理:转向轮外倾可使主销偏移距进一步减小,因而具有使转向轻便 的作用;同时,可使转向轮适应路面拱形,防止轮胎表面内外磨损不匀;此外, 还能防止车桥承受强荷变形时出现车轮内倾,减小轴端小轴承及轮鞍紧固螺母的 负荷,以延长其使用寿命。

图 3-11 转向轮外倾角 α 束 3.2.4 前束

图 3-12 转向轮前

从汽车的正上方向下看,由轮胎的中心线与汽车的纵向轴线之间的夹角称为 前束角,如图 3-12 所示。轮胎中心线前端向内收束的角度为正前束角,反之为负 前束角。总前束值等于两个车轮的前束值之和,即两个车轮轴线之间的夹角。 前轮前束的作用与原理:车轮外倾角使车轮只有在汽车承载后才能垂直于路 面,而在空载时车轮则向外倾斜,在行驶中车轮就成了锥体,左右车轮有向两边 滚开的趋势,但因前轴和横拉杆又是和左右车轮相连,这就造成了车轮的滑移。 为了抵消车轮向两边滚开的趋势,并最大限度地消除车轮的滑移,于是设计了前 轮前束,给车轮一个向内滚动的趋势,与车轮外倾造成向外滚开的趋势相抵消, 达到直线行驶的目的。前轮前束必须和前轮外倾角相匹配,前轮外倾角越大,前 束值就越大。如前轮外倾角为 1°,前轮前束通常为 1-5mm。前轮外倾角为 1°30 ?时,前轮前束值通常为 10-15mm[9]。麦弗逊悬架和烛式悬架这些前轮驱动的汽车 通常有一点负前轮外倾,即前轮内倾,行驶中前轮有一种向内侧滚动的不良趋势, 所以前轮往往设计为负前束,而这些前轮驱动车悬架的车轮内倾角很小,所以负 前束值也很小。 前束值误差过大的危害: (1)加大了轮胎的侧滑量。跑长途时爆胎大都是由于前束值超差过多所致。 汽车过侧滑板时侧滑量过大是由于前轮前束和前轮外倾角不合适造成的,而最常 见的是前轮前束不对。不仅前轮,后轮也存在侧滑问题。 新型汽车必须做四轮定位就是因为它们增加了后轮外倾角和后轮前束的设 计,这其中重要目的之一就是减少后轮的侧滑。正确的前束值是减少侧滑、延长 车轮寿命的有效方法之一。那些在胎冠和胎侧交角处出现锯齿形磨损,就是典型 的前束值超差过多所致。外侧胎肩处产生锯齿形磨损说明前束值过大;内侧胎肩 处产生锯齿形磨损说明出现了严重的反前束。无论是侧滑摩擦生热造成的爆胎, 还是软橡胶和硬地面反复摩擦造成的锯齿形磨损,出现这些故障的车轮的前束值 误差都在 15mm 以上。 3-13[10]的两条曲线分别表示了外倾角失准和前束失准对轮 图 胎磨损的影响:纵坐标是相对磨损率,横坐标是前束和外倾角。研究证明,在相

同的时间里,前束失准状态下轮胎磨损曲线比外倾角失准轮胎磨损曲线上升得要 快。而且外倾角不当磨损的是轮胎胎冠的一侧,而前束不当造成的磨损是整个轮 胎胎面拉锯齿状的损坏,这证明前束失准造成轮胎滚动时的摩擦比地面相对滑动 摩擦更严重。

图 3-13 外倾角失准和前束失准相对轮胎的磨损率 (2)转向器中速摆振。汽车在接近中速的 5km 速度范围内出现转向器摆振,提 速或减速离开这个速度区域后摆振故障现象自然消失,这通常是前轮前束值误差 在 8mm 以上所致[11]。调整前束后,故障即可消除。 (3)造成轻微的转向偏重。前束值超过 8mm 时,转向会略感发沉[11]。如使用是 循环球式转向器会出现向左转时沉,向右转时轻。我国使用的是左侧转向器,这 就决定了循环球式转向器的螺杆是反扣的,向左转时转向螺母向上移动,上轴承 受力大。向右转向时转向螺母下移动,下轴承受力大。循环球转向器采用喷溅润 滑,但转向器也是减速器,速度极低,上轴只是半干润滑,所以它受力较大时, 问题就暴露出来。前轮定位不当造成转向沉重的最常见原因是前轮前束值和主销 后倾角,二者区别是:主销后倾角造成的转向沉重,同时伴有转向轮回位差的故 障;前轮前束值误差过大造成的转向沉重,在梯形结构转向器中通常表现为转向 向左重向右轻,其中前轮前束值不当造成的转向重更为明显一些。 (4)行驶跑偏。齿轮齿条式转向器使用两根横拉杆,调前束时,两根横拉杆调 整量必须相等,否则会造成两侧车轮偏转角度不一样,造成行驶跑偏。为此大部 分厂家都规定, 前束调整完后两根横拉杆在前束上的差值不得大于 3mm。 通常前轮 驱动的轿车与后轮驱动的轿车相比受前束的影响更大,这些轿车的前轮不是被推 向前进,而是前轮拉着车辆前进,若是前轮前束值不正确,在冰雪湿滑路面上对 方向的控制和操纵的稳定性的破坏更大,所以前轮驱动的轿车前束值更需严格控

制[12]。 现代汽车前轮定位参数调整方法随着道路运输高速化的迅速发展,世界各国 汽车制造厂为适应汽车在高速公路上行驶的稳定性和舒适性要求,对汽车的悬架 及转向系统都进行了根本性的改革。尤其是乘用车,几乎均采用了独立悬架装置, 同时改变了单一前轮定位的传统观念,实行前、后车轮都有定位参数的“四轮定 位”,进一步保证了车辆行驶系统的稳定性和舒适性。不同车型的悬架系统结构 各异,尤其是进口乘用车,其悬架及转向系统差异很大,因而其定位参数及调整 方法也各不相同,这给汽车维修工作带来了很大的困难。为保证检测结果的准确 可靠,在车辆检测、调整车轮定位参数前,应首先检测并确保下列几点:轮胎的 磨损正常、充气压力正确,轮毂轴承不松动;悬架或连接衬套无变形、松动;转 向杆系、球形节连接无松动;车轮动不平衡符合标准。

第四章 创建底盘模型 ADAMS介绍 4.1 ADAMS介绍
ADAMS是美国机械动力学公司开发的ADAMS软件,是世界上最具权威的、使用 范围的最广的机械系统运动学和动力学分析软件。使用ADAMS软件,可以自动生成 包括机-电-液一体化在内的、任意复杂系统的多体动力学数字化虚拟样机模型, 能为用户提供从产品概念设计、方案论证、详细设计、到产品方案修改、优化、 试验规划甚至故障诊断各阶段的全方位、高精度的仿真计算分析结果、从而达到 缩短产品开发周期、降低开发成本、提高产品质量及竞争力的目的。由于ADAMS具 有通用、精确的仿真功能,方便、友好的用户界面和强大的图形动画显示能力, 已在全世界数以千计的著名大公司中得到成功应用。在产品开发过程中,工程师 应用ADAMS软件会收到以下明显效果[13]。 1)分析时间由数月减少为数日; 2)降低工程制造和测试费用; 3)在产品开发过程中,减少物理样机数量; 4)在产品开发过程前,就可以发现并更正设计错误,完善设计方案; 5)进行物理样机测试有危险,费时和成本高时,可利用虚拟样机进行分析和 仿真;

6)缩短产品开发周期。 4.1.1 虚拟样机几何建模 (1)几何体类型 ADAMS/View可以产生4种类型的几何体:刚性形体、柔性形体、点质量和地基 形体。刚体形体的几何形状在任何时候都不会发生变化,在机械系统中将刚体形 体称为刚性构体,刚性形体有质量和惯性矩。点质量的体积为零,它仅有质量而 没有惯性矩。地基形体没有质量和速度,其自由度为零,在任何时候都保持静止。 地基形体定义了地面坐标系的位置,在默认状态下,地基形体还是所有构件的速 度和加速度的惯性参考坐标[14]。 (2)几何体坐标系 每一个新产生的几何体都设有一个参考坐标系,即:构件机架坐标系。在仿 真分析过程中,几何体的尺寸和形状相对于该几何体参考系坐标静止不变, ADAMS/View用位置指针表示几何体的参考坐标。几何体参考坐标在地面坐标中的 位置和方向,确定了几何体所在的位置和方向。产生几何体时,ADAMS/View自动 地为几何体取一个名称,取名的规则是根据几何的类型和序号。ADAMS/View将各 种情况的刚性统一视为构件,用PART命名。用户可以根据需要,将构件和几何体 按照构件的功能重新命名为比较形象的名字。 4.1.2 几何体之间的约束关系 (1)约束类型 1 ○建模时,可以通过各种约束限制构件之间的某些相对运动,并以此将不同 构件连接起来组成一个机械系统。ADAMS/View可以处理以下4种类型的约束:常用 运动副约束,例如:转动副,移动副和球副等。 2 ○指定约束方向,即:限制某个运动方向,例如:限制一个构件总是沿着平行 于另一个构件的方向运动。 3 ○接触约束,定义两个构件在运动中发生接触时,是怎样相互约束的。 4 ○约束运动,例如:规定一个构件遵循某个时间函数按指定的轨迹规律运动。 (2)施加载荷 ADAMS/View可以考虑4种类型的力:作用力,柔性连接力、特殊力(例如:重力
[15]

等)和接触力。在定义力时,需要说明是力还是力矩、力作用的构件和作用点、力 的大小和方向。 (3)定义力的大小和方向 同定义运动相似,在输入力值的时候,ADAMS/View提供了3种输入力值方法: 1 ○直接输入数值 力、力矩值、刚度系数K和阻尼系数C等等。此时,ADAMS/View提供两点之间 的距离和速度确定力的大小,而刚度和阻尼系数分别为距离和速度的比例系数。 2 ○输入ADAMS/View提供的函数 位移、速度和加速度函数,用以建立力和各种运动之间的函数关系,用以建 立各种不同的力之间的关系, 例如:正压力和摩擦力的关系; 数学运算函数, 例如: 正弦、余弦、指数、对数、多项式等函数;样条函数,借助样条函数,可以由数 据表插值的方法获得力值。 3 ○输入子程序的传递参数 ADAMS/View允许用户用FORTRAN, C或C++语言编写子程序,描述力和力矩。此 时,可以在力值输入文本框,输入子程序的传递参数,通过传递参数同用户自编 子程序进行数据交流。有两种定义力的方向:沿坐标标记的坐标轴定义力的方向, 或者沿两点连线的方向定义力。 4.1.3 参数化建模与设计简介 在实际应用过程中,有时需要对虚拟样机可能出现的各种情况作进一步的深 入分析。用人工的方法不断修改输入数据,然后进行反复仿真分析,直至获得满 意的样机模型和分析设计结果。但是,这种分析方法往往需要进行大量的单调乏 味的重复建模和分析功能, 花费大量的机时和人工。 事实上, 如果利用ADAMS/View 提供的参数化建模和分析功能,可以大大地提高分析效率。通过参数化的建模, 可以将参数值设计为可以改变的变量。在分析过程中,只要改变样机模型中有关 参数值,程序就可以自动地更新整个样机模型。更进一步,还可以有程序根据预 先设置的可变参数,自动地进行一系列的仿真分析,观察在不同参数值下样机的 变化[16]。进行参数化设计分析的第一步,是确定影响样机性能的关键输入值,然 后对这些输入值进行参数化。ADAMS/View提供了4种参数化方法:

(1) 使用参数表达式 参数化的表达式是使用最广泛的一种参数化方式,在ADAMS/View建模过程中 诸多要求输入参数值的场合,都可以使用参数化的表达式。 (2) 参数化点坐标 在建模过程中,点坐标主要用于定位几何形体、约束点和载荷作用点的作用。 将点坐标参数化,可以自动地修改与参数点有关对象。 (3) 运动参数化 通过对样机指定运动轨迹的参数化处理,可以方便地指定和分析样机可能出 现的各种运动方式。 (4) 使用设计变量 通过使用设计变量,可以方便地改变样机的任何对象。例如:将连杆构件的宽 度设置为设计变量等。当设计变量参数值改变时,所有同设计变量相关的对象也 都随之改变。除了以上4种参数化方法以外,ADAMS/View还提供几种参数化分析工 具。参数化分析可以帮助设计者分析设计参数变化对样机性能的影响。在参数化 分析中,ADAMS/View采用不同的设计参数值,自动地运行一系列的仿真分析,然 后返回分析结果。设计者可以观察设计参数变化的影响。ADAMS/View提供了3种类 型的参数化分析过程: 1 ○设计研究(Design 影响。 2 ○试验设计(Design of Experiments, DOE) 同时发生变化,对样机性能的影响。 3 ○优化分析(Optimization)通过优化分析,可以获得在给定的设计变量变化 范围内,目标对象达到最大或最小值的工况。 ADAMS/View的优化分析 4.1.4 ADAMS/View 优化分析是ADAMS/View提供的一种复杂的高级分析工具。 在优化分析过程中, 可以设定设计变量的变化范围,施加一定的限制以保证最优化设计处于合理的取 值范围。通常,优化分析问题可以归结为:在满足各种设计条件和在指定的变量变 化范围内,通过自动选择设计变量值,由分析程序求取目标函数的最大或最小值。 试验设计可以考虑多个设计变量 study)设计研究考虑一个设计变量的变化对样机性能的

优化分析过程中的函数是一个数值表达式,可以表示质量、效率、总的材料成本、 运行时间、所需的能量、样机的稳定性等,可以选择在优化分析中是求取最大还 是最小值。优化分析中的设计变量可以是构件的几何尺寸、力的大小、构件的质 量等。设计变量可以被视为是未知的,采用可以变化的参数化变量定义分析过程。 在优化分析过程中,程序能自动地调整设计变量,以获得最大或最小的目标函数 值。

创建底盘模型 (1) 创建新模型 双击桌面上 ADAMS/View 的快捷图标, 打开 ADAMS/View, 在欢迎对话窗中选择 “Create a new model”,在模型名称(Model Name)栏中输入 JEEP,按“ok”。 (2)设置工作环境 在工作窗口中,选择设置(Setting)菜单中的单位(Unit)命令,将模型的长度单位、 质量单位、力的单位、时间单位、角度单位和频率单位分别设置为毫米,千克、牛 顿、秒、度和赫兹。 在工作窗口中,选择设置(Setting)菜单中的工作网格(Working Gird)命令,将网 格 XY 方向的大小分别设置为 2000 和 1000,将网格的间距设置为 50。 在工作窗口中,选择设置(Setting)菜单中的图标(Icons)命令,将图标的大 小设置为 50。

(3)创建设计点 点击 ADAMS/view 中零件库的点(Point), “Add to Ground”“Don’t Attach” 选择 和 , 在工作窗口中创建设计点“Vehicle_CM”,它的设置为(0,600,0)。 (2)创建底盘 点击 ADAMS/view 中零件库的球体(Sphere),选择“Add to Ground”和“Don’t Attach”, 选择“Newpart”定义球体的半径为 50,在设计点“Vehicle_CM”处, 创建球体,将其重新命名为 Chassis。 选择修改底盘(Chassis)命令,如图所示. 系统弹出修改底盘对话窗,在定义质量和转动惯量(Mass &Inertia defined by)选 项中,选择“User Input”,输入底盘质量(Mass)为 2.010,底盘相对于质心的转动 惯量(Ixx、 Iyy 和 Izz))分别为 1.06=009、2.28+009 和 2.18+009,转动惯量参考的 坐标系选择系统默认的大地坐标系,如图所示,按“OK”,完成底盘的创建。 创建前悬架模型 (1)创建设计点 点击中零件库的点(Point),选择“Add to Ground”和“Don’t Attach”,在工作 窗口中创建十六个设计点,它们的名称和位置见表 (2)创建前悬架 1 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 20,选择设置点“Left_LCA_outer”和“Left_UCA_outer”,创建前悬架左 侧主销,将其重新命名为 Left_Kingpin。 . 2 点击 ADAMS/View 中零件库圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 20,选择设置点“Left_UCA_outer”和“Left_UCA_inner”,创建前悬架左 侧上横臂,将其重新命名为 Left_UCA;点击 ADAMS/View 中零件库球体(Sphere), 选择“Add to part”,定义球体的半径为 25,选择前悬架左侧上横臂为参考物体, 球体的位置为设置点“Left_UCA_outer”。

3 点击 ADAMS/View 中零件库圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 20,选择“Newpart”,设置点“Left_LCA_outer”和“Left_LCA_inner”,

创建前悬架左侧下横臂,将其重新命名为 Left_LCA;点击 ADAMS/View 中零件库球 体(Sphere),选择“Add to part”,定义球体的半径为 25,选择前悬架左侧下横 臂为参考物体,球体的位置为设置点“Left_LCA_outer”。

4 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设置点“Left_knuckle_inner”和“left_tie_rod_outer”,创建 前悬架左侧拉臂,将其重新命名为 Left_pull_arm。 .

5 点击 ADAMS/View 中零件库圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设置点“Left_tie_rod_outer”和“Left_tie_rod_inner”,创建 前悬架左侧转向拉杆,将其重新命名为 Left_tie_rod;点击 ADAMS/View 中零件库 球体(Sphere),选择“Add to part”,定义球体的半径为 20,选择前悬架左侧转 向 拉 杆 为 参 考 物 体 , 球 体 的 位 置 分 别 为 设 置 点 “ Left_tie_rod_outer ” 和 “Left_tie_rod_inner”。

6 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 20,选择设置点“Left_wheel_center”和“Left_knuckle_inner”,创建前 悬架左侧转向节,将其重新命名为 Left_knuckle。

1 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 20,选择设置点“Right_LCA_outer”和“Right_UCA_outer”,创建前悬架 左侧主销,将其重新命名为 Right_Kingpin。 . 2 点击 ADAMS/View 中零件库圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的

半径为 20,选择设置点“Right_UCA_outer”和“Right_UCA_inner”,创建前悬架 左侧上横臂,将其重新命名为 Right_UCA; 点击 ADAMS/View 中零件库球体 (Sphere) , 选择“Add to part”,定义球体的半径为 25,选择前悬架左侧上横臂为参考物体, 球体的位置为设置点“Right_UCA_outer”。

3 点击 ADAMS/View 中零件库圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 20,选择“Newpart”,设置点“Right_LCA_outer”和“Right_LCA_inner”, 创建前悬架左侧下横臂,将其重新命名为 Right_LCA; 点击 ADAMS/View 中零件库球 体(Sphere),选择“Add to part”,定义球体的半径为 25,选择前悬架左侧下横 臂为参考物体,球体的位置为设置点“Right_LCA_outer”。

4 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设置点“Right_knuckle_inner”和“Right_tie_rod_outer”,创 建前悬架左侧拉臂,将其重新命名为 Right_pull_arm。 .

5 点击 ADAMS/View 中零件库圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设置点“Right_tie_rod_outer”和“Right_tie_rod_inner”,创 建前悬架左侧转向拉杆,将其重新命名为 Left_tie_rod;点击 ADAMS/View 中零件 库球体(Sphere),选择“Add to part”,定义球体的半径为 20,选择前悬架左侧 转向拉杆为参考物体,球体的位置分别为设置点 “Right _tie_rod_outer 和 “ “Right _tie_rod_inner”。

6 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 20,选择设置点“Right _wheel_center”和“Right _knuckle_inner”,

创建前悬架左侧转向节,将其重新命名为 Right _knuckle。

(3)创建约束副 点击 ADAMS/View 中约束库中的球副(Spherical Joingt),设置球副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择前悬架左侧上横臂(Left_UCA)和前悬 架左侧主销(left_Kingpin)为参考物体,选择设置点 “Left_UCA_outer”为球副的 位置点,创建前悬架左侧上横臂和前悬架左侧主销之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的球副(Spherical Joingt),设置球副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择前悬架左侧下横臂(Left_LCA)和前悬 架左侧主销(Left_Kingpin)为参考物体,选择设置点 “Left_LCA_outer”为球副的 位置点,创建前悬架左侧下横臂和前悬架左侧主销之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的球副(Spherical Joingt),设置球副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择前悬架左侧转向拉杆(Left_Tie_rod) 和左侧拉臂(left_Pull_arm)为参考物体,选择设置点“Left_Tie_rod_outer”为 球副的位置点,创建前悬架左侧转向拉杆和左侧拉臂之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的固定副(fixed Joingt),设置固定副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择左侧拉臂(left_Pull_arm)和左侧主销 (left_kingpin)为参考物体,选择设置点 “Left_knuckle_inner”为固定副的位置 点,创建前悬架左侧拉臂和左侧主销之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的固定副(fixed Joingt),设置固定副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择前悬架左侧转向节(left_knuckle)和

前悬架左侧主销(left_kingpin)为参考物体,选择设置点 “Left_knuckle_inner” 为固定副的位置点,创建前悬架左侧转向节和前悬架左侧主销之间的约束副。

在 ADAMS/View 菜单栏中, “Settings”菜单中的命令, 选择 系统弹出 “Working Grid”设置工作网格对话窗,如图所示。

在“Set location”栏中选择,选择“Pick”选项,点选设计点“Left_UCA_outer” 作为工作网格的位置,在“Set Orientation”栏中,选择“Global YZ”确定工作 网格的方向。点击视图按钮,将视图方向设置为右视图,这个视图方向是下面调 整旋转副方向时的基准。

点击 ADAMS/View 中约束库中的旋转副(Revolute Joingt),设置旋转副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择前悬架左侧上横臂(left_UCA 和底盘 (Chassis)为参考物体,选择设置点 “Left_UCA_inner”为旋转副的位置点,创建旋 转副。创建旋转副后,直接选择“Edit”菜单中的“Modify”命令,修改旋转副, 在修改旋转副的对话窗中点击改变位置(Chang position)按钮,在新弹出的移动 目标对话窗中,输入角度(Angle)值 5,按指向左侧的箭头,将旋转副的方向旋转 5 度,满足前悬架左侧上横臂轴水平斜置角为-5 度的要求。

将视图方向设置为右视图, 点击 ADAMS/View 中约束库中的旋转副(Revolute Joingt),设置旋转副的选项为“2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择前悬架 左 侧 下 横 臂 (left_LCA 和 底 盘 (Chassis) 为 参 考 物 体 , 选 择 设 置 点 “Left_LCA_inner”为旋转副的位置点,创建旋转副。创建旋转副后,直接选择 “Edit”菜单中的“Modify”命令,修改旋转副,在修改旋转副的对话窗中点击 改变位置(Chang position)按钮, 在新弹出的移动目标对话窗中, 输入角度(Angle) 值 10,按指向左侧的箭头,将旋转副的方向旋转 10 度,满足前悬架左侧下横臂轴 水平斜置角为 10 度的要求。 按照以上的步骤,创建前悬架右侧物体之间的约束副。

(4)创建弹簧 点击 ADAMS/View 中零件库的点(Point),选择“Add to part”和“Don’t attach”, 在前悬架左侧上横臂(Left_UCA)上创建设计点 “Left_Spring_lower”, 它的位置为(-)。同样,在底盘(chassis)上,创建设计点“Left_Spring_upper”, 它的位置为()。

点 击 ADAMS/View 中 力 库 的 弹 簧 (Spring) , 设 置 弹 簧 的 刚 度 和 阻 尼 分 别 为 和 ,选择设计点“Left_Spring_lower”和“Left_Spring_upper”,创建前

悬架左侧弹簧

点击 ADAMS/View 中零件库的点(Point),选择“Add to part”和“Don’t attach” , 在 前 悬 架 右 侧 上 横 臂 (Right_UCA) 上 创 建 设 计 点 “Right_Spring_lower”,它的位置为(-)。同样,在底盘(chassis)上,创建设 计点“Right_Spring_upper”,它的位置为( )。

点 击 ADAMS/View 中 力 库 的 弹 簧 (Spring) , 设 置 弹 簧 的 刚 度 和 阻 尼 分 别 为 和 ,选择设计点“Right_Spring_lower”和“Right_Spring_upper”,创建

前悬架右侧弹簧

创建转向机构模型 (1) 创建设计点

点击 ADAMS/View 零件库中的点,选择和,在工作窗口中创建七个设计点,它们的 年个厘时亿年个 和位置如表所示 (2) 创建转向机构

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设计点“Left_tie_rod_inner”和“Pitman_arm_pivot”,创建转 向横拉杆的左侧部分,将其重新命名为 Center_link; 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Add to Part”,定义圆柱 体 的 半 径 为 15, 选 择 转 向 横 拉 杆 ( Center_link ) 为 参 考 物 体 , 选 择 设 计 点

“Pitman_arm_pivot”和“Idler_arm_pivot”,创建转向横拉杆的中间部分;

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Add to Part”,定义圆柱 体 的 半 径 为 15, 选 择 转 向 横 拉 杆 ( Center_link ) 为 参 考 物 体 , 选 择 设 计 点 “Idler_arm_pivot”和“Right_tie_rod_inner”,创建转向横拉杆的右侧部分。 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱 体的半径为 15,选择设计点 “Pitman_arm_pivot”“Lower_sector_shaft_point” 和 , 创建转向转向摇臂,将其重新命名为 Pitman_arm;

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设计点 “Idler_arm_pivot” “Idler_arm_center” 和 ,创建空摇臂, 将其重新命名为 Idler_arm。

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设计点 “Lower_sector_shaft_point” “Steering_shaft _pivot” 和 , 创建转向机,将其重新命名为 Steering_gear;

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设计点“Steering_shaft _pivot”和“Steering_wheel_pivot”, 创建转向转向传动轴,将其重新命名为 Steering_shaft;

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设计点“Steering_wheel_center”和“Steering_wheel_pivot”, 创建转向盘的一部分,将其重新命名为 Steering_wheel;

将工作网格的位置设置在设计点“Steering_wheel_center”,在设置工作 网格方向栏中,选择“Z-Axis”,在工作窗口中,选择创建的转向盘圆柱体的轴

线方向为工作网格的 Z 轴方向,即工作网格与转向盘圆柱体的轴线垂直;

点击 ADAMS/View 中零件的圆环(Torus),选择“Add to Part”,定义圆环的内径 (Inner radius)为 15,圆环的外径(Outer Radius)为 190, 选择转向盘 (Steering_wheel)为参考物体,选择设计点“Steering_wheel_center”为圆柱 环的中心,创建转向盘的另一部分;

将工作网格设置为极坐标(Polar)形式,将捕捉圆的间隔(Circle Spacing) 设置为 10,将径向方向的捕捉点数量(Radial Increments)设置为 3,如图所示, 按“OK” 。

点击 ADAMS/View 中零件库的圆柱体(Cylinder),选择“Add to Part”,定义圆 柱体的半径为 15,长度为 190, 选择转向盘(Steering_Wheel)为参考物体,以设 计点“Steering_Wheel_center”为中心,沿三个径向方向的捕捉点创建转向盘的 三个辐杆。 点击 ADAMS/View 中约束库中的万向节副(Hooke Joint),设置万向节副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Pick Feature”,选择左侧转向拉杆(Left_Tie_Rod)和转向横 拉杆(Center_link)为参考物体,选择设计点“Left_Tie_rod_inner”为万向节副 的位置点,选择左侧转向拉杆和转向横拉杆的轴线方向为万向节副的方向,创建左 侧转向拉杆和转向横拉杆之间的约束副。

将 工 作 网 格 的 XZ 方 向 设 置 为 方 向 , 点 击 ADAMS/View 中 约 束 库 中 的 旋 转 副 (revolute joint),设置旋转副的选项为“2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”, 选 择转向横拉杆(Center_link)和转向摇臂(Pitman_arm)为参考物体,选择设计点 “Pitman_arm_pivot”为旋转副的位置点,创建转向横拉杆和转向摇臂之间的约 束副。

将 工 作 网 格 的 XZ 方 向 设 置 为 方 向 , 点 击 ADAMS/View 中 约 束 库 中 的 旋 转 副 (revolute joint),设置旋转副的选项为“2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”, 选 择 底 盘 (Chassis) 和 转 向 摇 臂 (Pitman_arm) 为 参 考 物 体 , 选 择 设 计 点 “Lower_Sector_shaft_point”为旋转副的位置点,创建底盘和转向摇臂之间的 约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的球副(Spherical Joingt),设置球副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”,选择转向横拉杆(Center_link)和空摇臂 (idler_arm)为参考物体,选择设置点“Ldler_arm_pivot”为球副的位置点,创建 转向横拉杆和空摇臂之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的万向节副(Hooke Joint),设置万向节副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Pick Feature”,选择空摇臂(Idler_arm)和底盘(Chassis)为 参考物体,选择设计点“Idler_arm_center”为万向节副的位置点,选择空摇臂的 轴线正反方向为万向节副的方向,创建空摇臂和底盘之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的万向节副(Hooke Joint),设置万向节副的选项为 “2Bod-1Loc”和“Pick Feature”,选择右侧转向拉杆(Right_Tie_Rod)和转向横 拉杆(Center_link)为参考物体,选择设计点 “Right_Tie_Rod_inner”为万向节副 的位置点,选择右侧转向拉杆和转向横拉杆轴线方向为万向节副的方向,创建右侧 转向拉杆和转向横拉杆之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的旋转副(revolute Joint),设置旋转副的选项为 “2Bod-1Loc”和 “Pick Feature”, 选择转向机(Steering_gear)和底盘(Chassis) 为参考物体,选择转向机质心的 Marker 为旋转副位置点,选择转向机圆柱体轴线的

方向为旋转副的方向,创建转向机和底盘之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的耦合副(Coupler Joint), 选择转向机和底盘之间 的旋转副,转向摇臂和底盘之间的旋转副为两个参考约束副之间的约束副,其中, 转向摇臂个底盘之间的旋转副为耦合副,修改传动比(Scale)为 14 点击 ADAMS/View 中约束库中的恒速度副(Constant-Velocity joint),设置恒速度 副的选项为“2Bod-1Loc”和“Pick Feature”,选择转向盘(Steering_Wheel)和 转向传动轴(Steering_shaft)为参考物体,选择设计点 “Steering_Wheel_pivot” 为恒速度副的位置点,选择转向盘圆柱体和转向传动轴圆柱体的轴线方向为恒速 度副的方向,创建转向盘和转向传动轴之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的恒速度副(Constant-Velocity joint),设置恒速度 副的选项为“2Bod-1Loc”和“Pick Feature”,选择转向机(Steering_gear)和转 向传动轴(Steering_shaft)为参考物体,选择设计点 “Steering_shaft_pivot”为 恒速度副的位置点,选择转向机圆柱体和转向传动轴圆柱体的轴线方向为恒速度 副的方向,创建转向盘和转向传动轴之间的约束副。

点击 ADAMS/View 中约束库中的圆柱副(Cylindrical Joint),设置恒速度副的选项 为 “ 2Bod-1Loc” 和 “ Pick Feature”, 选 择 转 向 盘 (Steering_Wheel) 和 底 盘 (Chassis)为参考物体,选择方向盘质心 Marker 的为圆柱的位置点,选择转向盘圆 柱体的轴线方向为圆柱副的方向,创建转向盘和底盘之间的约束副。

创建后悬架模型 (1) 创建设计点

击 ADAMS/view 中零件库的点(Point), “Add to Ground” “Don’t Attach” 选择 和 , 在工作窗口中创建六个设计点,它们的名称和位置见表

(2) 创建后悬架

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设置点“Left_RCA_pivot”和“Left_RCA_outer”,创建后悬架左 斜置臂的一部分,将其重新命名为 Left_RCA; . 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Add to part”,定义圆柱 体 的 半 径 为 15, 选 择 后 悬 架 左 斜 置 臂 Left_RCA 为 参 考 物 体 , 选 择 设 置 点 “RL_wheel_center”和“Left_RCA_outer”,创建后悬架左斜置臂.

点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Newpart”,定义圆柱体的 半径为 15,选择设置点“Right_RCA_pivot”和“R 架右斜置臂的一部分,将其重新命名为 Right_RCA 点击 ADAMS/View 中零件的圆柱体(Cylinder),选择“Add to part”,定义圆柱 体的半径为 15, 选择后悬架右斜置臂 Right_RCA 为参考物体,选择设置点 “RR_wheel_center”和“Right_RCA_outer”,创建后悬架右斜置臂. ight_RCA_outer”,创建后悬

创建约束副 将工作网格的 XY 方向设置为方向,点击 ADAMS/View 中约束库中的旋转副 (revolute joint),设置旋转副的选项为“2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”, 选 择 后 悬 架 左 斜 置 臂 (Left_RCA) 和 底 盘 (Chassis) 为 参 考 物 体 , 选 择 设 计 点 “Left_RCA_pivot”为旋转副的位置点,创建旋转副,使用修改(Modify)命令,将 旋转副旋转 30 度,完成创建后悬架左斜置臂和底盘之间的约束副。

将工作网格的 XY 方向设置为方向,点击 ADAMS/View 中约束库中的旋转副 (revolute joint),设置旋转副的选项为“2Bod-1Loc”和“Normal to Grid”, 选 择 后 悬 架 右 斜 置 臂 (Right_RCA) 和 底 盘 (Chassis) 为 参 考 物 体 , 选 择 设 计 点 “Right_RCA _pivot”为旋转副的位置点,创建旋转副,使用修改(Modify)命令, 将旋转副旋转 30 度,完成创建后悬架右斜置臂和底盘之间的约束副。

(4)创建弹簧 点击 ADAMS/View 中零件库的点(Point),选择“Add to part”和“Don’t attach”,在后悬架左斜置臂(Left_RCA)上创建设计点“RL _Spring_lower”, 它的位置为(-)。同样,在底盘(chassis)上,创建设计点“RL _Spring_upper”, 它的位置为( )。

点 击 ADAMS/View 中 力 库 的 弹 簧 (Spring) , 设 置 弹 簧 的 刚 度 和 阻 尼 分 别 为 和 ,选择设计点“RL _Spring_lower”和“RL _Spring_upper”,创建后悬

架左侧弹簧。

点击 ADAMS/View 中零件库的点(Point),选择“Add to part”和“Don’t attach”,在后悬架右斜置臂(Right _RCA)上创建设计点“RR _Spring_lower”, 它的位置为(-)。同样,在底盘(Chassis)上,创建设计点“RR_Spring_upper”, 它的位置为( )。

点 击 ADAMS/View 中 力 库 的 弹 簧 (Spring) , 设 置 弹 簧 的 刚 度 和 阻 尼 分 别 为 和 ,选择设计点“RR_Spring_lower”和“RR _Spring_upper”,创建后悬

架右侧弹簧。

创建轮胎和地面谱 (1) 编制轮胎文件

选用 UA 轮胎模型,模型所需的轮胎特性参数见表(满载工况,胎压 250KPa,载重 量 450Kg) 根 据 轮 胎 的 特 性 参 数 , 可 以 编 制 ADAMS/View 中 的 轮 胎 特 性 文 件 (jeep_tire_tif),如图所示。 UA 轮胎模型的轮胎特性文件中, 首先要确定轮胎的类型为。 它下面所包含的 参数分别为: R1 轮胎的自由半径,它的值为其下面两项参数的乘积 1*375,即,第一项为 单位换算系数,第二项为轮胎自由半径的输入值,如果轮胎自由半径的单位为英 寸,则单位换算系数应取 25.4; CN 轮胎的胎冠半径,它的值等于其下面两项参数的乘积; CSLIP 轮胎在变形量为时的径向刚度,它的值等于其下面两项参数的乘积; CALPHA 轮胎的侧偏刚度,它的值等于其下面两项参数的乘积; CGAMMA 轮胎的外倾刚度,它的值等于其下面两项参数的乘积; CRR 轮胎的滚动阻力矩系数,由于轮胎的滚动阻力矩等于轮胎的垂直载荷乘 以轮胎的滚动阻力矩系数因此,的单位为长度单位,它的值等于轮胎的滚动阻力 系数与轮胎自由半径的乘积,即 0.015*375=5.625; RDR 轮胎的径向阻尼系数; U0 轮胎的静摩擦系数; U1 轮胎的动摩擦系数; 轮胎特性文件编制完成后,将保存在工作目录中,保存类型为 tpf 文件。 (2) 编制地面谱 地面谱的编制要满足轮胎的要求: 第一, 地面谱的位置要处于轮胎的 下方; 第二, 地面谱向上的方向要指向轮胎所处的一侧,第三,地面谱的大小要根据仿真的需 要确定。 使用地面是一块水平地面,它的地面数据文件(jeep_road.rdf)如下:

地面数据文件首先定义地面谱的格式为 GENDATA 地面数据文件所包含的内容为: 地面谱在 X、Y、Z 方向的比例为:(X_SCALE、Y_SCALE 和 Z_SCALE)均为 1;

地面谱位置原点(ORIGIN)为大地坐标系的(0,0,0); 地面谱向上的方向(UP)为 0.0,1.0,0.0,即指向 Y 轴的正向; 地面谱的元素中需要输入构成地面的元素的数量、构成每个三角形元素的三个节 点以及每个元素中轮胎与此块地面之间的静摩擦系数和动摩擦系数。 地面数据文件编制完成后,将其保存在工作目录中,注意其保存类型为 rdf 文件。

(3) 创建轮胎和地面谱 点击 ADAMS/View 中力库的轮胎(Tire),系统弹出创建轮胎的对话窗,如图。 选择轮胎的类型为;UA Tire 轮胎的连接点(attachment marker)选择前悬架左侧转向节(Left_Knuckle)在 设计点“Left_Wheel_Center”出的 Marker。 输入轮胎的质量(Tire Mass)为 29.2 输入轮胎的转动惯量(Tire Inertia Moment)为 5.002E+005,5.002E+005, 6.904E+005; 在轮胎特性文件 (Tire property file) 栏中输入轮胎特性文件 “jeep_tire.tpf” 及其路径; 在地面数据文件(road data file)栏中输入地面数据文件“jeep_road.rdf”及 其路径; 输入轮胎的宽度(tire width)为; 按“OK”,创建前悬架左侧轮胎。 按照以上步骤,创建前悬架右侧轮胎以及后悬架的两侧轮胎。

仿真模型 (1) 创建驱动和力矩 点击 ADAMS/View 中驱动库的旋转驱动按钮(rotational joint motion),选择转 向盘(steering_wheel)和底盘(chassis)之间的圆柱副约束, 创建施加于转向盘的 旋转驱动,将驱动方程修改为:step(time,2,0,4,105d),如图所示。

点击 ADAMS/View 中力库的力矩(Torque),选择“Two Bodies”,

选择后悬架左斜置臂(Left_RCA)为主动物体,选择后悬架左侧轮胎(TIRE_3)为 被动物体,在修改例句对话窗中,使用数据导航器选择轮胎物体,选择设计点 “Left_RCA_outer”处的为 Marker 主动点,选择设计点“RL_wheel_center”处 的 Marker 为被动点,创建施加与轮胎的力矩,将力矩值用函数表达式表示: Step(time,0,0,6,30000)+step(time,6,0,400,1200000) 同样,在后悬架右斜置臂(right_rca)和后悬架右侧轮胎(tire_4)之间创建驱 动右侧车轮的力矩。 (2) 创建汽车转向特性曲线 在 ADAMS/View 菜单栏中,选择 Build>Measure>Function>new,新建测量函数表达 式。在函数编辑器对话窗中,测量名称(Measure Name)栏输入 Radius,借助于函 数编辑器提供的基本函数,编辑汽车转弯半径的函数表达式,如图所示; (VW(.JEEP.Chassis.cm)/WY(.JEEP.Chassis.cm))/1000 在 ADAMS/View 菜单栏中,选择 Build>Measure>Function>new,新建测量函数表达 式。在函数编辑器对话窗中,测量名称(Measure Name)栏输入 Velocity,借助于 函数编辑器提供的基本函数,编辑汽车行驶速度的函数表达式,如图所示; SQRT(VX(.JEEP.Chassis.cm)**2+VZ(.JEEP.Chassis.cm)**2)*3.6/1000 本函数测量的汽车行驶速度的单位是 km/h。 (3) 仿真模型 点击 ADAMS/View 中的仿真按钮,设置仿真的终止时间(end time)为 120,设置 仿真的工作步长(step size)为 0.01,对汽车模型进行仿真。 在 ADAMS/View 中,选择动画(Animation)按钮,在“Animation”控制半板中点 击“More”,系统弹出动画控制对话窗,选择汽车底盘质心的 Marker 为轨迹点, 播放汽车仿真过程的动画,可以看到汽车质心的运动轨迹,它直观地表现了汽车 的不足转向特性。


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