《ADAMS軟件在汽車前懸架-轉向系統(tǒng)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《ADAMS軟件在汽車前懸架-轉向系統(tǒng)（12頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、美國MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司2001年中國用戶年會論文集 www.SimW ADAMS軟件在汽車前懸架－轉向系統(tǒng) 運動學及動力學分析中的應用 尤瑞金 北京吉普汽車有限公司 摘 要:本文介紹利用國際上著名的ADAMS軟件對工程上多剛體系統(tǒng)進行運動學和動力學分析的方法,并用這一方法模擬了某貨車懸架-轉向系統(tǒng)的運動學及動力學特性,研究開發(fā)了前、后處理專用程序，使該軟件適用于車輛系 統(tǒng)，并得出了許多具有工程意義的結果。 主題詞：汽車總布置 －計算機輔助設計縣架轉向系 一、前 言 汽車懸架和轉向的動學及動力學分析是汽車總布置設計、運動

2、校核的重要內容之一， 也是研究平順性、操縱穩(wěn)定性等汽車性能的基礎。由于汽車前懸架一轉向系統(tǒng)是比較復雜的 空間機構，特別是前獨立懸架，一般多設計成主銷內傾和后傾，并且控制臂軸也大多傾斜布 置。這些就給運動學、動力學分析帶來較大困難。過去多用簡化條件下的圖解法一般的分析 計算法進行分析計算。所得的結果誤差較大，并且費時費力。近年來，隨著計算機技術和計 算方法的不斷提高，國外研制了IMP、ADAMS及DAMN等很多專用程序，用于車輛運動學及 動力學分析。 本文是在消化吸收引進的ADAMS軟件過程中，結合汽車設計，解決運動學及動力學問 題，從而提高設計質量。 二、ADAMS軟件

3、概述 ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems，即機械系統(tǒng)動力 學自動化分析軟件包）是由美國機械動力公司開發(fā)的。由于該軟件采用的比較先進的計算方 法，大大地縮短了計算時間，其精確度也相當高，因上，被廣泛應用于機械設計的各個領域。 1.ADAMS軟件功能如下： 一般ADAMS分析功能如下: （1）可有效地分析三維機構的運動與力。例如可以利用ADAMS來模擬作用在輪胎上的 垂直、轉向、陀螺效應、牽引與制動、力與力矩；還可應用ADAMS進行整個車輛或懸架系統(tǒng) 道路操縱性的研究。

4、 （2）利用ADAMS可模擬大位移的系統(tǒng)。ADAMS很容易處理這種模型的非線性方程， 而且可進行線性近似。 （3）可分析運動學靜定（對于非完整的束或速度約束一般情況的零自由度）系統(tǒng)。 （4）對于一個或多外自由度機構 ，ADAMS可完成某一時間上的靜力學分析或某一時 間間隔內的靜力學分析。 （5）有線性系統(tǒng)模態(tài)分析、力輸入運動以及模擬控制系統(tǒng)的能力。 2.ADAMS分析原理 ADAMS采用了兩種直角坐標系：總體坐標系和局部坐標系，它們之間通過關聯矩陣相互轉換。 總體坐標系是固定坐標系，它不隨任何機構的運動而運動。它是用來確

5、定構件的位移、 速度、加速度等的參考系。 局部坐標系因定在構件上，隨構件一起運動。構件在空間內運動時，共運動的線物理量 （如線位移、線速度、線加速度等）和角物理量（如角速度、角位移、角加速度）都可由局部坐標系相對于總體坐標系移動、轉動時的相應物理量確定。而約束方程表達式均由相連接的兩構件的局部坐標系的坐標描述。 機構的自由度（DOF=6（構件總數－1）－約束總數）是機構所具有的可能的獨立運動狀態(tài)的數目。在ADAMS軟件中，機構的自由度決定了該機構的分析類型：運動學分析或動力學分析。 當DOF=0時，地機構進行運動學分析，即僅考慮系統(tǒng)的運動規(guī)律，而不考慮產生運動

6、的 外力。在運動學分析中，當某些構件的運動狀態(tài)確定后，其余構件的位移、速度和加速度隨 時間變化的規(guī)律，不是根據牛頓定律來確定的，而是完全由機構內構件間的約束關系來確定， 是通過位移的非線性代數方程與速度、加速度的線性代數方程迭代運算解出。 當DOF>0時，對機構進行動力學分析，即分析其運動是由于保守力和非保守力的作用而 引起的，并要求構件運動不僅滿足約束要求，而且要滿足給定的運動規(guī)律。它又包括靜力學 分析、準靜力學分析和瞬態(tài)動力學分析。動力學的運動方程就是機構中運動的拉格朗日乘子微分方程和約束方程組成的方程組。 當DOF<0時，屬于超靜定問題，ADAMS無法解決。

7、 3.ADAMS工程流程 ADAMS的整個計算過程（指從數據的輸入到結果的輸出，不包括前、后處理功能模塊。）可以分成以下幾個部分： （1）數據的輸入；（2）數據的檢查；（3）機構的裝配及過約束的消除;（4）運運方程的自動形成；（5）積分迭代運算過程；（6）運算過程中的錯誤檢查和信息輸出； （7）結果的輸出。 ADAMS工作流程如圖1。 三、汽車前懸架-轉向機構的運動學及動力學分析 機構也稱機械系統(tǒng)，它是由相互可以相對運動的剛體通過副或約束聯接形成的多剛體系統(tǒng)。汽車就 是一種典型的機械系統(tǒng)。在汽車機械系統(tǒng)運動學、動力學分析中，前懸架-轉向機構占有重要

8、地位。我們利用計算機，應用ADAMS軟件，模擬計算了前懸架一轉向系統(tǒng)。 1.前懸架一轉向機構分析的工作環(huán)境 （1）硬件境環(huán) ADAMS軟件可以在諸如VAX、IBM、DZC等32位高級計算機上運行。 本文研究中使用的是Micro-VAX，它可以帶多個圖形終端和字符終端，并與ＨＰ繪圖 機連接繪制圖形。 （2）軟件使用環(huán)境 ADAMS本身具有較完善的前處理和后處理模塊。它也有廣泛的CAD/CAM系統(tǒng)接口，如ARIES、CADAM、Schluberger等CAD/CAM系統(tǒng)。因此，ADAMS軟件即可在字符終端上獨立運行，又可在圖形終端上利

9、用軟件的功能作為輔助手段運行，并且結果可在繪圖機上直接繪出。對于汽車前懸架轉向機構，由于輸出變量為標準變量（位移、速度、加速度、力等），此時僅用ADAMS的核心計算模塊，前、后處理均采用Schlumberger 提供的圖形軟件BRAVO3中MECHANISM的圖形處理功能運行計算較為便利。此外，我們還使用了CDL、AGL、IAGL(CPROC)語言開發(fā)了一些前、后處理專用軟件，構成了完整的前懸架-轉向機構的分析軟件，程序框圖見圖2。 BRAVO3 一個功能非常強的工程設計三維空間圖形軟件，許多功能軟件如GRAFEM（有限元）、SOLID（實體）、SURFACE（曲面）、NC（數控）、

10、MECHANISM（機構）等均可在此軟件下運行。 2.分析模型的建立 本交所分析的機構是雙橫臂式獨立懸架和斷開式轉向系統(tǒng)，其系統(tǒng)模型簡圖如圖3所 示。 （1）模型的組成及定義 1、構件（part):它是機構內可以相互運動的剛體或剛體固定件。當定義構件時，需要給出構件局部坐標系的原點及方向，構件質心的位置，質量某參考坐標系的轉動慣量、慣積等。 在機構中，還要定義一個固定件(ground)作為參考系。 當定義機構其它要素（如約束點、力、標識點）時，必須給定該要素所對應的構件。 由圖3可知，該系統(tǒng)由32個構件組成，有一個自由度，我們取車架為固定體。 2、標識點（m

11、arker)：它是構件內具有方向失量點。用標識點可以表明兩構件約束的 連接點是相對運動方向、作用力的作用及方向等。 在定義示識點時，除了定義它的在的構件外，還要定義該標識點的方向。 3、約束(constraint):它是機構內兩構件間的聯接關系。 1.車輪 2.彈簧、減振器 3.轉向節(jié) 4.上擺臂 5.方向盤 6.轉向機 7.轉向搖臂 8.轉向縱拉桿 9.轉向擺臂 10.中間拉桿 11.車架 12.橫拉桿 13.下擺臂 圖3 前懸架-轉向機構模型簡圖

12、 從圖3可知，上、下擺臂與車架、轉向擺臂與車架、轉向搗臂與轉向機、方向盤與轉向 機為轉動副聯接；上下擺臂轉向節(jié)、轉向橫拉桿與對應的車向節(jié)臂、左轉向擺臂與中間拉桿 與縱拉桿、轉向縱拉桿與轉向掏臂為球鉸連接；右轉向擺臂與中間拉桿，以及左右轉向橫拉 桿與中間拉桿均采用萬向節(jié)連接；轉向機與車架用INPLANE(JPRIM)連接； 地面與車架為移 動副連接，這樣地面相對于車架可上下移動、模擬車輪上下的跳動；方向盤與轉向機采用了 連動耦合器（COUPLERS)描述轉向系的角傳動比。 4、運動激勵（generator,，或驅動）：它是機構內一個構件相對于另一構件按約束允許的運動方

13、式，以給定的規(guī)律進行的運動。該運動不受機構運動的影響。地面加垂直運動激勵； 方向盤加旋轉運動激勵。 5、力：它包括機構內部產生的作用力和外界對機構所加的作用力。下擺臂與車架之間有彈簧力(spring)、陰尼力(damper)。當計算某一平稀狀態(tài)時，又有集中力或力矩(S-force)。 (2)假定條件 當建立上述模型時，為研究方便起見，有 下幾個假設： 1、各運動副內的摩擦力忽略不計。 2、各運動副均為剛性連接，內部間隙不計。 3、上下擺臂軸的橡膠襯套是剛性的。 4、把橫拉桿與中間拉桿的球連接用萬向節(jié)表示，這就取消了拉桿繞它的縱向軸的旋轉

14、運 動。 5、輪胎為剛性的。 6、懸架擺臂上下緩沖塊可簡化為線性彈簧和陰尼。 7、僅研究懸架特性時，車身相對地面假設不動。 8、為模擬地面不平引起的激勵，假想一構件，它與輪胎直接接觸，與地面之間通過移動 副相連，可垂直地上下運動。 3.計算結果分析 根據上述模型，我們編制了變參數模型程序。利用所編的軟件，我們可以改變各構件的 幾何參數，如改變方向盤轉角，改變左右車輪上下跳動量，改變上下擺臂安裝參數，改變整 個拉桿系統(tǒng)安裝參數，從而考察整個懸架－轉向系統(tǒng)運動和受力情況。此外，我們還可以清楚地了解該系統(tǒng)在運動過程中是否發(fā)生干涉；車輪跳動時定位參數

15、的變化；汽車轉向時，內、 外側輪胎轉角變化情況；輪胎跳動和轉向時生成的包絡面及運動過程中各構件的受力情況等 一系列系統(tǒng)特征信息。以下我們以某輕型小貨車的前懸架-轉向系統(tǒng)為例進行分析計算。 圖4為方向盤轉角為零時，前懸架狀態(tài)圖。從圖4可知，當緩沖塊壓縮一半時，若以空載為基準位置，車輪上跳位移為114.8mm；車輪下跳位移為37.7mm；若以滿載為基準。車輪上跳位移為69.2mm，車輪下跳位移為83.3mm;而車輪跳動的全行程為152.5mm.當跳動剛好碰緩沖塊時,若以空載為基準位置,車輪上跳位移為71.9mm，車輪下跳位移為13.9mm；若以滿載為基準位置，車輪上跳

16、位移為26.3mm，車輪下跳位移為59.5mm；而此時車輪跳動的全行程為85.8mm?？蛰d到滿載時車輪上跳45.6mm?？蛰d時上下跳限位塊與車架限位板間的距離分別為57.6mm和10.8mm。滿載時上下跳限位塊與車架限位板間的距離分別為 20.7mm和43.7mm。 圖5為前輪定位角運動特性曲線。 我們知道在導向機構與前輪定位角的關系中，首先，應考慮前輪外傾角和主銷后傾角的 變化特性，固為前輪外段角變化規(guī)律確定后，也就確定了主銷內傾角和前輪前束的變化規(guī)律。 從有關資料得知，較好的結構中，車輪外傾角隨彈簧壓縮行程的增大而減小，其彎化范 轉為＋30，在常用車輪

17、跳動范圍內（＋40mm）,外傾角變化量小于＋10。從圖 5 可見,該系統(tǒng)的外傾角變化范圍符合上述范圍，這樣就能使汽車保持一定的不足轉向特性，并保證最小的輪距變化，即提高了輪胎的使用壽命，又無輪胎左右移動造成的車身舉升和路面騷擾感，提高了舒適性的行駛穩(wěn)定性。 希望在前懸架每跳動10mm，主銷后傾角變化為0.2-0.670，因為，主銷后傾角變得太 大時，會使支承處反力距過大，同時使系統(tǒng)對側向力十分敏感，極易造成車輪閃動或方 向盤上力的變化。從圖5可知，該系統(tǒng)前懸架每跳動10mm，主銷后傾角變化0.4－0.490, 滿足希望的范圍。 圖6和圖7分別表示設計位置時轉向梯

18、形運動圖和內外輪轉角Ｂ和Ｈ的關系曲線。 對現有結構的分析表明，內輪的轉角有減小的趨勢（相對于外輪轉角而言），換句話說，即汽車曲線行駛時，其內外車輪角接近相等。這時可以保證作用在內外車輪上的側向力與垂直載荷大致成比例，這樣汽車便具有較大的抗側滑穩(wěn)定性。此外，這時的滾動阻力、輪胎磨損和輪胎噪聲都將減少。 圖8 車輪黃向滑移運動特性曲線 圖9 國身傾中心高度運動特性曲線 圖8和圖9示出了在車輪跳動時側傾中心和輪距的變化曲線。前懸架的側傾中心位置影響側向載荷在內外輪間的再分配，即側傾中心過高會使輪距變化增大，輪胎磨損加劇，

19、以及車輪上下跳動時對懸架質量沖擊加大。為了獲得良好的汽車行駛穩(wěn)定性，側傾中心高度希望盡量不隨載荷的大小而變化。有人推薦，設計位置時，前懸架的側傾中心高于路面0－90mm， 9可知，設計位置時前懸架的側傾中心離地高度h0=69.2,滿足0-90mm范圍,全行程輪距變化(單輪)也小于8-10mm。 圖10為汽車前懸架彈性曲線。據此圖可確定該系統(tǒng)前懸架剛度，進而確定共側傾角剛度。 懸架剛度Ｃ＝dZ/df，式中：dZ－車輪上的微量垂直反力；df－車輪在dZ作用下的微量垂直位移。 根據圖11可以確定車身的車輪罩板的外形和尺寸 圖12為導向機構的受力分析示意圖（以前左輪為例

20、），雙橫臂獨立懸架的導向機構中各桿件受力情況按以下三種極限工況下車輪上的動載荷值核算： 第一工況：當路面作用到車輪上的垂直力達到最大時－汽車駛上路面凸起障礙或落入洼坑，車輪與路面沖擊時發(fā)生的載荷。 最大垂直載荷Ymax=12623.625N 式中: G1-前輪靜軸荷, k-動載系數. 該車的最大垂直載荷Ymax-1263.625N, 其它各點力值見表1和圖12。 第二工況：當車輪上縱向力達到最大時－汽車加速或緊急制動時產生的最大慣性力 引起縱向動載荷。 前輪垂直反力 Y1=m1G1g 式中： －作

21、用在前軸上的重量分配系數， －車輪與道路附著 系數，Ｇa－汽車靜重，Ｌ－軸距，hg -重心高度。 最大縱和載荷 Ｘ1max-Y1 該車的量大縱向載荷Ｘ1max=6122.761N,其它各點受力值見表1和圖12。 第三工況：當車輪側向力達到最大時－汽車轉彎發(fā)生側滑是產生最大側向力（假定 汽車向右側滑）。 側滑時重直反作用力 Ｙ1右＝Ｇ1g 式中： －側向滑移附著系數，Ｂ1－輪距。 最大側向力Ｚ1max=9603.341N，其它各點的受力見表1和圖12 除了上述的分析計算以外，為了改善該車性能，避免在不良條件下工作，以及找出影響定位參數的因素，我們對該車進行了優(yōu)化設計和正交模擬實驗研究，得出了具有工程價值的結論，在此就不介紹了。 四、結 束 語 本文以ADAMS的應用為目的，從空間機構建模到應用分析，形成了系統(tǒng)的概念和方 法。特別是以某車型為實例，全面、系統(tǒng)地分析計算了懸架－轉向系統(tǒng)的特性，并在此基 礎上進行了結構參數優(yōu)化，得出了許多具有實際工程意義的數據和結論，從而大大提高了產 品設計的質量、精度，并縮短了設計周期。 -11-