独立悬架运动（共7篇）
独立悬架运动 篇1
麦弗逊顿里悬架具有结构紧凑, 使汽车易于安装横置发动机, 在立柱与车身的连接点、下摆臂与副车架的铰接点上的受力比较小等优点, 使其在轿车前悬架中应用广泛。但随着悬架压缩和伸张轮距、主销轴线、车轮外倾角变化规律不太理想, 运动分析至关重要。我公司某车型采用麦弗逊独立悬架, 在设计之初为了了解此方案的优劣, 及各定位参数设置的先进性, 拟对该结构进行仿真分析。
1 模型介绍
Adams/car模块是前MDI公司与AUDI, BMW, RENULT, VOLVO等公司合作开发的轿车专用分析软件包, 集成了他们在汽车设计、开发方面的专家经验。模型介绍:在对悬架运动进行分析时, 需要建立悬架主体部分, 横向稳定杆部分, 转向系统和激振台架四个模型 (如图所示) , 悬架系统包括前支柱、下摆臂、转向节、转向拉杆总成及衬套等;转向系统包括齿条、小齿轮、齿条壳体、转向管柱、转向盘和衬套等;稳定杆子系统包括连接杆、稳定杆及衬套;台架子系统包括车轮及试验台, 台架子系统是软件自带, 可进行悬架双轮同向激振、双轮反向激振和单轮激振等车轮激振分析;各子系统之间通过输入和输出通讯器进行相互匹配即之间的装配。
2 仿真结果分析
模型工作原理是将车架部分与大地固定, 通过作用在车轮上的试验台上下跳动, 以等效车轮相对于地面的跳动, 从而获得悬架各个参数的变化曲线, 整个仿真分析过程忽略了总成模型内部零部件之间的摩擦力的影响。
输入仿真参数, 首先确定前轮上下跳动极限位置, 车轮上限为副簧缓冲块压缩2/3时车轮位置, 车轮下限为减振器拉伸最长时车轮位置。此次仿真采用双轮同向激振, 设置激振台架上下激振位移的最大值, 使左右车轮同步上下跳动, 计算在车轮上下跳动过程中的悬架特性参数, 仿真结束后根据分析悬架的运动特性需求, 需获得以下悬架参数:车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角、前束角、轮距的变化等。
2.1 车轮外倾角
在汽车前视图中, 车轮外倾角是车轮中心平面相对于地面垂直线的倾角。车轮外倾角有正负之分, 汽车上部离开汽车中心线为正的车轮外倾角, 反之为负的车轮外倾角, 在现代汽车中, 前轮外倾角通常为0°或者±1°以下的小角度, 作用是车轮外倾角提高了汽车直线行驶的稳定性。正确的设置车轮外倾角还有利于减小车轮磨损。
从上图可以看出, 在车轮上跳过程中外倾角逐渐减小从正到负, 在跳动到25左右时再逐渐增大, 车轮下跳到-80时, 车轮外倾角为0.7345°, 车轮上跳到25时, 车轮外倾角为-0273°。变化在±1°以内, 满足设计要求。
2.2 主销后倾角
在汽车侧视图中, 主销后倾角是主销轴线相对于地面垂直线的角度, 主销轴线上部向后倾斜为正的主销后倾角, 反之为负。麦弗逊式独立悬架中, 主销轴线是在立柱上支点处的轴承中心与悬架横摆臂球销中心的连线。正的主销后倾角的作用是获得主销后侧拖距, 加大侧向力对主销轴线的回正力矩。但如果主销后倾角过大, 这种回正力矩的增大会增大转向力, 且在汽车转向、车轮绕主销轴线转动时会引起车轮外倾角的变化, 从而可能间接引起轮胎异常磨损。在现代装有子午线轮胎的车辆上, 其主销后倾角的范围大致在-1°～+3°之间。
从上图看出, 在车轮上跳过程中, 主销后倾角逐渐增大, 当车轮下跳到-80mm时, 主销后倾角为0.411°;当上跳到50mm时, 主销后倾角为2.227°, 其变化范围满足要求。
2.3 主销内倾角
在汽车前视图中, 主销内倾角是主销轴线相对于地面垂直线的倾角, 在现代汽车中, 主销内倾角的范围在5°～14°之间。主销内倾角对改善汽车的操纵性是有利的, 因为他的存在可向转向轮施加一个回正力矩, 可以减轻转向时驾驶员施加在方向盘上的力, 使转向操纵轻便。一般认为在车轮上跳时, 主销内倾角的增加应尽量减小, 避免主销内倾角变化过大。
从上图看出, 在车轮上跳过程中, 主销后倾角逐渐增大, 当车轮下跳到-80mm和上跳到50mm时, 主销后倾角分别为9.32°和12.14°, 其变化范围也较理想。
2.4 前束角
在汽车俯视图上, 前束角是车轮中心线与汽车中向对称轴线之间的夹角, 合理确定前束随车轮跳动量的变化规律, 或获得希望的不足转向和行驶特性, 如果前桥车轮上跳时, 前束向负角度方向变化, 可使汽车在曲线行驶时增加不足转向的趋势, 同时还应注意, 车轮跳动过程中过大的前束变化会因轮胎的侧偏使其磨损加剧。
从上图可以看出, 前轮的前束值是随车轮的上跳向负值方向变化, 其变化幅度不大 (约为0.3°) , 满足设计要求。
2.5 轮距的变化
由于独立悬架的左右车轮相对独立, 互不关联, 则在车轮的上下跳动中轮距将发生变化。汽车在行驶过程中, 轮距的变化也会引起两侧轮胎产生方向相反的侧偏运动, 从而使轮胎产生侧向力, 则汽车的直线行驶能力下降, 滚动阻力增大, 此外, 轮距的变化还会对转向传动机构的特性产生影响, 因此, 轮距的变化应控制在一定的范围。
从下图可以看出, 在车轮上跳过程中, 左右轮距逐渐增大, 然后再减小, 且当车轮下跳到80mm和上跳50mm时, 轮距分别为1529mm和1559mm, 当车轮上跳24时, 轮距为最大1561mm, 轮距在下跳80mm时变化最大为31mm。
3 小结
本文利用机械系统动力学仿真分析软件ADAMS/car模块建立了我公司某车型麦弗逊式独立悬架仿真模型, 对车轮上跳和下跳时悬架的参数变化进行了分析, 通过该模型可以很理想的得出悬架参数在车轮跳动过程中的变化曲线, 缩短了设计验证过程的时间, 还可降低设计成本。
参考文献
[1]陈军.MSC.ADAMS技术与工程分析实例[M].北京:中国水利出版社, 2008, (10) .
[2]王霄锋.汽车底盘设计[M].北京:清华大学出版社, 2010, 4.
[3]耶尔森.赖姆帕尔.德国汽车底盘基础[J].
滑柱摆臂独立悬架静力学分析 篇2
1 忽略主销后倾角的影响 (忽略纵向力)
图1中, δ为减振器轴线与垂直线的夹角;α为摆臂轴线与水平线的夹角;w轴与减振器轴线重合;v轴垂直于减振器轴线;b为B、G两点y轴坐标之差;c为DT长度在YOZ平面上的投影;t为BT长度在YOZ平面上的投影。Bv、Bw为B点的受力;Dv、Dw为D点的受力。
列平衡方程:
可得:
DW与N的关系式即为弹簧力H和支撑力N的关系式:
已知弹簧自由长度L, 压缩量ΔLs及刚度, 可以根据H和N的关系式确定平衡位置和悬架刚度。
2 考虑主销后倾角的影响 (考虑纵向力)
2.1 上、下球销受力分析B点:Bx、By、Bz;D点:Dx、Dy、Dz。
列平衡方程:
进一步求得其它未知力, 即:
2.2 活塞杆受力分析
参见图3, 列力平衡方程:
据N与H的关系式确定平衡位置及悬架刚度:
至此, 从忽略主销后倾角的影响 (忽略纵向力) 和考虑主销后倾角的影响 (考虑纵向力) 两个方面分析了弹簧力H和支撑力N之间的关系, 为后续的悬架极限工况受力分析打下基础。
摘要：独立悬架为当今轿车前悬架的首选, 本文通过对独立悬架进行力学分析的目的找到弹簧力H与地面支撑力N的关系, 为后续的悬架极限工况受力分析打下基础。
关键词：滑柱摆臂,悬架,力学分析
参考文献
[1]刘晨亚.麦式独立悬架运动学分析与优化[J].华南理工大学学报, 2003 (9) .
[2]夏长高, 邵跃华, 丁华.麦弗逊悬架运动学分析与结构参数优化[J].农业机械学报, 2005 (12) .
独立悬架运动 篇3
悬架运动学特性是指当车轮相对于车身上、下跳动时,主销内倾角、主销后倾角、轮距等参数相应的变化规律,某些参数的变化将对车辆操控性和平顺性产生不利的影响。20世纪40年代末米其林发明了子午线轮胎,其对载荷方向异常敏感,为了能充分发挥子午线轮胎的性能,悬架运动学的研究得到了重视。文献 [3]对车轮定位参数和悬架运动学进行了详尽的阐述, 包括定位参数的变化趋势对车辆性能的影响、定位参数的变化应当符合的要求等,还提出运用图解法对悬架运动学进行分析,但其在准确性方面有所欠缺。计算机技术的发 展使商业 化的多体 动力学软 件 (例如ADAMS)可以使用户在不了解计算方法的情况下对车辆系统进行分析,但是其精确性令人存疑。基于此, 本文利用MATLAB和ADAMS软件,同时对悬架进行运动学分析并优化。
1悬架运动学建模
1.1模型假设
为了能反映悬架运动学的主要特征,忽略对结果影响较小的部分;假设所有构件为刚体,不考虑力作用下的变形;构件之间的连接视为理想运动副,不计其中的摩擦;忽略横向稳定杆、弹性元件和阻尼。由于前轮悬架对称,故仅对1/4悬架模型进行研究。模型被简化为如图1所示的空间杆系结构,其中点A、D处为转动副,点B、C、E、F处为球面副。
1.2建立模型
现已知悬架各点初始坐标,求悬架在各种杆系约束下跳动后的新坐标B1、C1、E1、M1、N1,如图1所示。
线段AB绕向量u1转动α1度至AB1:
其中:[Rα1]u1为旋转矩阵;B=(Bx,By,Bz)T,B1、A与之类似。旋转矩阵[Rα1]u1为:
其中:ux、uy、uz为u1的单位余弦向量。
线段DC绕向量u2转动α2度至DC1,得到的关系式与式(1)、式(2)、式(3)类似。
线段BC与线段B1C1相等,则:
其余相等线段均与之类似。 前轮外倾角:
其中:Mz为点M的z轴坐标,其余依次类推。
前轮前束:
主销内倾角:
主销后倾角:
1.3模型求解
由于该数学模型大量使用矩阵运算,故本文采用MATLAB作为求解软件。
2ADAMS/Car悬架运动学分析
ADAMS/Car提供了悬架模型的模板,包括悬架子系统和试验台架,将悬架硬点参数输入系统后完成的悬架模型如图2所示。
然后执行双轮同向分析(指左、右车轮同时施加设定数值的上跳和回弹运动,以观察悬架定位参数的变化),将ADAMS的结果与MATLAB运行结果 进行对比如图3~图6所示。图中左坐标轴衡量两者计算结果,由实线和较密的虚线表示,右坐标轴衡量两种结果的比值,由较宽的虚线表示。
从对比中发现:外倾角在行程为16mm时MATLAB与ADAMS计算结果比值差异较大,最高达到300%,但由于其绝对值接近零,结果相差并不大;前束角的计算结果比值出现较大差异也在结果接近零的时候,除此之外,其余计算结果能基本保持相互吻合。当目标参数不出现符号变化时,例如主销内倾角和主销后倾角始终为正值,MATLAB与ADAMS的结果几乎相同。因此可以认为ADAMS的计算结果是可靠的。
从仿真结果中可以看出:当车轮中心跳动±100mm时(行程增加代表向上跳动,行程减小代表向下跳动), 车轮外倾角在车轮上跳时朝负值方向变化,下落时朝正值方向变化,但超过极限值-3°;前束变动超过5°, 已经明显超出设计要求;主销内倾角在车轮上跳时增大,下落时减少,但变动范围较大;主销后倾角变动极小。故须对前3个参数进行优化。
3悬架运动学优化
本文通过试验设计(DOE)模块研究悬挂硬点参数对运动学特性的影响,其优化目标为减小运动学参数变化范围,以悬架硬点坐标作为影响因子。
外倾角处于车辆横向平面内,决定其变化的主要是简化的空间RSSR机构。故选择上摆臂前、后端点的y轴和z轴坐标的变动范围为-10mm到10mm。
前束角处于车辆俯视平面内,其变化与转向横拉杆的位置有密切关系,故选择横拉杆内端点x、y、z坐标作为影响因素。
和外倾角一样,决定主销内倾角变化的主要是简化的空间RSSR机构,故和其选择相同的坐标点作为影响因素。
在ADAMS/Insight中设定完设计规格后系统自动产生正交表和工作空间,然后自动执行16次试验, 最终处理结果如图7~图9所示。
从图7中可以发现SK01.ground.hpl_uca_rear.z值的变动对外倾角公差影响最大,而且是负影响,即其值增加,外倾角的变动就越小。
从图8中可以发现,SK01.ground.hpl_tierod_inner.z对前束公 差影响最 大,而SK01.ground.hpl_ tierod_inner.x的影响可以忽略不计。
从图9中可以看出,影响主销内倾角公差的因素与影响外倾角公差的因素类似。
根据对上述数据的判断,经多次调整,重新定义模型硬点参数,具体变化如表1所示。
将改变后的坐标值再次输入硬点表格中,执行双轮同向分析,得到如图10~图13所示的结果。
从图10~图13中可以看到,除了变化量本身就很小的主销后倾角之外,其余前轮定位参数变化范围都不同程度地缩小,而且外倾角未超过-3°的界限,保留一位小数后的量化结果如表2所示。
4总结及展望
本文通过建立悬架杆系数学模型,在MATLAB中计算了车轮中心跳动±100mm时各定位参数的变化,以验证ADAMS运算结果的可靠性。然后以上述分析结果为基础,对悬架运动学特性进行优化,最后得到了各因素对其目标的影响,并根据此结果调节硬点使其运动学特性符合要求。优化结果表明:定位参数变动显著减小,外倾角差值减小至优化前的74%,前束减小至优化前的28%,主销内倾角减小至优化前的80%。但是归根结底,悬架的运动学特性还是要反映到整车表现中的,所以为了能更好地评估悬架运动学的表现,还可以以整车平顺性、操控性为目标函数,以悬架硬点为变量进行优化。
摘要：对悬架进行运动学仿真及优化。首先将悬架简化为杆系模型,并基于高等机构学建立了数学模型,利用MATLAB软件计算了车轮中心跳动±100mm时各定位参数的变化。其次将此结果与在ADAMS/Car中得出的结果进行了对比,证明了ADAMS结果的可靠性。最后利用ADAMS的试验设计优化(DOE)模块对悬架硬点参数进行了优化。优化结果表明定位参数变动显著减小,外倾角差值减小至优化前的74%,前束减小至优化前的28%,主销内倾角减小至优化前的82%。
独立悬架运动 篇4
麦弗逊悬架是当今世界用的最广泛的轿车前悬架之一,主要由螺旋弹簧、减震器、三角下摆臂等组成,绝大部分车型会增加横向稳定杆,提高车型稳定性。CATIA软件由法国达索公司开发,其中DMU可以通过自动化的命令和可视化的文件,将设计工作的问题提前发现、提前解决,并能有效保证设计质量。
1、运动模型建立输入条件
根据减震器图纸可确定减震器压缩和拉伸极限值,根据转向器图纸确定转向总行程。
2、麦弗逊式悬架运动模型建立
2.1在前悬架运动分析文件夹下,重新打开Productl,并进入DMU运动分析模块:
2.2首先将所有数模进行拆分,并添加辅助Partl,拆分清单见下表。
注意:模型树下的所需运动件以零部件的形式体现,避免出现装配文件:
2.3将需要拆分的数模按照下图进行拆分:
2.4拆分完毕数模后,对各个零部件之间添加运动副,步骤如下:
1.建立运动机制,固定转向器总成;
2.辅助Partl与转向器总成之间添加棱形接头,增加驱动;
3.辅助Partl与转向拉杆直接按添加U连接
4.转向拉杆和球头之间添加球头连接
5.球头与转向节及轮毂制动器装配总成进行刚性连接
6.摆臂本体与副车架总成之间
7.摆臂本体与球头之间添加
8.球头与转向节及轮毂制动器装配总成进行刚性连接;
9.减震器下与转向节及轮毂制动器装配总成进行刚性连接;
10.减震器上与减震器下之间添加棱形接头,增加驱动;
11.减震器上与转向器总成之间添加球头连接;
12.前稳定杆总成与副车架之间添加;
13.前稳定杆总成与连接杆下球头之间添加进行刚性连接;
14.连接杆与连接杆下球头之间添加U连接;
15.连接杆上球头与减震器下进行刚性连接;
16.连接杆与连接杆上球头之间添加球头连接;
17.减震器上与转向器总成之间添加球头连接;
18.副车架与转向器总成进行刚性连接;
此时模型自由度为“0”,可进行模拟分析。
2.5悬架运动行程的确定
前悬架的上跳极限为前限位块压缩1/2～2/3时的状态为准,轿车、小型客车推荐取1/2,SUV推荐取2/3。以某车型前减震器二维图纸为例,进行如下计算:
如图所示,减震器的最大运动行程为568mm,在数模中测量相同的位置,测量值为429.2mm,故悬架的最大反跳行程为138.8mm;减震器图纸中所示,缓冲块除外减震器行程为183mm,可以得出在不含缓冲块的情况减震器压缩量为44.2mm,假设缓冲块的长度为70mm,按压缩缓冲块的1/2计算,悬架上跳行程为9.2mm,悬架运动行程(9.2mm,138.8mm),修改减震器上下部分的驱动值,根据转向器图纸修正的转向行程。
3、结论
悬架运动模型建立后,可通过添加其他零部件在此基础进行进一步分析,例如轮胎跳动校核、转向运动校核和传动轴运动校核。通过运用CATIA对悬架运动分析,既提升零部件设计的效率和准确度,又进一步为结构设计改进与工艺制造提供了设计依据。在项目前期开发阶段,经过初步校核分析,对整车结构定义确定、缩短开发周期、减少设计更改、又降低设计开发成本等有重大意义。
参考文献
独立悬架运动 篇5
平衡悬架广泛应用于重型汽车上, 它提高了重型汽车特别是重型工程汽车轮胎的接地性, 保证了各种工况下两桥或多桥之间载荷的均衡性。但目前的分析手段还大部分是经验法或简单计算, 再进行装配验证、改进, 分析手段落后, 无法满足现代汽车新产品开发速度, 基于此, 以某车型后平衡悬架为例, 运用Pro/E机构模块进行了辅助分析, 缩短了后平衡悬架的开发周期, 提高了产品质量, 并可为汽车设计工程师提供设计参考。
1、钢板弹簧的参数化建模
本文运用Pro/E Wildfire5.0 中的机构进行运动分析, 为了能更好的模拟车辆零负载、满载、极限载荷等各种工况时对其他零件的影响, 首先需将钢板弹簧进行参数化建模, 建模分为以下几步:
(1) 将钢板弹簧近似为一抛物线, 建立曲线方程如以下公式。
其中:L—钢板弹簧长度;H—钢板弹簧中间部位与两端接触点高度差;h—钢板弹簧弧高;s—钢板弹簧作用长度半长;t—常量 (0~1) 。
(2) 创建布局, 建立钢板弹簧示意及板簧参数表, 如图1。
(3) 申明布局, 将步骤 (2) 与步骤 (1) 关联, 如图2。
(4) 在步骤 (1) 曲线基础上建立钢板弹簧实体模型, 如图3。
2、系统组成及装配
后平衡悬架主要由车架、平衡轴、平衡轴壳、轴承、钢板弹簧、上推力杆、下推力杆及桥组成, 运动过程时, 钢板弹簧与平衡轴紧固为一体绕平衡轴转动, 同时钢板弹簧分别在中、后桥接触滑动, 为便于机构分析, 将平衡轴壳、轴承、钢板弹簧用骑马螺栓紧固为一分装总成, 系统简化后共7 个构件, 各构件的连接类型及自由度见表1。
按照表1 所列, 进行后平衡悬架装配, 机构中引入特殊连接, 即在中、后桥与钢板弹簧接触部位增加凸轮连接, 系统共11 个3 级运动副、2 个4 级运动副, 系统自由度为1, 装配完后的模型如图4。
3、运动分析
3.1 运动仿真
进入Pro/E机构运动分析模块, 选择“平衡轴壳及钢板弹簧分装总成”的销钉连接为伺服电动机的运动轴, 轮廓设置为余弦曲线, 参照后悬架的跳动极限将模拟振幅为设置为8.7°, 2 个运动周期, 具体如图5 所示。
针对此运动机构, 选取当前位置作为分析起点, 设定运动时间为30 s, 帧频为10 帧/s, 电动机恰好完成2 个周期的运动。随后将运动仿真的分析结果保存起来, 以便于分析后悬架各元件运动规律。分析仿真设置如图6。
3.2 悬架运动校核
分析仿真完成后, 在机构工具的动画中点击回放按钮, 产生如图7 所示的动画, 可进行后悬架的动态校核, 分别校核钢板弹簧零负载、空载和满载工况时悬架运动过程中周边间隙, 如存在零件之间干涉问题, 再修改零件数模。
3.3 运动轨迹、包络
选择菜单命令的插入︱轨迹曲线, 弹出图8 所示, 选取桥中心点、推力杆球头中心点、滑板接触点等, 生成某一零件的运动轨迹曲线;选取运动回放的包络按钮, 如选取下推力杆为包络元件, 生成的包络图形如图9, 校核其他相关系统时, 可调入包络模型进行进一步分析。
3.4 推力杆球销扭转角校核
推力杆球销初始角设计不合理, 均会导致推力杆球销损坏, 理论上, 为保证零部件的通用性, 在设计满载工作过程, 推力杆球头可以不设计预扭角度, 极限位置时不超过许用角度就可以, 该车型的后平衡悬架的上、下推力杆许用扭转角行程为±22°, 根据表2、表3 校核数据分析, 上推力杆极限行程满足许用角度, 下推力杆在零负载工况时下极限位置最大扭转角度为27.1°, 不符合设计要求, 为此, 综合装配、球销的寿命等因素, 下推杆设计球销初始角度为10.5°, 极限行程及工作行程均在许用要求范围。
3.5 传动轴空间运动分析
由于后平衡悬架的运动, 会影响到中、后桥间传动轴的空间运动, 如传动轴夹角及布置不合理, 引起整车传动噪声、抖动和传动轴十字轴失效、贯通轴损坏等问题, 为此, 在平衡悬架模型基础上, 装配桥间传动轴的模型, 可进一步校核传动轴的空间布置合理性, 如图10。
根据该车型传动轴设计规范要求, 桥间传动轴的最大伸缩量小于110mm, 传动轴的极限夹角小于35°, 结合表4传动轴最小伸缩量为30mm, 最大伸缩量为72mm, 最大极限夹角为27.1°, 均满足设计标准要求。
4、结束语
通过Pro/E机构模块对某车型的后平衡悬架及传动轴的空间位置进行运动仿真、校核、包络, 实现了对悬架系统的设计优化, 并可为其他周边零部件输出设计边界。该运动校核方法, 为悬架系统的优化设计提供一种便利的途径, 节省了设计开发周期, 也可用于汽车其他系统的设计。
参考文献
[1]二代龙震工作室.Pro/Mechanism机构/运动分析[D].清华大学出版社, 2011.
[2]卜凡龙.基于Pro/E的悬架运动校核方法研究[J].汽车零部件, 2015 (8) 31~35.
[3]陈耀明.汽车悬架论文集.苏州大学出版社[D], 2012.
独立悬架运动 篇6
轮胎印迹内三维应力的分布直接影响轮胎的侧偏特性和磨损持性。特别是轮胎印迹内垂直应力的分布。轮胎滚动时，印迹内胎面不仅产生变形，而且产生滑移，这种滑移大大加速了胎面的消耗。速度越高，滑移越大，胎面磨耗越严重。
影响轮胎偏磨耗的因素很多，汽车悬架的运动特性是其关键的直接影响因素。合理的车轮定位角的设定，以及对车轮跳动时车轮定位角的变化特性的优化，不仅可以有效改善汽车的操纵稳定性，提高汽车行驶安全性，而且可以有效降低轮胎的异常磨耗，提高轮胎的使用寿命。
N106LP货车在进行山路和试验场强化道路可靠性试验时，出现了轮胎内侧异常偏磨耗。
为彻底解决这一问题，本文通过对轮胎磨耗产生机理的分析，剖析了N106LP微型货车后轴轮胎偏磨耗影响因素，阐述了对整车桥式非独立后悬架的运动特性优化，解决了N106LP微型货车行驶过程中出现的偏磨耗问题。
（一）轮胎胎面磨耗的发生机理
胎面磨耗是轮胎在周向和侧向切线应力作用下与路面相互滑移摩擦，胎面胶表层受到机械应力、热、氧等因素的综合作用，发生分子链与交联键断裂破坏的复杂过程。
在胎面磨耗过程中包含着物理与化学过程。如胎面相对于路面滑移，一方面使胎面细微切伤，另一万面又使胎面胶温度升高，物理机械性能降低。结果，易受机械和氧的破坏作用，热及摩擦静电作用而产生臭氧，引起了橡胶的氧化裂口。这种细微切伤和裂口在胎面与路面摩擦时引起撕裂作用。此撕裂性磨耗又将在高温下加速发展。总之，因滑移而引起的路面对胎面的微观切割与撕裂作用，乃是胎面磨损的主要原因。
影响胎面磨损的主要因素有胎面胶的耐磨强度，轮胎的结构，轮辋宽度，气压，负荷，车速，牵引力和侧偏力，路面类型，外界气温及驾驶操作等。
1. 胎面胶的耐磨性直接影响着轮胎的使用寿命。
胎面胶的耐磨程度又主要是由胶料配方以及胎面胶硫化程度等所决定。不同生胶磨耗指数越大表明胎面胶越耐磨。
2. 轮胎胎冠刚度与轮胎磨耗的关系。
轮胎磨耗与带束层结构有着密切的关系，它主要是在汽车曲线行驶时由于转向而产生的。汽车转向时，胎面接地面的中心线发生变形。由于胎面与路面之间产生滑移而使胎面的接地的后部产生磨耗，这种磨耗因轮胎结构不同而不同。在文献[4]中。把接地面内的胎面看成是受侧向力作用的帘线。橡胶叠层横梁，接出了用Gough刚度分析轮胎结构与轮胎磨耗之间关系的方法。Gough刚度S表达式为：
Eθ——胎面部的周向刚度
Gψθ——胎面部的切变刚度
C1、C2——常数
文献[4]中列出了Gough刚度与胎面磨耗之间的关系，如图1所示，提高轮胎的Gough刚度，可以降低胎面磨耗。文献[4]分析了子午线轮胎带束层帘线角与Gough刚度的关系，如图2所示。从Gough刚度分布可以看出，带束层帘线角为72°～74°时，胎面的耐磨性能最好。对胎面耐磨性能最有利的带束层帘线角是随帘线，橡胶复合材料的材料特性变化而变化的。有机纤维带束层的最佳帘线角比钢丝帘线低。例如，如果胎体补强层为人造丝，带束层为芳族聚酰胺帘线时，其最佳带束层帘线角为70°～72°。由此可见，取决于帘线橡胶复合材树的材料特性的胎冠刚度是影响胎面磨耗的主要因素之一，提高胎冠刚度，可以降低胎面磨耗。
3. 轮辋宽度对于胎面磨耗有明显的影响。
轮辋宽度由轮胎断面宽度由65%增加到80%时，能使胎面磨耗降低22%。
4. 轮胎内气压无论是对胎面磨耗的绝对值，还是磨耗的性质都有密切关系。
轮胎的气压低时，由于轮胎向里弯曲，胎面的中部负荷要小一些.而胎面的边缘负荷急剧增大，使材料的应力增大，这种现象称为“桥式效应”。产生“桥式效应”时，胎面磨耗不均匀，胎面的边缘磨损较重。同时，胎面的中部几乎保持不变(图3)。这种不均匀磨耗使轮胎的使用寿命降低。另外，在这种情况下.轮胎滚动时肩部产生的温度比轮胎的其它部分高，由于生热而温度增高，更加促使脸面磨耗加速。
5. 轮胎超载会导致胎面迅速磨损。
这是因为摩擦力与轮胎负荷成正比，故负荷大，则磨耗也大。同时超载又会使轮胎侧弯曲度增大，胎肩着地，胎面边缘形成严重的不均匀磨耗。垂直载荷越大，侧偏刚度越大，但垂直载荷过大时，轮胎产生很大的径向变形，侧偏刚度反而减小。
轮胎的充气压力对侧偏刚度也有显著影响，随着气压的增加，侧偏刚度增大，但气压过高后侧偏刚度不再变化。由图5可知，当侧偏角小于某一数值时，轮胎侧向力随侧偏角的增大而增大。
图6是7.50～16轮胎的垂直载荷与侧偏角和磨耗之间的关系，其中轮胎额定载荷为4.45kN。可以看出，随着侧偏角的增加，轮胎磨耗增加;当侧偏角较小时，垂直载荷对轮胎磨耗几乎没有影响，侧偏角越大，垂直载荷对轮胎磨耗的影响也越大。
6. 高速行驶会使胎面迅速磨损。
特别是在坚硬不平的路面上行驶时，因为在与地面接触部位上的胎面各部滑动量增大，促使胎面的磨耗加快。
7. 牵引力与侧偏力是影响胎面磨耗的最不利因素。
它们的影响主要在于大的剪切力和胎面各部在接触面的加速运动。
侧偏对轮胎磨损有明显影响，可从图7看出。在侧偏角为8°时的磨损率差不多等于2°时的30倍。
牵引力，不论是驱动力还是制动力的作用，结果都能导致非常快速的胎面磨损。牵引力引起轮胎滑转，而滑动率的大小即表明胎面各部在地面的滑动量多少。试验结果表明：轮胎在2%滑动率情况下的磨损率可能比滑动率为零时大20倍，而当滑动率为10%时轮胎磨损大约增加140倍。
8. 路面条件对轮胎使用寿命的影响很大。
不论路面的类型及其状况，还是路面的纵横坡度和弯曲度，都影响轮胎的磨耗。
经验表明：轮胎的磨耗随着路面粗糙程度的增加而增大。若以轮胎在沥青或水泥路面上的行驶里程作为100%基准，则在较差的碎石路面上的行驶里程便降为75%～80%，而在多石的不良道路上的行驶里程仅为好路面上的50%。路面的拱度增大时、轮胎磨耗的不均匀性增大，它会导致胎面的单边磨损。上坡、下坡、道路弯曲也急剧增加轮胎的磨耗。因为汽车在这种情况行驶时，加速和制动较频繁，例如在山路上行车，轮胎的使用寿命比在平原地区的道路上行驶时低15%～20%。
9. 气候条件对轮胎行驶里程的影响也很大。
不但周围的气温与气候和季节有关，而且在某种程度上，路面条件也与气候和季节有关。轮胎的工作温度随着周围气温的变化而变化，轮胎材料的强度也相应地随之而变化。在夏季，轮胎的磨耗显著大于冬季。
1 0. 汽车的驾驶方法也对胎面的磨损也有大的影响。
不正确或不经心地驾驶汽车，能使轮胎的行驶里程急剧缩短。与驾驶员直接有关的缩短轮胎使用寿命的因素有：急剧起步、急剧制动和急剧转弯。
汽车急剧起步会引起轮胎严重磨损，特别是车轮打滑时会引起轮胎生热，从而使材料的强度降低，加速胎面的磨耗。
汽车急剧制动使轮胎胎面不均匀磨耗是轮胎磨耗加快的主要原因之一。制动时“抱死”，在沥青混凝土路面上留下由轮胎被拖滑形成的两道黑印。长时间和不止一次地“抱死”制动，能使胎面完全磨损。
在高速行驶中汽车急转弯时，产生大的侧向惯性力，常引起汽车侧滑。在此种情况下，胎面各部分产生强烈的滑动，胎面的磨耗加快，胎面的边缘尤其明显。
（二）轮胎偏磨耗的因素
1. 车轮前束和外倾角的影响
汽车行驶时，车轮前束和外倾角改变了轮胎的侧偏角和印迹形状，从而影响轮胎的磨耗。
图9为外倾角与轮胎磨耗的关系图。轮胎外倾角值为5′～10′即0.1°，轮胎的滚动阻力最小，且轮胎磨耗均匀。太多的正的车轮外倾角会导致轮胎外侧胎肩异常磨耗，太多的负的车轮外倾角会导致轮胎内侧胎肩异常磨耗。
图9和图10分别给出了车轮外倾角和前束分别对子午线轮胎磨耗的影响。前束增加，磨耗增加，而且胎面外侧磨耗大于内侧磨耗。比较两图可知，当车轮前束和外倾角产生的侧向力相等时，前束是轮胎磨耗的主要影响因素，外倾角对轮胎磨耗的影响较小。
为了使直线行驶的轮胎减少磨耗，而且发生均匀磨耗，应尽量降低车轮前束值，同时产生的侧向力要小。在实际设计和调试中，只追求前束和外倾角所产生的侧向力相互抵消的观点不尽合理。
2. 侧倾转向
车身的侧倾使得弯道内侧和外侧的车轮分别向上和向下运动。在侧向风干扰下车身也会产生侧倾。悬架的刚性和塑性运动确定了车轮将会有那些前束角和外倾角变化。由此产生了转向效果。这种对汽车的影响效应被称为侧倾转向。由于轮子并不总在垂直的平面内上下运动，因而前束角和侧倾角都是变化的。同一条轴上两个车轮的上下运动并不是对称的，因此转弯内侧与外侧车轮受的力是不能相互抵消的。外侧车轮受的载荷大，由前束角和侧倾角产生的侧向力也较大，因此外侧的车轮决定着侧倾转向对汽车转弯性能的影响。图11表明了刚性车轴的转向效应。
（三）N106LP后轮胎偏磨耗的原因分析
可能的原因1：后桥刚度不够，弯曲变形，导致外倾角变小为负值，引起轮胎内侧偏磨耗。
可能的原因2：车轮定位角不符合要求，造成轮胎偏磨耗。
可能的原因3：轮胎本身原因和气压不符合要求，造成轮胎偏磨耗。通过更换不同型号的轮胎以及调整轮胎气压试图予以改善，但轮胎的偏磨耗依然存在，由此可见，轮胎异常磨耗的原因不是由于胎压不正确或轮胎本身的原因造成。
通过以上分析，初步断定，造成N106LP货车后轴轮胎异常偏磨耗的主要原因应该是悬架运动特性不合理，以及悬架刚度匹配不合理，才造成车辆侧倾时轮胎滑移，出现内侧偏磨耗。为此，建立了N106P货车板簧后悬架系统模型，并进行了悬架系统运动特性分析。
N106LP微型货车板簧悬架系统建模及运动特性分析：
N106LP货车改进前，后轴侧倾不足转向度很小，车辆在山路转弯工况时，载荷向外侧转移，车辆外侧轮胎胎面外侧A点变形量最大。而车辆向左拐弯时，内侧轮胎的滚动速度应小于外侧，这就造成了车辆后轮胎以A点接地点的纵向滑移，即图示的内侧轮胎胎面内侧C点，以及外侧轮胎内侧胎面B点的纵向滑移率加大，同时，加上轮胎的横向侧滑，是造成轮胎内侧异常偏磨耗的主要原因之一。造成轮胎异常偏磨耗的另一原因与悬架的刚度匹配有关，如果悬架运动特性设定不当，在车辆侧倾和转向过程中，会加剧轮胎的滑移量，使胎面的异常磨耗加剧。针对上述原因分析，对后悬架进行了改进，优化了后悬架的运动特性，同时，优化了后悬架的刚度特性。
（四）结论
悬架的定位角变化特性对轮胎的异常磨耗影响很大，不正确的悬架运动特性设定会加速轮胎的磨耗，缩短轮胎的使用寿命，反之，正确的悬架运动特性设定会减轻轮胎的磨耗，提高轮胎的使用寿命。通过对N106LP货车后悬架的改进，后悬架运动特性优化后，汽车在同样工况和道路状态下的道路强化试验结果表明：改进后的后轴轮胎磨耗正常，且轮胎的使用寿命增加。
参考文献
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独立悬架运动 篇7
矿用汽车是一种在露天矿山使用普遍的高效运输设备, 由于其载重量大、工作环境恶劣, 对悬架系统的要求较高[1], 独立式油气悬架系统越来越普遍地被应用。该系统采用油气悬架作为整车悬架的弹性和阻尼元件, 为油气悬挂缸+横向导向杆+A型架的布置形式。油气悬挂缸主要在垂直方向起到弹性元件和阻尼元件的作用, 另外它还与横拉杆共同起到横向的导向作用, A型架起到纵向的导向作用[2]。
车辆悬架的侧倾特性是制约整车操纵稳定性和行驶平顺性的重要参数, 对于车辆操纵稳定性而言, 侧倾角过大会使驾驶者感到不稳定和不安全; 而对于平顺性而言, 车厢的侧倾角过大, 乘客会感到不舒服并缺乏安全感[3]。因此研究悬架侧倾特性对于整车操纵稳定性和行驶平顺性的提高有重要意义。
矿用汽车后悬架横向运动较前悬架更加复杂, 在分析后悬架横向运动特性的基础上, 采用运动学分析方法和向量复数法, 并在侧倾平面内建立横向运动模型, 通过数学方法求解得到后悬架不同状态下关键点的坐标值, 建立车辆后悬架侧倾运动模型。在数学模型的基础上利用Matlab分析后悬架运动学特性, 输入数学方法求解, 准确地描述了后悬架各因素对侧倾性能的影响曲线, 并分别讨论了横拉杆、悬架刚度等因素对悬架侧倾性能的影响。
1 矿用汽车悬架组成
矿用汽车前后悬架均采用油气式悬架作为阻尼和弹性元件, 悬架简图如图1 所示。前悬架油气悬挂缸的缸筒直接通过螺栓与车架纵梁连接, 横向导向杆的功能是由车架下方的U型梁结构和悬挂缸自身活塞杆与缸筒的约束作用共同实现的。这种悬架形式在矿用汽车, 尤其是较大吨位的车型上应用较为广泛, 其优点与原来的非独立式悬架相比较是十分明显的[4]。除了油气式悬架的自身优点以外, 该形式结构简单, 悬挂缸的活塞缸同时充当前轴主销, 为转向、制动等系统的布置提供便利。另外, U型梁的形式在提高车架刚度的同时, 为发动机的布置预留了空间, 这对降低整车重心十分有利。
2 后悬架侧倾特性运动学分析
悬架相对于地面转动时的瞬时轴线称为车厢的侧倾轴线。该轴线通过车厢在前、后悬架横断面上的瞬时转动中心, 这两个瞬时中心称为悬架的侧倾中心。侧倾中心的位置决定于悬架的导向机构, 可用图解法或者实验法确定[5]。后悬架横向运动较前悬架更加复杂, 其中油气悬挂缸主要在垂直方向起到弹性元件和阻尼元件的作用, 另外它在一定程度上与横拉杆共同起到横向的导向作用, 在纵向上主要是由A型架起导向作用。
2.1 后悬架运动学分析模型
在建立后悬架运动学模型之前, 必须对模型进行简化处理: 假设车架和货箱不发生相对位移, 将其整体视为刚体, 共同当作簧载质量处理; 横拉杆, 悬挂缸的缸筒和活塞均为刚性; 几何分析时暂时不考虑轮胎在运动中的变形[6]。
假设车辆行驶在坡度为 ψ 路面上, 同时簧载质量的质心处受到水平侧向力F作用时, 规定向右为正方向, 以后桥中心点为原点建立坐标系。建立车身的受力分析图以及后悬挂缸和横拉杆的几何位置关系如图2 所示。其中后桥中心点为原点。
A—左悬挂缸上端点;P—左悬挂缸下端点;B—右悬挂缸上端点;Q—右悬挂缸下端点;T—横拉杆左端点;S—横拉缸右端点;C—簧载质量质心点;a—横拉杆左端点到后桥中心距离;c—横拉杆右端点到后桥中心距离;b—悬挂缸到后桥中心水平距离;d1—T点到后桥轴线y方向距离;d2—S点到车架y方向距离;L0—横拉杆长度;ψ—非簧载质量倾角;α—横拉杆与水平方向夹角;θ—车身与水平方向夹角。
根据图中的各点几何关系, 从原点O出发, 可以依次确定M、P、Q、T、S、N、A、B、C点的坐标值, 如下所示:
根据以上各点的坐标表达式, 可以计算左右悬挂缸的瞬时长度LL、LR分别为:
以得到左右悬挂缸的弹性力FL、FR的表达式为:
在水平方向上, 簧载质量受力平衡得:
在竖直方向上:
对横拉杆右端点S点取力矩平衡, 得到:
2.2 后悬架侧倾特性分析
1) 侧倾中心分析
这里采用复数向量法对后悬架侧倾中心进行分析, 图中即为簧载质量质心和侧倾中心的向量表示形式。根据图中向量关系有:
式中为横拉杆倾角相对簧载质量质心变化。
由式 ( 18) 可得:
2) 侧倾角刚度分析
根据定义, 侧倾刚度表示单位簧载质量的转角下, 悬架系统给车辆簧载质量的弹性恢复力偶矩的大小, 即:
根据所建模型, 簧载质量所受的悬架的恢复力矩力偶矩为:
3 后悬架运动学特性分析
模型中的簧载质量所受的横向力F为向心力。根据矿用汽车的实际运行情况, 向心加速度取值范围在区间-2.5 m / s2~ 2.5 m / s2内 ( 约相当于车速25 km/h, 转向半径20 m) , 则横向力F取值范围是-100 k N ~ 100 k N[7]。研究模型的主要参数如表1 所示。
在对车辆实际结构参数进行侧倾分析时, 主要分析的物理量为簧载质量质心侧倾角, 簧载质量的质心位移以及后悬架侧倾中心的位移变化情况。
3.1 簧载质量横向力对侧倾特性的影响
对所研究的后悬架进行侧倾规律的研究时, 可以采用对比的方法。首先分析目前结构各因素对侧倾的影响, 之后通过改变结构参数讨论各因素的影响[8]。这样就实现了分析单一因素对侧倾特性的影响。为了清晰描述后悬架的侧倾规律, 需要先对现有悬架进行全面描述, 再通过改变结构参数讨论各因素的影响如图4 所示。
图4 ( a) 为对簧载质心和横拉杆发生侧倾时, 二者侧倾角随侧向力大小发生变化情况的曲线。图4 ( b) 描述了横向力变化过程中侧倾角刚度的变化趋势, 变化率基本保持不变。图4 ( c) 和图4 ( d) 分别表述了悬架侧倾过程簧载质心和侧倾中心的位移变化情况的曲线。以上各图可以看出车辆发生侧倾运动时, 悬架相关物理量的变化情况。下面通过改变部分结构参数来观察其对侧倾特性的影响。
3.2 横拉杆的初始安装角对侧倾性能的影响
图5 中所示的角度值是指车辆满载工况时横拉杆的角度, 而非轻车时的安装角度[9]。改变数值选择在水平方向的基础上分别上下浮动5° ( 取逆时针方向为正方向) 。各物理量变化如图5 所示。
由图5 对比分析可知, 横拉杆的初始安装角对悬架的侧倾角度影响较小; 横拉杆初始安装角度为水平时, 簧载质量质心位移的高度变化量最小; 初始安装角度不同导致侧倾中心位置偏离整车中心面, 这一点对于车辆操纵稳定性是不利的。另外, 由于簧载质量和非簧载质量在发生垂直方向的相对运动时, 横拉杆的安装角度会导致二者垂向运动的同时产生横向相对位移, 这也是这种悬架的缺点之一。因此, 为了尽量减小这种横向附加位移, 在悬架布置空间允许的前提下, 应尽量保证横拉杆的初始安装角为水平。
3.3 横拉杆的长度对侧倾特性的影响
假定在各长度时横拉杆初始安装角均为0°, 横拉杆的水平方向长度取值依次为1.28 m, 1.08 m, 0.88 m, 由于受到后轮轮距尺寸的限制, 横拉杆在布置时所能取到的最大值为1.28 m。侧倾角刚度和侧倾中心的变化曲线如图6 所示。
由图6 可知: 横拉杆长度对侧倾角刚度的影响不大, 悬架抗侧倾的能力有所增强, 横向力为零时横拉杆不发挥作用; 随着横拉杆长度变大, 簧载质心的侧倾中心高度的上下浮动量变化减小, 这对于提高悬架的稳定性和整车的操控性是十分有利的。
图7 为横拉杆运动示意图, 可以看出簧载质量的水平位移 Δx与横拉杆的长度L和安装角 α 有关, L越大, 悬挂缸相同振幅的情况下, Δx越小; 同时 α 越小 Δx越小。因此, 若 α 在小范围内变化对侧倾刚度的影响不大时, 应尽量使 α 趋向于0°。
因此, 无论是理论计算还是运动分析都可以得出, 横拉杆在设计过程中应尽可能按照增大长度、减小初始安装角的原则进行设计[10]。为便于对整车的侧倾性能进行分析和优化, 根据对悬架模型的量化分析, 将横拉杆抗侧倾力矩与油气悬挂缸的力矩相结合考虑, 即悬架侧倾恢复力矩为二者之和。
3.4 非簧载质量的倾角对侧倾特性的影响
非簧载的倾角 ψ 对于簧载侧倾特性的影响, 假定车辆处于不同坡度的路面上, 分别为-3°, 0°, 3°, 得到各物理量变化如图8 所示。
由图8 可知, 当非簧载即后桥处于倾斜路面, 且车辆质心受到横向力时, 质心侧倾十分明显。
3.5 悬架刚度对侧倾特性的影响
为了观察悬架刚度对悬架影响的程度大小, 选择定刚度弹簧代替油气悬架, 弹簧刚度取不同数值进行对比。侧倾角刚度的变化情况如图9 所示。
通过图9 分析可知, 悬架的刚度对于车身的侧倾影响最明显, 可见, 在车辆平顺性能够保证的情况下, 改变悬架的刚度是调整车辆侧倾特性的最关键因素。
4 结语
车辆悬架的侧倾特性是制约整车操纵稳定性和行驶平顺性的重要参数, 矿用汽车后悬架横向运动较前悬架更加复杂, 因此, 对后悬架侧倾特性进行研究。在分析后悬架横向运动特性的基础上, 运用运动学方法和复数向量法, 在后悬架的侧倾平面内建立了横向运动模型, 通过对簧载质心位移, 悬架侧倾中心位移, 以及悬架侧倾角刚度值等的分析, 采用数学方法, 结合Matlab, 定量的描述后悬架的侧倾运动规律。模型综合考虑簧载质量、横拉杆长度和倾角、悬架刚度等多种因素对于悬架性能的影响。分析计算可以看出, 通过合理布置横拉杆的结构, 调整簧载质量和非簧载质量的大小, 提高悬架刚度等方法都能够明显改善后悬架抗侧倾能力。
摘要：矿用汽车后悬架采用油气悬挂缸、横向导向杆、A型架的形式。运用运动学分析方法和向量复数法, 在侧倾平面内建立横向运动模型, 通过数学方法求解得到后悬架不同状态下的关键点的坐标值, 建立车辆后悬架侧倾运动模型, 基于Matlab对各点拟合获得悬架侧倾特性, 定量描述后悬架的侧倾运动规律。结果表明, 横拉杆在设计过程中应尽可能按照增大长度、减小初始安装角的原则进行设计;改变悬架的刚度是调整车辆侧倾特性的最关键因素。所采用方法能够更加全面的反映运动参数变化的全过程, 对于分析机构性能及合理设计具有重要的指导意义。
关键词：矿用汽车,后悬架,侧倾,运动学特性,模型
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