悬架运动

悬架运动（共12篇）

悬架运动 篇1

0引言

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%。

关键词：悬架运动学,仿真,优化,ADAMS

悬架运动 篇2

车辆油气悬架动态特性识别

基于车辆系统油气悬架的`动态模型,建立了神经网络模型来识别油气悬架的动态力.将小波变换应用于油气悬架信号的提取,通过小波的分解与重构有效地去除了噪声信号,为油气悬架系统设计提供了理论依据.

作 者：田野 关英俊 金普胜 TIAN Ye GUAN Ying-jun JIN Pu-sheng  作者单位：田野,关英俊,TIAN Ye,GUAN Ying-jun(长春工业大学机电工程学院,吉林,长春,130012)

金普胜,JIN Pu-sheng(长春乾源房地产开发建设有限公司,吉林,长春,130022)

刊 名：长春工业大学学报（自然科学版） 英文刊名：JOURNAL OF CHANGCHUN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY(NATURAL SCIENCE EDITION) 年，卷(期)：2009 30(2) 分类号：U463.33 关键词：油气悬架   神经网络   动态力   小波  

解剖悬架（上）——前悬架 篇3

人们谈论汽车性能的时候，通常会比较不同汽车的功率、扭矩、0～1 00km/h加速时间等数据。但是脱离了对悬架的认识，任何关于动力性能的讨论都变得毫无价值。正因如此，所有的汽车厂商在设计完发动机之后，都要花费大量的时间和资金来不断完善自己的悬架系统。

悬架的任务是尽量增大轮胎和地面之间的摩擦力、提供转向稳定性并确保车内乘客的舒适性。如果路面是非常理想的平整表面，没有任何起伏，那么汽车的悬架系统就完全不需要了。可事实并非如此，即使刚铺成的高速公路仍然存在坎坷的表面。不平的路面会对汽车产生附加力的影响，轮胎会在这样的路面上产生竖直方向上的跳动，从而会对汽车产生一个竖直方向上的加速度。

如果没有悬架，轮胎的所有竖直跳动都会直接传递给车厢，轮胎也会失去和路面的接触。随后，整个车厢和车里的所有乘客都会在重力作用下直接砸落在地面上。有了悬架，我们就可以不受这种情况的干扰，把上述竖直方向的跳动在车轮处吸收掉。

所有悬架的作用可以从以下3个方面来全面地考察和衡量缓；中性能、抓地性能和过弯性能。

了解了这些之后，让我们看看所有悬架的3种基本组成元件：

弹簧

常见的有钢板弹簧和螺旋弹簧。前者曾在上世纪80年代末以前比较流行，目前在大型货车上也比较常见。后者则在当前的轿车上非常普遍，几乎所有的轿车均采用螺旋弹簧来吸收路面的振动。近年来，随着技术的进步，空气弹簧和扭杆弹簧也逐渐出现在一些车型中。

避震筒

设想一下，如果你用手压缩或者拉伸一根弹簧，在你松开手之后，弹簧肯定会来回振荡，直至储存的能量消耗殆尽。同样，如果汽车的悬架没有避震筒，只有弹簧，在车轮轧过一个减速带之后，车身会不停地上下振动许久，车内的乘客想必苦不堪言。因此，避震筒应运而生。避震筒很容易被压缩，但是极难被拉伸。这样，当轮胎第一次向上跳起的时候，避震筒也随之被压缩，但是在弹簧第一次回弹的时候，避震筒可以拉住车身，以使其不至于来回振荡。

防倾杆

防倾杆(也叫横向稳定杆)用来增强汽车悬架的横向刚度。防倾杆连接车辆前部或者后部的左右侧避震筒，当一侧的避震筒上下跳动的时候，防倾杆将一部分的跳动传递给另一侧的避震筒，从而使两侧的跳动尽量一致，减小了侧倾的幅度。当今的大多数汽车在出厂时候已经在自己产品上装了防倾杆，即使少数没有安装的，也都预留出了加装的位置。

下面我们将具体分析前悬架的工作环境，比较不同前悬架类型的特点。对于汽车后悬架的分析，将会在下期与读者见面。

对于目前市场上绝大多数的汽车来说，发动机和变速箱已经占据了前轮轴线上几乎全部空间，这就要求悬架部件必须非常紧凑，占用空间小。同时，汽车的前轮还担负有转向的作用，只有前轮定位非常精确的悬架，才能保证汽车的转向精确、灵敏。基于上述要求，目前的汽车前悬架根据结构的不同可以分为麦弗逊氏、多连杆式和双叉臂等。

麦弗逊式悬架

麦弗逊式悬架将减振弹簧和避震套筒结合在一起，是目前结构最简单、占用空间最小、也是制造成本最低的前悬架，主要应用于前轮驱动的中小型汽车上。因为这种悬架很轻，所以转向响应很快，并且可以用一个下摇臂自动调节车轮的外倾角，使前轮在转向的时候还保持与路面大面积接触，有利于提高前驱车的抓地性能。

正由于麦弗逊悬架结构简单，前轮定位精度不够，而且没有一根横向的受力拉杆，所以轮胎在转弯时候受到的横向力几乎全部传递给了避震套筒，而避震套筒却没有承载横向力的机构，极容易加剧转向时候的侧倾，让前驱车转向不足的缺点更加明显。

多连杆式车轮

由三根(包含三根)以上连杆连接车轮和车身的悬架都可以叫做多连杆悬架。多连杆悬架由于拉杆比较多，所以可以精确地定位前轮位置，转向感觉比较清晰。另外由于连杆的约束，使轮胎在上下跳动时前束角也能稍微改变，这可以改善前轮的弯道适应性。如果多连杆悬架用在前驱车的前轮(例如Audl A6)，还可以在一定程度上缓解前驱车通常的转向模糊毛病，给人带来转向精确的感觉。

多连杆悬架最大的缺点就是需要占用较多的空间，而且无论是制造成本还是研发成本都比其他形式的悬架要高，所以常用在中高级轿车上。

对很多高档的B级轿车(例如奔驰C-Class和BMW 3系)来说，虽然它们都采用后驱方式，但它们的前悬架却一致采用三连杆形式。原因不仅在于高档车空间大，方便布置体积较大的多连杆悬架，更重要在于BMW和奔驰看中了多连杆悬架对前轮定位精确、转向敏捷的特点。

双叉臂(也叫双叉骨或者双A臂)悬挂拥有上下两个A字形的交叉臂，用来精确定位前轮的各种角度参数(麦弗逊悬架无法做到这一点)。从这一点上来说，它应当属于多连杆悬架的一种特殊变形。

前轮转弯时，轮胎受到的横向力由两个叉臂同时吸收，横向刚度大，所以转弯侧倾较小。双叉臂通常采用上下不等长的配置，让车轮在跳动时能自动改变外倾角并且减小轮距变化、减小轮胎磨损。

与麦弗逊悬架相比，双叉臂悬架多了一个上叉臂，所以需要在底盘上占据更大的空间，中小型车的前桥一般没有多余的空间来布置这种悬挂。相反，在许多大型SUV(例如Q7)上，我们倒可以看到这种形式的悬架。

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

悬架对汽车行驶平顺性的影响 篇5

悬架对汽车行驶平顺性的影响

悬架系统是现代汽车上的重要组成之一.为了实现载货汽车悬架系统的优化设计,提高载货汽车悬架系统开发的.可靠性、可预见性、缩短开发周期,本文针对载货汽车的实际特点,分析了悬架对汽车行驶平顺性的影响.

作 者：李志彪 作者单位：南昌工程学院机械与电气工程学院,江西,南昌,330099刊 名：考试周刊英文刊名：KAOSHI ZHOUKAN年，卷(期)：“”(18)分类号：关键词：悬架 汽车行驶平顺性 影响

浅析汽车悬架系统 篇6

【关键词】悬架系统  电控悬架  主动悬架

【中图分类号】G71                               【文献标识码】A      【文章编号】2095-3089（2015）05-0007-02

一、概述

随着人们对车辆乘坐舒适性、安全性、稳定性要求的提高和我国汽车悬架技术的发展，电子控制悬架在汽车上的应用日益广泛。悬架主要影响汽车的垂直振动。传统的汽车悬架是不可调整的，在行车中车身高度的变化取决于弹簧的变形。因此，在汽车的行驶过程中出现的制动、转弯、车载重量的变化等情况，会影响到人们的乘坐舒适稳定性和货物的完好率。

二、 汽车电控悬架的发展

随着电子技术的飞速发展，车用微机、各种传感器、执行元件的可靠性和寿命都大幅度提高，电子控制技术被有效应用于悬架控制中。为了确保悬架的主要特性，即避震性（振动衰减力）、弹性常数、减振器行程，不断研制成功了能适应各种行驶工况的最优控制机构。

主动悬架技术发展飞速，能根据汽车的行驶状况或根据超声波识别的路面情况，通过电磁阀液压系统，改变阻尼。目前国内尚未有汽车产品采用此项技术。开发出具有半主动悬架技术的产品，在部分轿车上采用。很大程度上提高了汽车的行驶稳定性与乘坐舒适性。

三、汽车悬架的功能

汽车悬架是车架与车轴之间的弹性联结装置的统称。它的作用是弹性地连接车桥和车架，缓和行驶中车辆受到的冲击力;保证货物完好和人员舒适;衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性;同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架上，以保证汽车行驶平顺;并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。

四、汽车悬架的组成

一般悬架由弹性元件、导向机构、减震器和横向稳定杆等组成。

1.弹性元件：

弹性元件用来承受并传递垂直载荷，缓和由于路面不平引起的对车身的冲击。弹性元件种类包括钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、油气弹簧、空气弹簧和橡胶弹簧等。

2.减震器：

减振器用来衰减由于弹性系统引起的震动，减震器的类型有筒式减振器，阻力可调式新式减震器，充气式减震器。

3.导向机构：

导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导向作用。

五、汽车的主动悬架

从控制力的角度划分，悬架可分为被动悬架，半主动悬架和主动悬架电子技术控制汽车悬架系统主要由传感器、电子控制ECU、悬架控制的执行器等组成。系统的控制功能有以下三个：

车高调整：当汽车在起伏不平的路面行驶时，可以使车身抬高，以便于通过;在良好路面高速行驶时，可以降低车身，以减少空气助力，提高操纵稳定性。

阻尼力控制：用来提高汽车的操纵稳定性，在急转弯、急加速和紧急制动情况下，可以抑制车身姿态的变化。

弹簧刚度控制：改变弹簧刚度，使悬架满足运动或舒适的要求。

采用主动式悬架后，汽车对侧倾、俯仰、横摆跳动和车身的控制都能更加迅速、精确，汽车高速行驶和转弯的稳定性提高，车身侧倾减少。制动时车身前俯小，启动和急加速可减少后仰。即使在坏路面，车身的跳动也较少，轮胎对地面的附着力提高。

主动悬架汇集了力学和电子学的技术知识，是一种比较复杂的高技术装置。电脑不断接收这些数据并与预先设定的临界值进行比较，选择相应的悬架状态。同时，微电脑独立控制每一只车轮上的执行元件，通过控制减振器内油压的变化产生抽动，从而能在任何时候、任何车轮上产生符合要求的悬架运动。

六、电子控制主动悬架

主动式悬架在其结构中植入了可人工或自动控制发力的调节机构，并能根据路面情况自动调节减震器刚度和阻尼，以获得更好的行驶舒适性。从这种悬架的组成种类来看，大致又可以分为两大类。一类是电子控制式主动液压悬架;另一类则是电子控制式空气悬架。

1.电控主动液压悬架：

主动液压悬架包括：一个电子液压集成模块、4个新型球状液压承重部件、前后减震器调压装置、储液缸、简化液压网和车内显示屏。这其中，电子液压集成模块是整个系统的核心部分，它的作用是采集车速、减震器震动频率等数据信息来决定液压球是增高还是降低车身。而遍布全车的多个纵向、横向加速度以及横摆陀螺仪传感器，还监控着车身跳动、高度、倾斜状态和加速度，然后这些信号传向ECU控制单元，根据预设程序来控制液压减震器里的油缸是增压还是泄压，以保持合适的减震器阻尼和足够支撑力。

2. 电控主动空气悬架：

引入ECU控制单元、转向角度传感器、车身高度传感器、空气压缩机、速度和制动传感器，实现电脑控制、精密计算。电控主动空气悬架可通过改变空气弹簧里的气体容量和压力来实现软硬调节。从而，电控主动空气悬架就兼有舒适性和运动性的特性。并且可实现直线行驶偏软，提高舒适性;转向和高速运动时加硬，增加侧向支撑提供更好的路感。此外还可通过ECU和空气压缩机实现车身的高度自动或手动调节。

参考文献：

[1]温锦文 汽车底盘构造与维修 人民邮电出版社  2013.

[2]刘汉涛 汽车底盘构造与原理精解 机械工业出版社 2014.

悬架运动 篇7

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

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悬架运动 篇8

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

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悬架运动 篇9

2012年Reza Sabzehgar等[4]首次将结构简单可靠性高的少自由度并联机构引入汽车馈能悬架;遗憾的是,该文献未能进一步说明其运动学、动力学特性,且其自由度存在冗余问题。少自由度并联机构是一类自由度小于六的并联机构构型,具有机构构型简单、驱动件少、控制方便、容易制造及成本较低等优点;并且可以通过控制得到设计要求的自由度[5,6],和传统的串联机构相结合容易形成混联运动机构,可以使串并联结构的优势互补[7,8]。然而,自由度减少会最终导致动平台的耦合运动,运动学和动力学分析也变得非常复杂[9]。针对这一问题,2013年黄真等[10]结合旋量理论用虚设机构法建立的少自由度运动学模型,提出了分析并联机构运动学的影响系数法;其特点是机构越复杂,方法越适用,性能也越优。

前述并联机构模型大多数基座是固定的,研究主要集中在其末端执行器的运动状态上。本文为了将悬架的垂直振动转化为馈能电机的旋转运动,采用逆向思维方法,提出一种少自由度并联机构;此机构的执行器沿z轴移动、基座绕z轴转动的模型,利用旋量理论分析该结构的运动学特性,采用空间投影法讨论其结构参数对机构性能的影响,最后通过数值解与ADAMS仿真结果比较,验证了此种分析方法的正确性和所建模型的有效性。

1 少自由度并联机构分析

1.1 少自由度并联机构描述

如图1所示,该并联机构由末端执行平台A(简称执行平台),旋转动基座B(简称动基座)和三条支链li(i=1,2,3)组成。平台上的球关节Ai,Bi相对于执行平台A的中心O'和动基座B的中心O均匀分布。每个支链均通过连杆li将执行平台A上的球铰Ai与动基座B上的球铰Bi连接,执行平台A通过移动副与车身连接,动基座B通过旋转副与电机链接。末端执行平台A作为输入端,将悬架的垂直振动通过该并联机构转化成基座的旋转运动。

1.2 自由度分析

利用修正的Kutzbach Crubler公式一般形式,根据公式(1)计算空间并联机构的自由度。

式(1)中:d=6-λ,d为机构的阶数,λ为公共约束数目;n为总构件数;g为运动副的数目;fi为第i个运动副的自由度数;v为多环并联机构在去除公共约束的因素后的冗余约束的数目,且有v=k-t,k为多环并联机构所有支链的反螺旋去除公共约束后的反螺旋系的最大无关组,t为多环并联机构所有支链的反螺旋去除公共约束后的反螺旋系最大无关值;ζ为机构中存在的局部自由度数。图1所示中间约束支链为PR型,由旋量理论可得该支链的螺旋系统为

该运动螺旋系的2个运动螺旋线性无关;通过式(2)可得到该螺旋系的反螺旋系为

即该反螺旋系限制了动平台绕x轴与y轴的转动和沿x轴与y轴移动,则有t=4,k=4,因此可得v=0;结构相同的3条支链存在局部自由度,即ζ=3。

根据式(1)的机构的自由度为

与馈能悬架系统输入为悬架垂向振动,输出为电机转动的运动学设计目标吻合,而文献提出的并联机构,其刚体模型的自由度F=-2,存在过约束问题。

2 运动学特性分析

2.1 逆运动学分析

与大部分并联机构1动1静两个平台不同,本文提出的机构包含两个动平台,因此将参考坐标系固结在动基座上,利用坐标变换实现与之类似的结构。

根据图1所示结构,建立动基座坐标系O(x,y,z)和末端执平台坐标系O'(x',y',z')。x轴指向与B1B2平行,z轴指向与中心轴线平行,y轴方向由右手准则确定。末端执行平台坐标系中的x'轴,y'轴,z'轴方向与坐标系O(x,y,z)中的x轴,y轴,z轴方向平行。

坐标系O'(x',y',z')下,Ai(1,2,3)的坐标可以表示为

坐标系O(x,y,z)下,Bi(1,2,3)的坐标可以表示为

Ai相对于参考坐标系O(x,y,z)的位置坐标可以表示为

式(7)中,矢量OMO是动坐标系上的原点O'点相对于定坐标系O(x,y,z)的位置坐标;TMO为动坐标系O'(x',y',z')相对于参考坐标系O(x,y,z)的旋转变换矩阵,则TMO可以表示为

根据几何关系,结合机构刚性杆长度不变的特性,可得机构的位置方程。

方程组(9)是关于l1,l2,l3,θ,z的少自由度并联机构的位置逆解方程,位置参数θ,z由初始条件所决定。

2.2 正运动学分析

对于本文的少自由度并联机构,可以借助牛顿迭代法求得正解。

由杆长可得

此并联机构的位姿方程组也可以表示为

式(11)中,F(M,L)=[F1(M,l1)F2(M,l2)F3(M,l3)]T,M=(θ,z)T,L=(l1l2l3)T。

式(12)也可以记做

由式(11)可知

根据牛顿迭代法,其解可以表示为

牛顿迭代法只要给定一个初始近似解U0,并设定迭代精度ε(|Uk+1-Uk|≤ε,就可以得到满足此精度的解Uk+1。

2.3 速度分析

该机构输入速度和输出速度之间的关系是由雅克比矩阵决定,由动平台铰接点Ai的速度

式(15)中,VO'为执行平台的平移速度,ω为动平台角速度ω=(ωx,ωy,ωz)T,VAi为铰链中心Ai在参考坐标系O(x,y,z)中的运动速度;rAi是运动坐标中心点O到铰接点Ai的位置向量。

第i杆的输入速度为VAi沿单位矢量Si的量,可以表示为

将式(17)代入式(16)可得

该并联机构的Jacobin矩阵为

考虑到有3个支链机构,因此将有3个方程组合得到一个矩阵方程。

式(19)中,

该机构速度正解形式为

2.4 机构位置关系的几何分析

2.4.1 几何投影关系

少自由度并联机构的正位置分析即已知平移动平台的输入函数,求解动基座中心点O相对于末端执行器平台中心O'的旋转角度θ。执行平台沿z轴往复运动,则动基座会转过一定角度θ,如图2所示。连接A'iB'i,定义长度为l;点N为点A'3在动基座上的投影,连接A'1N,取长度为δ,即两动平台之间的空间距离OO';连接B'3N,定义长度为m。

(1)投影关系分析。根据图2空间投影关系可得:

m在动基座上的投影表示为

由图3可知,m在x方向和y方向的投影可以表示为

式(22)中:h为动平台的高,;a为动平台的边长;θ为旋转动平台的旋转角。

故而有

将公式(16)带入公式(15)得

由公式(17)变形得:

对公式(18)做进一步讨论,可以得到以下结论。

(1)θ=2kπ;(k∈Z)时,l2-δ2=a2/12;θ=(2k+1)π;(k∈Z)时,l2-δ2=9a2/12。

(2)θ=π/2±kπ;(k∈Z)时,l2-δ2=5a2/12。

根据GB 1985乘用车减振器的动行程为2~5cm,由于δ过大会影响车辆行驶的平顺性,故本文取a∈[0,200],l∈[0,200],θ∈[-π/2+2kπ,π/2+2kπ];k∈Z。

(2)旋转周期分析。图4中6)z(t)为末端执行平台的速度,由于铰接点均匀分布,因此作用在铰接点处的力的大小相等,铰接点出速度也相等,大小均为z6)(t),方向垂直向下。利用几何法,将此垂向速度分解为沿连杆的速度v1和垂直于连杆的速度v2,由于连杆上的速度处处相等,都为v2,此速度与垂直方向的夹角也为θ,由于旋转动平台的力是由连杆提供,因此将v1沿作用力的方向分解为垂直于旋转动平台的速度v11和线速度v12。

由图4可得

由圆周运动可知

式(28)中,rbi为旋转动平台的旋转半径。

因此

由周期T可知,旋转动平台的运动周期是

由于旋转角度θ与杆长li和并联机构的空间位置hi有关,因此可以得出此机构运动周期的一般表达式为

式(31)中,hi(t)=H-6)z(t)t。

2.4.2 结构参数分析

对于公式(17),固定l,a,θ中的一个参数,研究其余两个参数的关系。

(1)旋转角度θ(θ=0)一定,连杆长度l和动平台边长a的关系如图5所示。

从图5可知,对于边长a相同的动平台,随着连杆长度l的增长,平台间距δ近似线性增大,l与δ正相关;对于杆长l相等的连杆,随着边长a的增加,其平台间距δ略有减小,a与δ呈弱的负相关。要使δ>0,必须有,对于的值,δ不存在。而对于9个极小值(图中尖锐突起点)而言,随着a的增大,l与δ的线性域缩短。经分析,图中线形部分(即有效工作行程)范围有限,由于构件的惯性原因容易进入死区,结构参数设计中应予避免。

旋转角度θ取其他固定值时,具有相类似的结论。

(2)当连杆长度l(l=150 mm)一定,动平台边长a和旋转动平台旋转角θ的关系如图6所示。

由公式(15)可知,连杆l在动平台上的投影长度m由动平台边长a和旋转动平台旋转角θ决定,故而m在笛卡尔坐标系下的空间的位置函数可以由图6中的参数设计曲面表示,在工程上也表征了馈能发电机输入端的结构运动关系。对于边长a相同的动平台,随着旋转动平台角度θ的变化,边长a与空间距离δ为呈周期性关系,周期为2π,并且随着动平台的边长a增大,这种趋势更加明显;对于同一个旋转角θ值,随着动平台的边长a的增加,其空间距离δ的值会减小,且非线性程度非常高。因此,相对于汽车悬架,此处的动平台的旋转角不宜过大,以避免δ迅速减小可能引起的悬架击穿问题。

(3)当动平台的边长a(a=200 mm)一定,连杆的长度l和旋转动平台角度θ的关系如图7所示。

从图7可知,此曲面同样也是表示少自由度并联机构在空间的位置函数,对于同一个旋转角度θ值,随着连杆长度l的增大,其空间距离δ的值会增大,连杆越长,空间斜率越大,曲线越陡峭;对于相同的连杆长度l,随着旋转动平台角度θ的变化,其空间位置函数δ与旋转角变化趋势是一致的。

3 数值算例与仿真验证

3.1 数值算例

设执行动平台边长a=100 mm,动基座边长b=200 mm,两平台的厚度h=10 mm,所用构件材料均为钢材,密度ρ=7.8 kg/mm2,重力加速度g=9.8m/s2,其质心的运动规律为z=10sint。

平台的位置反解见表1,与此对应的平台的位置正解见表2。

3.2 仿真分析

3.2.1 正弦输入

为了分析少自由度并联机构的运动性能,分别以1 Hz、2 Hz和5 Hz的正弦波作为约束支链的驱动函数,振幅均为±11 mm,得到少自由度并联机构末端执行平台和动基座位移、速度和角度,如图8~图10。

图8中末端执行平台的相对位移即为输入。图9和图10可知,频率越高,少自由度并联机构的动基座的旋转速度越大,转化能量的效率越快,但其旋转的角度的最大值输入的频率无关,仅由幅值和系统结构参数确定;由图10可知,旋转角度的数值解与仿真结果的误差小于2%,主要是由于模型未考虑其间隙,但基本上是吻合的,有效的验证了所建模型的有效性。对于正弦输入,其输出和输入的周期近似为两倍关系,与公式(30)的推导相吻合,当不考虑质量参数时,此两倍关系只与动平台的边长a,杆长l有关,与其他参数无关。

3.2.2 阶跃输入

调用ADAMS/View中的阶跃函数F=STEP(tim,0,0,10,5)作为驱动输入,计算得到少自由度并联机构末端执行平台和动基座位移、速度和角度,如图11和图12。

图12可知,该并联机构动基座的旋转速度和旋转角度在5 s时迅速转换方向,该点及其附近是危险的工作区间,需要重点考虑结构惯性、冲击等问题。

3.2.3 随机输入

利用样条曲线Spline作为驱动输入,得到在随机输入下,该机构执行平台和动基座位移、速度和角度的变化关系,如图13和图14。

从图13和图14可知,动基座对随机输入具有明显的时滞特性,主要是由于前述输出周期增大的原因。

4 结论

(1)本问提出一种新型少自由度并联机构馈能悬架模型,利用旋量理论和牛顿迭代法求解出其位置正逆解,对其速度特性进行了分析,并利用几何投影法得到该机构动基座的旋转周期的一般表达式。对于正弦输入,该机构输出周期为输入周期2倍,并可根据边长a、杆长l的参数设计来实现转角幅值放大作用。

(2)通过空间投影法对该机构的结构参数,边长a、杆长l和旋转角θ之间的关系进行分析,可知对于给定其中某一参数,其他参数之间成一定的周期关系,且此周期与该机构的结构参数相关,此分析方法验证所建模型的正确性和有效性。

(3)通过数值分析可以得到该机构支链和旋转角的变化规律,由此可以说明该机构可以有效的将悬架的垂直移动转化为馈能电机的旋转运动。由仿真可知,该机构对外部激励反应灵敏,且转换效率高,也为该机构应用在馈能悬架中奠定了理论基础。

摘要：为回收汽车悬架振动能量,提出一种新型少自由度并联机构馈能悬架模型;该并联机构可以将悬架的垂向振动转化为该机构动基座绕z轴的一维转动,以驱动馈能电机回收能量。运用旋量理论对该并联机构的自由度进行分析,根据支链的约束条件,分别应用位姿变换公式和牛顿迭代法建立该并联机构的位置逆解和位置正解约束方程,求得4组实数正逆解。在位置分析基础上,采用一种简单的空间投影方法进行连杆速度的计算;并得到该并联机构动基座旋转周期的一般表达式。最后利用ADAMS进行正弦、阶跃和随机三种输入仿真,验证所建模型的有效性和正确性。

关键词：馈能悬架,少自由度,位置正解,投影法

参考文献

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悬架运动 篇10

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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大众速腾后悬架断裂成因调查 篇11

今年4月以来，一汽大众速腾（SAGITAR）后悬架纵臂频频发生断裂，这一系列质量风波将这款紧凑型车中的销量王推上了汽车投诉榜的首位。全国各地的速腾车主开始集结，举行各种形式的维权活动，希望能够呼吁企业实施召回，消除安全隐患。

不过，到目前为止，他们的维权行动还没有取得有效的进展。

后悬架断裂多达20多起

《消费者报道》记者统计发现，在第三方汽车品质评价平台中国汽车质量网中，关于速腾后悬架断裂隐患的争议成为近2个月以来最为集中的投诉热点。

目前，发生后悬架断裂的车型都是来自2012年至2014年间生产的速腾。山东临沂的车主张学东正是遭遇者之一：他于2014年3月17日在当地4S店以18万元购买了1.4T自动豪华版速腾汽车。6月12日，在车辆仅仅行驶1252公里时，扭力梁后悬架发生断裂。

张学东向本刊记者描述了事故的现场情况：“出事的时候车速不超过50km/h，我从临沂开车回家，刚到城南煤气站附近，经过一个小坑后突然感觉轮胎没气了一样，下车发现右后轮悬架纵臂断裂。”事后，他将车送去4S店进行处理，最终的处理结果是4S店经理以个人名义以18万元买下该车。

事实上，速腾后悬架的断裂已非个例，在近期媒体、论坛的爆料中已有20多起案例。对此，一位不愿具名的汽车行业市场研究员向记者分析：“你可以发现几乎所有的速腾车断裂都在同一位置，因此很可能是质量问题。”

据投诉者的分析，这些事故车的断口都是从纵臂上边沿开始断裂，直至遇有崎岖路面全部断开。

2012年新速腾上市以后，将原有的后独立悬架换成了低成本的扭力梁非独立悬架，即耦合杆式半独立悬架，这一简化配置的行为引起很多人的不满。而今年来接连发生的质量问题，让媒体和车主质疑这很可能是批次性的设计缺陷。

汽车行业资深观察员李庆光向记者表示：“这应该不是偶然性的质量事故，而是具有共性的设计缺陷，只是发生的概率可能不大。”

频繁出现后悬架断裂情况，而且都出现在非独立悬架的车型上，这让那些还未出现断裂情况的速腾车主心里犯了嘀咕。近几个月来，关于后悬架缺陷的维权越来越多，多个地区建立了维权QQ群，深圳、合肥等地率先开展了一系列的维权行动，召回成为众多速腾车主的心声。

7月6日，深圳速腾车主组队拉横幅开车维权，打出标语“大众速腾、断无止境”。深圳维权车主梁齐军向记者反映：“断了的车主可以去4S店解决，而我们没断的车主，感觉开着车都提心吊胆，我们的诉求是希望大众召回处理这个安全隐患”。

部分车主开始向国家质检总局缺陷产品管理中心投诉，在他们的投诉信中这样写道：“速腾后悬架与扭转梁之间为刚性连接，由于完全没有扭转结构，实际上扭转梁不能扭转，只能上下摆动，这将导致车辆减震性能低下和纵梁局部产生应力集中。由于应力集中和纵梁设计强度不够，一些新速腾已发生纵梁断裂事故。”

记者查阅华晨汽车工程研究院所著的文章《汽车扭力梁式后悬架系统的匹配设计》发现，其中有对速腾扭力梁后悬架的受力分析：“路试中扭力梁最大受力工况是搓板路，主应力是弯曲方向，车速50-60公里时（频率23.1-27.7Hz），与扭力梁一阶振动模态相近易发生耦合共振。”

这样的描述与车主断梁时正常车速、浅坑等情况几乎一模一样，李庆光向记者解释到：“在搓板路上的受力是最大的，虽然在道路试验中车辆并没有出现断裂情况，但是这并不能保证实际驾驶中车辆在受到如此大的力也不会断裂。”

半独立悬架与PQ35平台不匹配

悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，根据结构不同可分为独立悬架和非独立悬架两种。

独立悬架系统是每一侧的车轮单独地通过弹性悬架系统悬挂在车架或车身下面。非独立悬架系统的结构特点是两侧车轮由一根整体式车架相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架系统悬挂在车架或车身的下面。

2012年生产的速腾车将独立悬架调整为耦合杆式半独立悬架，简配后的后悬架与大众PQ35平台的不匹配问题或许是造成后悬架纵臂容易断裂的元凶。

据了解，大众的PQ35平台是大众集团A级车的第五代平台，目前，包括途观、高尔夫五、六代、途安、开迪、Scirocco尚酷、奥迪TT、A3、斯柯达明锐等车型都使用此平台。

PQ35平台原型车在设计之初就是多连杆独立悬架，但在2012年速腾简配为非独立悬架时，需要对原有的平台做一定的改动调整。网络上，有网友分析称，减配后速腾后悬架虽改为了扭力梁非独立悬架，但车架没改，车辆悬架安装支点也没变化，都与独立悬架完全相同。

一位不愿具名的汽车行业市场研究员向本刊记者表示：“根源就在于原有的PQ35平台，并没有考虑到纵臂扭转梁的搭配。在原有的车身定位点上，不得不增加定位拉杆来保证悬架的稳固性，这种折中的办法，容易出现产品质量问题。”

上述汽车行业市场研究员告诉记者，近期发生的速腾悬架纵臂断裂与简配的非独立悬架有直接关系。他说道：“速腾采用的是U型扭力梁，通过仔细观察可以发现它其实是奥迪100的简化版，拖曳臂用了两个很薄的刀片，但这个刀片不具备扭力梁的刚度、也不能实现扭力梁的自由旋转，所以容易导致断裂。”

某品牌车企的技术工程师王宇也向记者表达了相似的观点，“这个结构忽略了拖曳臂受剪力的情况，剪力是破坏性最强的一种力的类型，把那个拖曳臂换成别的形状就好了，这需要做受力模型分析，以及疲劳试验”。

他进一步解释：“速腾的拖曳臂用的是类似刀片，而奥迪100用的不是刀片，严格来说是杆，奥迪这个位置杆的结构复杂很多，所以成本也会贵很多。”

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李庆光也向记者表示“拖曳臂的强度不够，车轮振动频率和纵梁的频率产生共振，这需要车企在汽车调校中避免。”

对于质量问题的质疑，7月22日，一汽大众通过官方微博发布相关声明称：“速腾后悬架问题属于极个别案例，并非设计和制造过程中出现的批量问题，请广大消费者放心。”对于一汽大众的回应部分车主并不领情，他们希望一汽大众“拿出数据，对于‘极个别’断裂给出解释。”

就速腾后悬架断裂的具体原因，记者多次向一汽大众相关媒体负责人联系求证，但未获得回复。

速腾后悬架简配惹争议

正当耦合杆式半独立悬架陷入质量风波之时，2014年5月一汽大众在新上市的速腾车上重新搭载了后四连杆式悬架，这一配置上的重要变化更让车主质疑，正是在断裂隐患的逼迫下，一汽大众重新调整了配置。

独立悬架与非独立悬架的区别有多大？一位多年从事汽车维修的工程师向本刊记者表示，非独立悬架的结构更简单、成本更低，但是操控性相对更差。“二者在市区行驶的区别并不大，只有在极端的路况下才会有明显区别。”

事实上，独立悬架和非独立悬架在紧凑型车型上的运用都非常普遍。李庆光向记者表示，非独立悬架与断裂事故并没有直接关系，紧凑型车搭载非独立悬架或者扭力梁悬架，这在国内和国外都很常见。

虽然使用哪种后悬架无可厚非，然而，2012年3月，一汽大众将速腾已搭载的多连杆式独立悬架缩水为耦合干式半独立悬架，这一技术上的倒退引得媒体和车主一片哗然。王宇向记者表示，2012年简配争论的核心在于简配而不减价，与今年增配的争论并不同。

今年上半年，速腾非独立悬架纵臂的集中性断裂，使得车主开始质疑是由于简配后的非独立悬架与PQ35平台的不匹配，导致结构以及材料的刚性存在缺陷。

面对质疑，一汽大众公关总监拱兴波曾向媒体解释：“（后悬挂）调整是我们面对市场的对策。”此前，也有媒体分析称，速腾的增配实乃应对上海大众推出的同级别车NMC带来的冲击。

一汽大众官微上曾详细阐释：“每款车型在定义和开发之初，追求的目标和侧重点不一样；非独立悬架更有利于车辆后部空间的设计，极大扩展车辆的后部空间，提高乘坐舒适性，而独立悬架有利于改善车辆的操控性能，提升驾驶感受。在任何一款产品的生命周期内，我们都会根据用户的实际需求对产品进行相应的调整和升级。”

实际情况真是如此吗？在后悬架断裂信息如此密集的时期，一汽大众此时低调进行增配，一反常规。记者采访了多位汽车业内人士，他们认为一汽大众此次的零配件升级并不是出于市场竞争需要，更多的是来自对安全隐患的考量。

上述汽车行业市场研究员向记者表示，此次增配来自外部竞争的原因不大，中国为大众提供了46%的利润，而速腾在同级别车中的销量遥遥领先，并没有增强配置提升竞争力的急迫性。

据中国乘用车销量数据显示，大众速腾在2012年的销量为20万，2013年销量达到27万，销量增长迅猛，今年前5个月总销售近13万辆。在紧凑型车中销售排名稳坐前3名。

而且，一汽大众并无增强配置的急迫性，也在于非独立悬架系统仍是目前紧凑型车的主流配置。王宇向记者分析道，在紧凑型车中，独立悬架主要适用于主打运动的车型，例如马自达3昂科塞拉、福克斯、思域等。“目前A级车市场上的主流还是非独立悬挂，因为大部分A级车都是家用的，非独立悬架价格更加亲民。”

无论是出于市场竞争需要、还是对于后悬架断裂的风险规避，对于2012年至2014年配置非独立悬架的速腾车主来说，都是一种不公平的对待，这些车主对于断裂风险的担忧仍在继续。

（应受访者要求，文中已作化名处理）

悬架弹簧工作应力和刚度分析 篇12

关键词：圆柱螺旋压簧,轴向变形,应力分析,有限元分析

0 引言

车用螺旋弹簧承受复杂的随机动载, 在设计方法和制造工艺上都有别于通用的螺旋弹簧。弹簧刚度影响悬架低频区域的平顺性, 且其自振又能引发车身、连接件等高频振动[1], 并产生附加工作应力, 因此需要对弹簧进行准确受力分析, 提高计算精度, 降低弹簧失效率[2]。

传统的计算方法仅适用于小螺旋升角和细丝弹簧, 对于大螺旋升角、粗丝大变形车用螺旋弹簧, 则会产生较大误差[3]。文献[4]分析了大螺旋升角螺旋弹簧的受力和变形 (包括扭转和弯曲变形) , 忽略次要的剪切和轴向变形, 在一定程度上提高了计算精度。本文基于克拉比隆定理、应变能理论和卡氏定理, 对圆柱弹簧的变形受力特性进行分析, 得到了较前述方法更为精确的刚度和最大工作应力的计算方法, 并用有限元仿真验证了计算结果。

1 圆柱螺旋弹簧结构参数

圆柱螺旋弹簧的CAD模型如图1所示。图1中, D为螺旋线中径;d为弹簧丝截面直径;α为弹簧螺旋升角;t为节距, t=πDtanα;H0为有效圈数的自由高度;L为弹簧丝长度, 弹簧丝总长S=πnD/cosα;n为弹簧有效 (工作) 圈数。

2 螺旋弹簧受力分析

2.1 边界条件分析

对悬架总成建立全局坐标系, 如图2所示。

弹簧的两端不发生相对转动。当弹簧产生一定的轴向位移时, 端部并紧圈处不仅有轴向反作用力F, 还有并紧圈的约束扭矩T。在图2所示的坐标系下, 弹簧受力为

2.2 弹簧丝截面中心点处受力情况

以图2所示坐标为全局坐标, 以下支撑圈端面与中心轴线交点为原点 (O点) , 以上支撑圈端面与中心轴线交点为受力点 (B点) 。根据螺旋线方程, 任意截面处中心P点坐标为

式中, θ为螺旋线极角。

弹簧轴向力F:

弹簧力矩M:

弹簧扭矩T:

将式 (4) 、式 (5) 的力矩叠加, 得到合力矩:

P点处, 力与力矩组合成弹簧截面的受载情况, 因此式 (3) 、式 (6) 即为全局坐标下截面处中心P点的受力情况。

2.3 截面受力情况

为了方便对截面进行受力分析, 引入自然坐标系。根据微分几何理论[5?6], 引入自然坐标 (t, b, n) , 其中, t、b、n分别为曲线的切向方向、主法向方向、次法线方向的单位向量, x、y、z分别为X、Y、Z方向的单位向量, 见图3。旋转角度为θ、α[7], 即可将全局坐标转换至自然坐标:

通过式 (7) , 可将全局坐标下的载荷转换为自然坐标下的截面载荷:

3 弹簧动静态特性分析

3.1 轴向变形分析

P点处的截面力Ft仅在t方向的变形dδ上做功, 扭矩Tt仅在扭转变形d上做功, 弯矩Mb仅在弯曲变形dφ上做功, 剪切力Fb仅在b方向的变形dζ上做功。根据克拉比隆定理[8], 列出微元ds的应变能:

式中, A为截面面积;E为弹性模量;G为剪切模量;I为惯性矩, I=πd4/64;Ip为极惯性矩, Ip=πd4/32;k为剪切形状系数[9], 由截面的几何形状决定, 对于圆截面有k=10/9。

将截面载荷代入式 (9) 并积分, 得到整个弹簧的应变能:

利用卡氏第二定理, 得到整个弹簧的轴向变形U和两端的相对扭转角:

根据边界条件=0, 可求得反作用扭矩及轴向变形U与轴向载荷F关系式:

(1) 若弹簧的升角α为小螺旋升角, 则sinα≈α, cosα≈1, 同时略去高阶小项, 将E=2G (1+μ) , Ip=2I代入式 (12) 、式 (13) , 可得

式中, μ为泊松比。

式 (14) 为基于卡氏能量法, 在小螺旋升角α情况下的轴向位移计算公式, 此公式的计算误差如图4所示。

(2) 若不考虑螺旋升角的影响, 则式 (13) 可简化为

式 (15) 为经典计算公式[4]。如图5所示, 旋绕比C=D/d越大, 式 (13) 与式 (15) 的误差越小。

3.2 强度理论分析

截面上的最大正应力、最大切应力分别为各方向上最大应力的叠加:

式中, Wz为抗弯截面系数, Wz=πd3/32;Wt为抗扭截面系数, Wt=πd3/16。

利用二向应力状态分析 (应力圆理论) 求得危险点的3个主应力:

对于车用悬架螺旋弹簧, 失效形式一般为剪应力引起的断裂, 因此适合应用第三、四强度理论分析。

第三强度理论:

式中, [σ]为强度屈服极限值。

第四强度理论:

参数D=140mm, d=16mm, n=4, α=15°, Fz=2kN, 利用式 (8) 求出载荷, 代入式 (16) , 得到截面上的最大正应力, 并代入式 (18) 、式 (19) , 得到悬架螺旋弹簧的第三、第四强度理论值, 分别为368.4MPa、320.9MPa;为了分析最大正应力在强度理论中的影响, 假设最大正应力σtt, max=0, 代入式 (18) 、式 (19) 所获得的结果分别为361.9MPa、313.4MPa, 误差分别为2.1%和2.4%, 因此最大正应力可忽略不计。

实际应用中, 由于悬架螺旋弹簧截面所受各载荷引起的变形是相互耦合的, 因此工程中常用曲度系数K来修正最大切应力[10]:

4 有限元仿真验证

4.1 有限元模型的建立

选择材料为60Si2MnA的螺旋弹簧, 弹簧具体参数见表1。

4.1.1 边界条件

建立螺旋弹簧的有限元模型, 弹簧上下座不发生相对运动, 因此弹簧支撑圈与弹簧上下座都采用无摩擦的General接触算法设置, 如图6所示。上端加载均布载荷2kN;一端弹簧座处的六自由度完全固定 (U1=U2=U3=UR1=UR2=UR3=0) ;另一端弹簧座仅释放轴向自由度, 其六自由度固定约束为U2=U3=UR1=UR2=UR3=0。

4.1.2 网格划分

对螺旋弹簧进行网格划分, 三维螺旋弹簧单元类型选择Abaqus软件前处理中的Standard、一维减缩单元, 单元控制选择Hex的Sweep划分形式;弹簧上托单元类型为Standard、一维单元, 单元控制选择Tet的Free划分形式。利用Verify mesh检验网格质量。

4.2 有限元计算结果对比

有限元方法所得结果图7、图8所示。应力最大值出现在内侧 (弹簧丝截面中心处的应力最小) , 且弹簧内侧的剪切应力明显比弹簧外侧的剪切应力要大。因此在弹簧丝表面 (特别是内圈) 进行喷丸等工艺性处理, 可有效地延长悬架弹簧工作寿命。

Tresca最大应力和Mises最大应力出现在同一位置, 且整个弹簧的应力分布基本相同, 见图7、图8。根据Mises强度理论 (第四强度理论) 计算得到的分布应力要比Tresca (第三强度理论) 小, 说明应用Tresca (第三强度理论) 偏于安全。经典公式都要比实际应力大, 见表2, 说明经典公式偏于安全。

参照表2所得的数值, 根据3.2节可得到第四强度理论结果320.9MPa;有限元计算结果为344.7MPa, 误差为6.9%;根据式 (20) 、式 (21) 计算得到的最大剪切应力为183.2MPa, 有限元计算的最大剪切应力为188.3MPa, 误差为2.7%。

4.3 圆柱螺旋弹簧试验测试

4.3.1 试验目的与内容

为得到圆柱螺旋弹簧的特性曲线。将以弹簧在轴向变形下的端部载荷为测试对象。弹簧结构参数见表1。

4.3.2 试验方法

(1) 轴向变形量试验台布局。如图9所示, 主要仪器为力传感器、位移传感器、游标卡尺、数据采集系统、电液伺服激振器等。圆柱螺旋弹簧上端固定在试验台上端, 弹簧的下端与激振器端面之间通过力和位移传感器约束在一起。当激振器作垂直运动时, 弹簧跟随其作相应运动, 用力和位移传感器测出弹簧端面的载荷F及变形量U。

(2) 试验的具体步骤。首先, 压缩弹簧, 使其由自由高度缓慢至并紧, 保持10min, 然后卸载, 连续重复3次, 不计入数据。然后, 通过试验台控制压缩位移量, 即控制弹簧轴向变形量, 使其均匀变化。通过下端部位的移传感器测出轴向变形量, 定为输入。最后, 利用试验台的位移控制, 将螺旋弹簧由自由高度起, 以每次10mm的变化量压缩, 并记录实时的载荷数据和游标卡尺测出的中径变化数据, 然后继续压缩10mm并测量变化量, 直至压缩至150mm后停止。

4.3.3 试验数据对比

如图10所示, 为了测量螺旋弹簧弹性特性, 对弹簧进行压缩试验, 试验测量数据点在式 (13) 计算曲线附近, 说明其准确性。

弹簧两端相对转角为零, 则有

式中, D0为初始弹簧中径;α0为初始螺旋角。

整理式 (22) 得到变形后的中径:

考虑螺旋角变化时, 轴向压缩变形为

联立式 (23) 、式 (24) , 得到中径变化值:

如图11所示, 以螺旋弹簧变形中的中径变化为测量对象, 试验测量数据点在式 (25) 计算曲线附近。

4.3.4 试验误差分析

(1) 测量使用的悬架圆柱螺旋弹簧两端存在并紧圈, 当弹簧受到较小的垂直载荷时, 并紧圈挤压变形会对试验测量产生一定影响。

(2) 当弹簧受到大垂直载荷时, 并紧圈的变形可忽略, 但随着载荷的增加, 弹簧的横向位移增大, 即会产生屈曲现象, 使力传感器所测载荷相对变小。

5 结论

(1) 工程上对大螺旋角的弹簧进行设计时, 必须考虑到弹簧升角的影响。本文提出的计算公式的计算精度相对于传统公式有较大提高, 这有助于消减小弹簧钢材料强度冗余 (传统方法偏于安全) 。

(2) 从上述分析可知, 螺旋升角对弹簧的特性的影响是不可忽略的。当螺旋初角α0>5°时, 与经典理论公式比较, 忽略螺旋升角的影响会使计算误差会逐渐较大, 因此在螺旋初角α0>5°时, 忽略螺旋升角影响的计算公式是不合理的, 并且旋绕比越大, 计算误差越小, 这说明经典公式更适用于小节距、大中径细丝弹簧。

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