麦弗逊悬架

麦弗逊悬架（通用4篇）

麦弗逊悬架 篇1

0 引言

汽车的振动是非常复杂的, 对振动的研究中常常对其进行简化。

当悬挂质量分配系数接近1时, 前后悬挂系统的垂直振动几乎是独立的[1], 所以可将模型进一步简化成车身与车轮两个自由系统的振动模型。

1 悬架系统数学模型

车身加速度、悬架弹簧动挠度fd和动载Fd/G相对于地面输入幅频特性。

取系统的平衡位置为坐标原点, 设车身与车轮的垂直位移的坐标分别为z1和z2, 麦弗逊悬架弹簧的刚度是K, 阻尼是C, 轮胎的刚度是Kt, 汽车悬挂质量为m2, 非悬挂质量是m1, 可得运动方程:

通过以上的分析可以得到所建立的模型的车身对路面激励的幅频响应函数是:

2 麦弗逊悬架系统最佳阻尼匹配研究

由上述数学模型可知, 对于悬架优化, 簧上质量, 非悬挂质量, 轮胎刚度这几个参数是不会发生改变的。所以, 我们以悬架弹簧刚度和阻尼系数为设计变量, 对于悬架参数进行优化。

研究的悬架模型的簧上质量m2=400kg, 非悬挂质量m1=40kg, 轮胎刚度为kt=200k N/m。

假设路面为B级, 车速为40m/s的条件下, 根据公式 (15) 编写MATLAB的程序, 可视化后可得图1。由图1可以清晰的看到车身加速度随弹簧刚度增大是不断减小的, 随阻尼系数增大而减小, 在阻尼系数最小值, 刚度最大值时, 车身加速度最小。换句话说, 就是在此条件下, 乘坐舒适性最好。

同理, 在相同的条件下, 根据 (16) 可以得到图4。由图4可以清晰的看到车轮动载荷随弹簧刚度增大是不断增大的, 随阻尼系数增大也是不断增大的, 在阻尼系数最小值, 刚度最小值时, 车轮动载荷最小。而车轮动载荷与汽车的行驶安全性有很大关系。

综合车轮动载荷和车身加速度两种情况, 我们可以阻尼系数偏小, 对于汽车的平顺性较好, 对于弹簧刚度, 可以通过优化来实现弹簧刚度的确定。

设计变量为弹簧刚度k2。

目标函数为兼顾路面车轮动载荷和车身加速度两者处在较佳情况, 即目标函数为

约束条件为15≤k2≤35

通过优化可得k2=25KN/m, 从而可以得到阻尼比为ζ为0.25。

在其他条件不变的情况下, 阻尼比的变化会对车身加速度、车身动载荷和悬架的动挠度产生影响, 从而会影响汽车的平顺性和行驶安全性。下面保持质量比μ和刚度比γ不变, 研究改变阻尼比ζ时, 汽车车身加速度、车身动载荷和悬架动挠度的影响, 以验证优化结果是否可信。

综上所述, 该悬架模型的最佳阻尼比为0.25, 重要结构参数k2=25KN/m, c=1500Ns/m。

4 结语

本文从汽车平顺性入手, 研究了悬架动挠度fd对于的幅频特性等几个幅频特性的特性, 利用MATLAB的优化函数fmincon函数进行了优化寻优, 得到了基于安全性和舒适性的最佳阻尼比, 对于汽车研制和生产, 有一定的价值。

摘要：本文建立了汽车振动和路面输入的数学模型, 通过频域分析法研究了悬架刚度和阻尼对车身加速度、车轮相对动载荷和悬架动挠度的影响, 综合安全性和舒适性考虑, 利用MATLAB确定了麦弗逊悬架的最佳刚度和阻尼, 从而确定了最佳的阻尼比。

关键词：麦弗逊悬架,MATLAB,阻尼比,优化

参考文献

[1]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社, 2012.

[2]张志勇.精通MATLAB[M].北京:北京航空航天大学出版社, 2012.

[3]耿雪霄, 王昊君, 郝凯明.基于MATLAB软件的麦弗逊悬架系统的阻尼匹配优化研究[J].湖南农机, 2014, 41 (05) :56-58.

麦弗逊悬架 篇2

底盘是汽车主要总成之一,是汽车开发的基础平台。底盘系统的优劣,直接决定了操纵稳定性、乘坐舒适性以及制动性能等重要的底盘行驶性能。在底盘平台开发和整车性能分析中,悬架运动学与弹性运动学(Kinematics&Compliance,下文简称K&C)是重点和关键内容之一。悬架K&C特性作为一项重要的系统总成特性对整车的操纵稳定性、平顺性等都具有直接的影响,悬架K&C特性的研究已经成为车辆动力学的一个研究热点[1—3]。

随着汽车行驶速度的提高,悬架运动学对操纵稳定性的影响程度显著增强,车轮外倾角和前束角对汽车的直线行驶稳定性、稳态转向特性和轮胎磨损都有较大的影响,一般希望所设计车辆的车轮定位参数在车轮上下跳动过程中的变化尽量小[4—6]。为了提高操纵稳定性和减少轮胎的磨损,本文应用ADAMS软件对麦弗逊悬架的关键硬点进行灵敏度分析并优化硬点坐标,从而使车轮在上下跳动时外倾角和前束角的变化在一定范围之内。

1 悬架运动学的重要性及设计要求

悬架运动学特性对操纵稳定性影响较大,主要体现在车轮上下跳动过程中,车轮定位参数的变化。汽车在转弯过程中,外侧悬架压缩,内侧悬架伸张,相对于车身表现为,外侧车轮上跳,内侧车轮下跳,汽车经过凸包及凹坑时,同样表现为车轮的上下跳动,车轮上下跳动时,车轮前束角、外倾角等车轮定位参数亦发生变化,车轮定位参数的改变影响了整车的操纵特性[3]。

前束角变化有三种类型:车轮上跳时前束角内收称为正前束角变化;车轮上跳时前束角外张称为负前束角变化;随车轮跳动前束角变化很小或基本为零称为零前束角变化。前束角变化期望特性:前悬架的前束角变化多设计成车轮上跳时前轮外张车轮下落时前轮内收,后悬架的前束角变化特征与前悬架相反,以便整车具有不足转向趋势[7]。

汽车转弯时通常希望车轮(特别是外侧车轮)尽量垂直于地面,这样轮胎接地面积大并且压力分布均匀,汽车转弯行驶能力好;另外,轮胎接地点侧向位移变化会影响汽车行驶方向的变动及轮胎磨损,因而希望其变化趋于零。要想使轮胎垂直于地面,因而车轮上跳时需负外倾角变化,但是这种负外倾角变化会使汽车在满载直线行驶时轮胎磨损增加。另外一种情况是零外倾角变化,这对轮胎磨损非常有利但是汽车极限转弯能力下降。综合考虑操控性和轮胎磨损,前后悬架一般都设计成负外倾角变化[3]。

2 悬架运动学优化方法

在科学试验和生产中,为了达到预期的目标就需要找出使该目标达到最优的一些条件(变量或因素)的数值;或者建立目标与变量之间的关系式,以便确切的了解它们之间的内在联系,这类问题在数学上称为最优化问题[8]。

多因素多目标优化问题在悬架优化分析中有很多应用。Kwon-Hee Suh[7]等人应用DOE、多体动力学分析及优化程序,对双横臂悬架进行优化并达到目标值;杨荣山、黄向东等应用遗传算法对某轿车前悬架进行多目标/多参数优化设计,优化后的设计大幅提高了该车的前悬架性能;刘伟忠采用了基于响应面方法的单目标优化方法对悬架硬点进行了优化,同时对于多目标函数权系数的分配问题进行了研究。高晋采用单目标函数优化对悬架硬点进行了合理优化,同时对于多目标优化统一目标函数的确定采用了平方和方法;奉铜明、钟志华等采用NSGA-II算法对多连杆悬架进行多目标优化;李伟平,王世东等采用响应面法和NSGA-II算法对麦弗逊悬架进行了优化;管欣、逄淑一等提出了一种悬架运动学优化的一般方法,其用数学语言描述悬架运动学特性参数的约束条件,并利用牛顿迭代法思想进行优化,该方法简便、适应性强、不受悬架具体形式的约束[9—14]。

在实际生产中,工程师们大多应用自己的经验进行试凑,不断调整各个设计硬点坐标,使悬架性能达到设计要求。

本文通过ADAMS/Insight进行灵敏度分析,确定影响优化对象的关键因素,然后采用文献[14]提出的优化方法对某型车的麦弗逊前悬架关键硬点进行优化,使车轮前束角、外倾角的变化达到目标特征。

3 Adams麦弗逊悬架建模及优化仿真

影响悬架运动学的主要因素是悬架杆系几何硬点的布置,其它如衬套等因素也有部分影响。通常调整一个硬点往往会影响多项悬架运动学性能,对于某一项悬架运动性能亦会受多个硬点影响,硬点与性能之间往往是多对多的映射关系,在调整硬点时需要进行全面分析。本文将车轮前束角及车轮外倾角作为优化对象,悬架硬点位置作为设计参数,因而属于多因素多目标优化问题,通过一定的优化方法,使车轮前束角及外倾角具有合理的变化趋向及变化范围。

3.1 建立整车及麦弗逊前悬架动力学模型

根据某乘用车的前悬架及整车设计参数,在多体动力学软件Adams/Car中建立该车带转向系统的麦弗逊前悬架及整车多体动力学仿真模型,如图1、图2所示。

麦弗逊前悬架模型初始硬点坐标如表1所示。

3.2 麦弗逊前悬架存在的问题

对麦弗逊前悬架在-50 mm到50 mm范围内做平行轮跳试验,前束角及外倾角随轮跳的变化曲线如图3、图4所示。

由前束角曲线可以看出,车轮上跳时前束角变大,对应于转弯工况中外侧车轮负前束变化,为过多转向趋势,不利于操纵稳定性,因此需要通过调整硬点加以改进。

外倾角变化趋势与设计需求一致,但是变动范围较大,加剧了轮胎的磨损,同样需要通过调整硬点加以优化。

3.3 硬点灵敏度分析及悬架运动学优化

利用ADAMS/Insight可以进行试验优化设计。它可以与ADAMS其它模块一起工作,使设计变量的参数化更为方便,并提供一系列的统计工具以便更好的分析结果。通过ADAMS/Insight灵敏度分析,可以找到影响目标函数的主要因素,进而对主要因素进行优化,求得目标函数的最优解。

对该车麦弗逊前悬架分析,左右半悬架各有14个设计硬点,其中下控制臂前点、下控制臂外点、下控制臂后点、横拉杆内点、横拉杆外点、支柱下安装点六点对悬架特性参数有较大的影响。因此设计试验,六个点对应x,y,z三个坐标,共18个变量。

在Adams/Insight中分组进行试验设计,每个设计点的扰动范围在-5 mm至5 mm之间,这样通过筛选试验就可以将最灵敏的参数找出,以便在后面进行优化。

在Insight中进行实验设计,采用二水平分析,为了节约运行时间,可以使Insight采用64次部分试验,但可以保证将所有的可能情况实现。得到如下实验设计表格,如表2所示。

该表格为采用二水平分析得到的试验设计表格,采用64次部分实验。该表格中-1即该处的坐标取最小值,+1则取最大值;点1、点2、点3、点4、点5、点6依次代表下控制臂前点、下控制臂外点、下控制臂后点、横拉杆内点、横拉杆外点、支柱下安装点六点;表格中(点1x)代表下控制臂前点x坐标值,其它依次类推。

在Insight中进行平行轮跳试验,运行完得到以下的影响程度,其中Effect指的是某处坐标值变化引起的某参数的变化与该参数原值的比值,在这个过程中其他因素认为取其平均值。Effect的值能很好的表现坐标值在扰动时引起的特性参数变化的情况,下面为因素灵敏性分析的结果。

通过表3可以看出,对前束角影响较大的因素为:转向横拉杆内点Z坐标、转向横拉杆外点Z坐标、下控制臂外点Z坐标、下控制臂内点Z坐标、下控制臂后点Z坐标;对外倾角影响较大的因素为:支柱下安装点y坐标、下控制臂外点Z坐标、下控制臂前点Z坐标、转向横拉杆内点Z坐标、转向横拉杆外点Z坐标。在优化中,我们遵循改动较少的因素使目标值达到理想的结果,同时对其它性能影响较小的原则,我们选取转向横拉杆内点Z坐标、转向横拉杆外点Z坐标、支柱下安装点y坐标三因素对前束角及外倾角进行优化。

图3中轮心上跳至50 mm处的前束角为0.39°,使车辆趋于过多转向,因此对轮心上跳至50mm处前束角进行约束;外倾角在轮心上跳下落过程中变化范围较大,降低了轮胎接地性能,因此对外倾角进行一定程度的优化,在50 mm处进行约束。表4中ytoe取上跳至50 mm处的前束角,ycamber指上跳至50 mm处的外倾角,表4为优化时的变量对应的导数。

根据文献[14]提供的优化方法,列写约束方程,约束条件为:车轮上跳最高点时前束角在正负0.1°范围内变化,外倾角在-0.6°到-0.4°范围内变化。

以上范围根据预期到达的量给出,其中上两式为优化的约束方程,下两式为变量可行域。根据改变最小原则,Δx1=-5 mm,Δx2=4 mm,Δx3=30mm,经过优化运算,得到前束角及外倾角变化曲线如图5、图6所示。

黑色实线为样车原始曲线,点划线为此次优化后的曲线,通过优化,最后确定的方案为:横向杆内点z坐标x1下降5 mm,横向杆外点z坐标x2升高4mm,支柱下安装点y坐标x3内移30 mm。以上是在仅调整三处坐标值的情况下对车轮前束角和车轮外倾角进行的优化,经优化得到预期的结果。优化前后三处坐标值对比:

对悬架前束及外倾角进行优化,应该保证其它悬架运动学性能改变较小,对比优化前后主销内倾角、主销后倾角及轮距变化可以看到,优化前后悬架其它运动学性能变动较少。

4 结论

本文应用Adams/Insight工具对某型车前麦弗逊悬架进行灵敏度分析,找出影响悬架运动学参数的关键因素,然后应用牛顿迭代方法对关键因素进行优化,并对悬架的其它运动学性能进行了验证,结论如下:

(1)利用ADAMS/Insight工具可以快速、方便的找到对悬架运动学性能影响程度较大的硬点;

(2)根据优化对象的期望范围,可以快速的列写约束方程;

(3)采用悬架运动学优化方法———牛顿迭代法可以快速有效的找到最优解,适合多目标优化问题;

(4)验证结果表明,在优化了前束角及外倾角后,悬架的其它运动学性能并未发生大的变动,本文的计算流程可以为工程师开发悬架提供一定的借鉴意义。

麦弗逊悬架 篇3

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

麦弗逊悬架 篇4

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.