悬架优化

悬架优化（精选9篇）

悬架优化 篇1

0 引言

自20 世纪80 年代, 世界范围内开始兴起对电动汽车的研究, 汽车技术的逐步完善也促进了电动汽车的商业化生产, 从现实角度来看, 小型低速电动汽车是推动我国电动汽车产业化、启动电动汽车大规模消费市场的最佳产品;从长远发展来看, 小型低速电动汽车可作为特殊区域、特殊用途、特殊人群用车长期发展。

低速电动汽车是指速度低于70 km/h的简易四轮纯电动汽车。一般最高速度为70 km/h, 国内生产的低速电动汽车与进入“目录”的电动汽车产品有较大的差距。大部分低速电动汽车生产厂家良莠不齐, 基本都是在两轮电动车的基础上改装而成, 汽车的全部配件外购, 工人根据经验进行组装, 导致其整车的操纵稳定性及行驶平顺性很难与传统汽车相比。汽车的乘坐舒适性以及操纵稳定性会对乘坐人员的舒适性、疲劳程度以及乘员的人身安全造成严重影响。因此提高汽车的乘坐舒适性以及操纵稳定性已经成为各个低速电动汽车生产厂商在激烈的汽车市场中参与竞争所必须考虑的两个非常重要的性能了。汽车悬架系统的结构类型及布置是影响低速电动汽车操纵稳定性及平顺性的主要因素。

1 低速电动车前悬架的方案比较与选择

汽车的悬架系统按结构形式不同, 可分为独立悬架与非独立悬架。目前的低速电动汽车基本以非独立悬架为主, 在使用过程中存在转向沉重、跑偏、啃胎严重等一系列问题。独立悬架的结构特点更符合汽车行驶时的受力状态, 使所有车轮和路面都有良好的接触, 相比非独立悬架可使汽车获得更好的行驶平顺性和操纵稳定性。汽车上常用的独立悬架有麦弗逊式、双横臂式、纵臂式、多连杆等。其中双横臂独立悬架在不影响对路面精准反馈信息的前提下, 可以很好地提高汽车横向的稳定性, 防止侧滑及前轮失控。如果双横臂采用的是叉形臂, 如图1 所示, 由于其安装空间比较大, 只有少数豪华轿车采用[1]。

低速电动汽车没有发动机, 前桥附近有足够的空间安装双叉臂, 因此我们尝试在低速电动汽车上采用双叉臂作为前悬架。为了保证双叉臂及减振器的布置最优, 我们以某电动车为例, 在ADAMS/Car环境下对该电动车进行建模、仿真和优化设计, 根据优化结果最终确定上下控制臂的长度及最佳安装位置, 保证其轮距及前轮定位参数变化在一个理想范围内变化。

2 完成样车的建模、仿真与优化[2]

1) 对样车进行测绘, 在ADAMS/Car环境中建立一个基于双A臂 (Double-wishbone) 的样车前悬架系统和转向系统的模型, 如图2 所示。

2) 完成子系统的创建后, 定义车辆参数, 运行parallel wheel travel分析程序, 分析车轮中心在上下跳动100 mm内, 其车轮外倾角、主销内倾角、主销后倾角、前束角及前轮距的变化情况, 仿真结果如图3~图7 所示的虚线部分。

3) 在ADAMS/Car中通过改变建立的悬架子系统的硬点 (hardpoints) 位置进行样车悬架系统的优化设计。

优化变量是悬架系统的硬点位置;优化目标是几个转向轮定位参数;约束条件包括上摆臂长度可调范围245~255 mm, 主销长度可调范围145~150 mm, 转向横拉杆长度可调范围230~240 mm。

3 优化前后的转向轮定位参数的比较分析

优化前后的仿真结果如图3~图7 所示, 实线为优化前根据样车建立模型的转向轮定位参数的仿真结果, 虚线为优化后的仿真结果。

优化前后的车轮外倾角的变化曲线如图3 所示。优化后, 在车轮上下跳动时, 车轮外倾角变化减小, 且趋于平缓, 有利于减轻电动汽车的啃胎现象。

优化前后的主销后倾角的变化曲线如图4 所示。优化后的主销后倾角减小, 在保证车轮自动回正的同时可以避免由于后倾角过大所造成的转向沉重等不良后果。

优化前后的主销内倾角的变化曲线如图5 所示。优化前后的变化趋势基本相同, 但优化后的内倾角减小了, 有利于车身的稳定。

优化前后的前轮前束角的变化曲线如图6 所示。从悬架在优化前后前束角随车轮行程变化曲线中, 我们大体看出前束角在优化前后变化不太大, 对行车影响不大。

优化前后的前轮距的变化曲线如图7 所示。优化后的前轮距在车轮上下跳动时变化明显减小, 减小了汽车行驶时的横向滑移, 减少了轮胎的偏磨。

4 结语

本文借助ADAMS/Car模块完成了某低速电动汽车前悬架的建模、优化设计与运动仿真, 对优化前后的转向轮定位参数进行了比较分析, 根据优化结果对前悬架进行改装, 可以有效提高其动态特性, 使车轮的上下跳动得到很好的控制。

参考文献

[1]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社, 2001:608-666.

[2]郑凯, 胡仁喜, 陈鹿民.ADMAS 2005机械设计高级应用实例[M].北京:机械工业出版社, 2005:210-229.

汽车主动悬架 篇2

您好!

我是一名汽车爱好者，我想通过贵刊的"车迷园地"栏目请教以下几个问题，希望您能在百忙之中给予解答，谢谢!

1常听人说汽车是由六大总成组成，请问这"六大总成"是指什么?

2电喷汽车在使用过程中对油液有何要求?

3汽车"主动悬架"究竟是怎么回事?

最后祝《大众汽车》越办越好!

(山西·党红斌)

党红斌车迷：

您好!

下面顺序回答您提出的问题：

我国汽车运输业习惯上把汽车划分为六大总成，即发动机离合器总成、变速器附传动轴总成、后桥总成、前桥附转向器总成、车架总成和车身总成。而汽车构造学上则习惯将汽车分为发动机、底盘、车身和电气设备这四部分。

电喷汽车必须使用优质的无铅汽油和高标准无磷专用润滑机油。这是因为含铅汽油燃烧后，铅化物随废气进入排气管，通过三元催化转化器时，铅化物就被吸附在催化剂表面，导致废气中的有害成分无法与催化剂接触发生化学反应。当铅化物将催化剂整个表面覆盖后，催化转化器就会完全失效，这就是常说的"铅中毒"。实验表明，只要给油箱加一次含铅汽油，催化转化器的净化能力就会降低50％。如果使用了含磷的润滑机油，一方面会加速发动机的磨损，另一方面也会像"铅中毒"那样使催化转化器发生"磷中毒"而失效。

本刊2000年第5、6期"车迷园地"栏目介绍的都是传统悬架。传统悬架主要由弹性元件(弹簧)、减振器和导向机构等三部分组成。悬架的功能是减弱由不平路面传给车架或车身的冲击载荷，衰减由冲击载荷引起的承载系统的振动。汽车在行驶过程中，路面不平或汽车转弯都会使汽车受到冲击，引起悬架中的弹簧变形，这时弹簧起了减缓冲击的作用，同时在弹簧释放能量时，就会产生振动。为了衰减振动，在悬架上采用减振器。由于悬架作用是外力所引起的，所以传统悬架又称为从动悬架。

所谓主动悬架系统是在控制环节中安装了能够产生抽动的装置。执行元件针对外力的作用，产生一个力来主动控制车身的移动和车身受到的载荷(路面的反作用力)。当汽车行驶在凹凸不平的路面时，执行元件抑制了输入方向的力，使悬架产生抽动。当汽车转弯、载荷变化时也采用同样的方式进行控制。因此，主动悬架能够有效地抑制车身侧倾，保持车身水平，并使高度一致。

主动悬架的作用主要有3个方面：(1)提高舒适性传统悬架系统需要在性能和舒适性间折衷协调。为了使转向时侧倾较小，要求较硬的弹簧，因而乘坐舒适性较差。而主动悬架用计算机独立地控制每只车轮，能够在任何时候，在任何车轮上产生符合要求的悬架运动。它不像装软弹簧的汽车那样，遇到大凸起时可以感觉到回弹或颠簸。(2)控制车身运动主动悬架在汽车摇摆、制动以及转弯时，悬架能产生与惯性力相对抗的力，减小了车身位置的变化。(3)调节车身高度当汽车在高速公路上行驶时，车身可以调节得低一些，而在通过坏路面时车身可以调节得高些。当你指令汽车抬起坏的车轮时，就可以更换轮胎，所以从理论上讲，还可以指令汽车爬上楼梯。

主动悬架的特点：(1)具有能产生作用力的独立的动力源。动力源能根据路面的情况和车辆的运动情况随时产生抽动，产生抽动是主动悬架的关键。(2)执行元件能够传递这种力，并能进行连续控制。(3)具有多种传感器，根据各传感器的输出信号进行运算，以决定控制内容。

主动悬架的优点是：能控制车身的运动，使汽车在行驶过程中保持车身平稳，高度一致，无倾斜，并能实现负侧倾转弯；另外，在主动悬架系统中，计算机可以编制程序，修改行驶中汽车的复杂动力学特性，例如急转弯时，来自水平转动及转向角传感器的输入信号，就能告诉计算机汽车在转弯时是否打滑，于是计算机调整每一个车轮的负载，迅速改变侧滑，使前轮胎进入不足转向状态。缺点是：能耗大、成本高；当汽车轮胎载荷突然增加时，活塞容易卡住，驾驶人员虽然感知了这个变化，却很难控制车轮。

悬架优化 篇3

Pareto最优解指的是在多目标优化过程中,当目标函数互相冲突时,其最优解不再唯一,而是一组解集,即Pareto最优解。Pareto最优在各个领域都得到广泛的应用[1,2,3],而在悬架优化方面研究却较少。G.GEORGIOU等通过数值模拟的方式得到加速度、悬架动行程和轮胎动载荷三者之间的相互关系[4];G.NAKHAIE JAZAR等在1/4数学模型的基础上,得到了加速度和悬架动行程两目标函数下的Pareto最优解[5]。

本研究将建立四自由度半车模型,采用Matlab编程方法进行数值模拟,以前后悬架参数为设计变量,获取车身加速度和悬架动行程两目标函数下Pareto最优解。

1 Pareto最优理论

对于多目标问题:

$\underset{x\in R}{{\displaystyle \min }}f(x)=(f{}_1(x),f{}_2(x),\cdots ,f{}_p(x)){}^{\text{Τ}}$

若x*∈R,且不存在x∈R,使得fj(x)≤fj(x*)(j=1,2,…,p),则x*为Pareto最优解[6]。

Pareto最优解集为:

ρ*={x*∈R|⇁∃x∈R,f(x)<f(x*)}

Pareto前沿(Pareto Front)定义为:

ρf*={u=f(x*)|x*∈ρ*}

对于两目标优化,当目标函数随变量变化趋势相反时,不存在这样的解,它可以同时满足两目标函数都最优。两目标优化的Pareto前沿及可行域如图1所示。

图1中,A、B、C是分布于Pareto前沿的(近似)Pareto最优解,点D、E所在区域为基于目标的可行解区域,相对于点A、B、C,点D和E所表示的解为劣解(dominated solution)。点A、B和C对应的Pareto前沿上的解均为Pareto最优解,对应的解集为Pareto最优解集。很明显,如果目标函数f1或f2其中之一不变时,Pareto前沿上的值在可行域内是最优的[7]。

2 四自由度模型的建立

由于在低频路面激励下,车辆的左右两个车轮轨迹输入有较高的相关性,且车辆的几何尺寸及质量分布通常为左右对称;在高频路面激励下,车辆所受的激励实际上大多只涉及车轮跳动,对车身运动影响甚微,因此左右车轮相对运动可以忽略[8,9]。故可将整车模型简化成四自由度半车模型,如图2所示。

m—簧上质量;Ip—车身俯仰转动惯量;a、b—前后桥到质心的距离;Kfs、Krs—前、后悬架刚度;Cfs、Crs—前后悬架阻尼;mu—簧下质量;Ku—轮胎刚度;Xc—车身垂向位移;θ—车身俯仰角;Xfu、Xru—前后轴簧下质量位移;yf、yr—前后轮路面激励。

图2中,车辆模型4个自由度包括:车身垂向运动、车身俯仰运动、前后轮垂向运动。

根据模型建立其振动方程为:

${\rm M}\stackrel{\cdot \cdot }{{\displaystyle {\rm Z}}}+C\dot{{\rm Z}}+{\rm K}{\rm Z}={\rm P}Q(1)$

式中:

${\rm M}=\left[\begin{array}{cccc}m& 0& 0& 0\\ 0& {\rm I}{}_p& 0& 0\\ 0& 0& m{}_u& 0\\ 0& 0& 0& m{}_u\end{array}\right];$

$C=\left[\begin{array}{cccc}C{}_s^f+C{}_s^r& bC{}_s^r-aC{}_s^f& -C{}_s^f& -C{}_s^r\\ bC{}_s^r-aC{}_s^f& b{}^{2}C{}_s^r+a{}^{2}C{}_s^f& aC{}_s^f& -bC{}_s^r\\ -C{}_s^f& aC{}_s^f& C{}_s^f& 0\\ -C{}_s^r& -bC{}_s^r& 0& C{}_s^r\end{array}\right];$

${\rm K}=\left[\begin{array}{cccc}{\rm K}{}_s^f+{\rm K}{}_s^r& -a{\rm K}{}_s^f+b{\rm K}{}_s^r& -{\rm K}{}_s^f& -{\rm K}{}_s^r\\ -a{\rm K}{}_s^f+b{\rm K}{}_s^r& a{}^2{\rm K}{}_s^f+b{}^2{\rm K}{}_s^r& a{\rm K}{}_s^f& -b{\rm K}{}_s^r\\ -{\rm K}{}_s^f& a{\rm K}{}_s^f& {\rm K}{}_s^f+{\rm K}{}_u& 0\\ -{\rm K}{}_s^r& -b{\rm K}{}_s^r& 0& {\rm K}{}_s^r+{\rm K}{}_u\end{array}\right];$

${\rm P}=\left[\begin{array}{cc}0& 0\\ 0& 0\\ {\rm K}{}_u& 0\\ 0& {\rm K}{}_u\end{array}\right]$;${\rm Z}=\left[\begin{array}{c}X{}_c\\ \theta \\ X{}_u^f\\ X{}_u^r\end{array}\right]$;$Q=\left[\begin{array}{c}y{}_f\\ y{}_r\end{array}\right]$。

3 Matlab建模及仿真

车辆运动方程可以通过Matlab/Simulink建模并仿真,再结合m文件便可实现悬架刚度、阻尼变化下车身加速度及悬架动行程的数值模拟。

3.1 路面激励

路面功率谱密度可表示为:

S(n)=G0n-p (2)

式中 G0—路面谱密度不平度系数;n—空间频率;p—双对数坐标下谱密度曲线的斜率。

路面输入不平度激励在Matlab中可采用积分白噪声法获得。

因此:

$\dot{{\rm Z}}{}_g(t)=2\text{π}\sqrt{G{}_{0}u}w(t)(3)$

${\rm Z}{}_g(t)={\displaystyle {\int }_0^t\dot{{\rm Z}}}{}_g(t)\text{d}t=2\text{π}\sqrt{G{}_{0}u}{\displaystyle {\int }_0^{t}w}(t)\text{d}t$

式中 Zg(t)—路面不平度位移;u—车速;ω(t)—单位强度为1的随机白噪声。

本研究实验车型为越野车,常用车速范围(v1,v2)=(10,60) km/h,路面等级为一般越野路面,选取G0=1×10-5 m3,其Simulink模块如图3所示。

获得的路面不平度激励如图4所示。

3.2 仿真实验

仿真实验的目的在于得到不同刚度、阻尼参数下目标函数值的变化,以构造出可行域区间。

选择车身垂向加速度均方根值、悬架动行程最大值作为目标函数。车身加速度均方根用于衡量悬架舒适性能,而悬架动行程反映车辆通过性。因为实验车型为越野车,悬架受冲击时容易与限位块发生碰撞,因此将悬架动行程最大值作为目标函数之一。

通过SIM函数,将Simulink模块与m文件相结合。程序设计步骤为:

(1) 定义参数全局变量;

(2) 采用for语句循环实现参数变化;

(2) 将m文件中定义的自变量赋值给Simulink进行仿真;

(3) 每一次Simulink仿真结束后,输出加速度及悬架动行程变化量;

(4) 在M文件中计算出加速度均方根值及悬架动行程最大值;

(5) 保存每次仿真参数及结果。

程序设计流程图如图5所示。

3.3 仿真结果分析

实验一:刚度不变,阻尼变化。前悬架刚度Kf=35 kN/m;后悬架刚度Kr=35 kN/m;前悬架阻尼Cf每间隔0.1取一个值,Cf=0 ∶0.1 ∶1.5 kN·s/m;后悬架阻尼Cr=0∶0.1∶1.5 kN·s/m。得出阻尼变化下悬架动行程与加速度均方根值变化情况,如图6所示。

在图6中,右上角有一点远离其它点,该点对应的阻尼参数为Cf=0、Cr=0,即在悬架只有刚度没有阻尼的情况下,车辆的悬架动行程和垂向加速度都变得非常大。

实验二:阻尼不变,刚度变化。Cf=0.6 kN·s/m;Cr=0.87 kN·s/m,Kf=0∶1∶35 kN/m;Kr=0∶1∶35 kN/m。得出刚度变化下悬架动行程与加速度均方根值变化情况,如图7所示。

在图7中,每一组纵向离散点代表了前悬架Kf的一个值,即Kf不变,Kr变化时的曲线。因此可得出:当Kf变化时,该组曲线,即悬架动行程与加速度曲线,横向平移变化,而当Kr变化时,主要是纵向值即垂向加速度变化。而且发现,悬架动行程的变化量(集中在0.063～0.073)相比垂向加速度的变化量(0.9～2)较小,即刚度在(0,35) kN/m变化时,主要影响垂向加速度值。

实验三:刚度、阻尼均变化。Kf=5∶2∶35 kN/m;Kr=5∶2∶35 kN/m;Cf=0∶0.2∶1.2 kN·s/m;Cr=0∶0.2∶1.2 kN·s/m。得出此时悬架动行程与加速度均方根值变化情况,如图8所示。

由图8可得,当悬架刚度在5 kN/m～35 kN/m,阻尼在0～1.2 kN·s/m范围内变化时,悬架动行程变化范围为0.063～0.079 m,垂向加速度均方根值变化范围为0.8～2.4 m。图中所有点均为可行域空间可行解,其最优解在可行域边界上。

4 Pareto最优解

从前面分析可知,Pareto最优解即为可行域边界最优前沿上的解,因此求图8中可行域最优前沿得到的就是Pareto最优解。

通过m文件编程将前面仿真结果数据进行判定,可得到近似Pareto最优前沿。它的端点分别是悬架动行程最小值和加速度均方根最小值点。

程序设计步骤为:

(1) 求出Pareto最优前沿首末端点,即最小动行程和最小加速度对应点;

(2) 将横坐标划分为N份个间隔,在每个间隔内用min函数求出所有间隔内纵坐标最小值及对应参数;

(3) 保存所有小间隔内获得的最小点数据;

(4) 绘制近似Pareto最优前沿。

程序流程图如图9所示。

Pareto最优解曲线如图10所示,图10中曲线部分为所求的Pareto最优前沿,即悬架动行程与车身加速度两目标函数下近似Pareto最优解。从图中可以得出,所有曲线上的点在横坐标或纵坐标之一不变时,另一个值达到最小,验证了该曲线即为Pareto最优解。

5 结束语

本研究以四自由度半车模型为基础,通过Matlab数值模拟方法求解Pareto最优解。四自由度模型考虑了车身俯仰运动,以及前后悬架参数的共同作用,提高了优化精度。建立了不同参数下悬架动行程和垂向加速度关系,再通过程序从可行域获取Pareto最优前沿,直观准确地描述了可行域与Pareto最优解的关系。因此,当优化目标函数互相冲突时,采用该方法可以有效地获得目标函数的优化解集。

参考文献

[1]吴烈,吴向军.矢量禁忌算法及其在电磁场逆问题中的应用[J].机电工程,2008,25(5):51-53.

[2]程文渊,崔德刚.基于Pareto遗传算法的复合材料机翼优化设计[J].北京航空航天大学学报,2007,33(2):145-148.

[3]樊铁成,马孜.Pareto前沿在航线优化中的应用[C].第十六届中国过程控制学术年会暨第四届全国故障诊断与安全性学术会议,2005.

[4]GEORGIOU G,VERROS G,NATSIAVAS S.Multi-objec-tive optimization of quarter-car models with a passive orsemi-active suspension system[J].Vehicle System Dy-namics,2007,45(26):77-92.

[5]NAKHAIE JAZAR G,ALKHATIB R,GOLNARAGHI MF.Root mean square optimization criterion for vibration behav-ior of linear quarter car using analytical methods[J].Vehi-cle System Dynamics,2006,44(6):477-512.

[6]林锉云,董加礼.多目标优化的方法与理论[M].吉林:吉林教育出版社,1992.

[7]汪祖柱.基于演化算法的多目标优化方法及其应用研究[D].安徽:安徽大学计算机学院,2005:5.

[8]喻凡,林逸.汽车系统动力学[M].北京:机械工业出版社,2005.

给车辆底盘悬架“揭揭底” 篇4

目前，汽车底盘的悬架可分为独立悬架和非独立悬架两种，主流的悬架种类主要是麦佛逊式独立悬架、交叉臂式独立悬架、多连杆式独立悬架以及扭力梁式非独立悬架。随着技术的进步，诸如单横臂、双横臂、扭杆式悬架等都已基本退出历史舞台。

独立悬架是每个车轮单独通过一套悬架安装于车身或者车桥上，使两边车轮受冲击时互不影响，缓冲与减震能力较强，乘坐舒适。

非独立悬架是两侧车轮安装于一根整体式车桥上，车桥则通过悬架与车架相连。这种悬挂结构简单，传力可靠，但两轮受冲击震动时会互相影响，缓冲性能较差。

★麦佛逊式独立悬架：最常用

麦佛逊式悬架是独立悬架的一种，用于汽车前悬。其结构简单、布置紧凑而且前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性，因此大部分轿车前悬均采用这种结构，差别主要在选材和减震器、弹簧的调校上。但由于结构简单，当遇到坑洼路面时，车轮很容易自动转向。

★双叉臂式独立悬架：高档跑车“专业户”

双叉臂式悬架又称双A臂式独立悬架，也用于汽车前悬，由于可通过两个叉臂同时吸收横向力，所以横向刚度很大，转弯时侧倾非常小。这种悬架通常采用上下不等长的叉臂，所以车轮在上下运动时能够自动改变外倾角并减小轮距变化，使轮胎接地面积大，贴地性好。由于运动性表现出色，所以它主要运用于高档跑车上，就连F1赛车上也会用到。

不过，相比麦弗逊式悬架，双叉臂式多了一个上摇臂，不仅需要占用较大空间，而且其定位参数较难确定，所以制造成本很高，令一般乘用车对它“退避三舍”。

★多连杆式独立悬架：全面发展

多连杆式独立悬架可分为多连杆前悬架和多连杆后悬架系统。前悬架一般为3连杆或4连杆式独立悬架，后悬架则一般为4连杆或5连杆式，其中5连杆式后悬架应用较为广泛。

多连杆式悬架结构相对复杂，材料成本、研发实验成本以及制造成本远高于其他类型的悬架，而且其占用空间大，中小型车出于成本和空间考虑，极少使用这种悬架。但其舒适性能相当好，操控性能表现也很突出，由于高档轿车空间充裕、且注重舒适性能和操控稳定性，所以高档轿车大多使用多连杆悬架。

★扭力梁式非独立悬架：造价低廉的后悬架

扭力梁式非独立悬架是汽车后悬架的一种，多用于发动机前置前驱的车型，且由于造价成本低，也是一般乘用车最多采用的一种后悬架形式。

简单说，该悬架是通过一个扭力梁来平衡左右车轮的上下跳动，从而减小车辆的摇晃，保持车辆平稳。不过采用该悬架的汽车，一般平稳性和舒适性有限。由于构造较简单，承载力大，该悬挂多用于载重汽车、普通客车和其他一些特种车辆上。

多连杆式悬架对车身制造的工艺要求较高。目前来讲，连杆为金属结构，成本较低，而将连杆与车身相连接的橡胶块成本就会偏高；与连杆几十元的成本不同，橡胶块往往由于橡胶内部注入了液体，成本高达几百元。

理论上讲，4连杆以上的悬架都可称之为多连杆，比如5连杆、6连杆等；连杆数越多，相对会更容易调节车辆前束，同时也有助于车轮定位，对车辆的外倾角、内倾角以及主销内倾角等都有更为精准的调节。目前，5连杆悬架是技术最成熟的悬架技术，但并非连杆越多车辆的性能就越好，如果连杆数过多，结构会更加复杂，平顺性也会受到影响。

扭力梁是一种较为廉价的悬架，成本虽然低，但是舒适度上会有不小的损失——比如路过颠簸路面时，左轮颠簸，右轮同样也会有很明显的感觉，而独立悬架则会让左右轮相互不受影响。至于操纵感受方面，一般只有专业车手才会感受到侧倾、随动转向等方面的区别，一般消费者最直接的感受仍然是舒适性上的不同。

悬架优化 篇5

一、二自由度车辆-道路模型的建立

(一) 二自由度车辆动力学模型。

将某重型车辆悬架系统简化为二自由度振动系统, 如图1所示。根据牛顿力学定律可建立系统的微分方程。

模型中用线性弹簧代替弹性轮胎, 忽略轮胎阻尼。图1中kt代表轮胎径向刚度系数;k为空气弹簧刚度, 它是气囊内压力的非线性连续函数; c为减振器阻尼系数 (阻尼可调) ;m1=1.2×103KG, m2=1.25×104KG分别代表非簧载质量和簧载质量;q, z1, z2分别表示路面激励、非簧载质量位移以及簧载质量位移。

根据牛顿力学定律可建立系统的微分方程为:

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(二) 空气弹簧承受垂直载荷时的弹性特性。

空气弹簧具有优良的弹性特性, 其刚度是随载荷变化的, 在任何载荷下自振频率几乎不变, 所以它能使悬挂装置具有几乎不变的性能, 车辆在轻载下的运行平稳性和重载时一样。空气弹簧具有非线性特性, 其特性曲线 (载荷—挠度曲线) 最理想的形状为反“S”形, 悬架固有频率基本不变, 其主要优点是提高了行驶的质量, 可防止在粗暴制动时轮胎跳动。当遇到剧烈冲击时, 空气弹簧不会跳动或跳跃, 所以轮胎能平稳地在道路上行驶。而普通钢弹簧, 它的特性曲线是线性的, 要使这种弹簧悬架装置具有上述非线性特性, 势必会使结构复杂化。两者动载荷-挠度曲线如图2所示。

(三) 路面模型的建立。

按照国标GB7031-86《车辆振动输入路面平度表示方法》, 路面不平度位移功率谱密度拟合表达式采用下式:

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式中, Gd为路面空间位移功率谱密度;n为空间频率;n0为空间参考频率, n0=0·1/m;Gd (n0) 为路面不平度系数;ω为频率指数。

根据空间频率和时间频率之间的关系, 其表达式为:

f=v·n (3)

式中, f为时间频率;v为车速。

则路面时间位移功率谱密度Gq (f) 为:

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二、车辆悬架结构参数优化分析

(一) 建立目标函数。

根据ISO2631-1:1997 (E) 的规定:采用加权加速度均方根值进行平顺性评价, 因空气弹簧主要影响垂直方向的加速度, 故提取底盘垂直方向的振动加速度, 通过频谱分析求得功率谱密度, 按照下式计算频率加权加速度均方根值。

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其中:

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(二) 敏感性分析。

灵敏度计算方法一般有差分法、伴随结构法和直接求导法。本文主要采用直接求导法计算整车各设计变量对整车平顺性的灵敏度。其表达式如下所示:

undefined

式中, S为敏感度;av为目标函数;X为设计变量, X=[k, c]。

影响整车平顺性的因素很多, 其中, 悬架弹簧刚度、减振器阻尼、车轮刚度、簧载质量对舒适性影响较大。本文以悬架弹簧刚度, 减振器阻尼为设计变量, 进行敏感性参数分析。各设计变量初始值对目标函数的敏感度见表1, 当敏感度为正时, 说明目标函数随设计变量增大而增大, 且数值越大影响越明显;反之, 当敏感度为负时, 目标函数随设计变量增大而减小, 数值越小影响越明显。

(三) 优化变量及约束条件。

阻尼系数、悬架刚度对平顺性影响 (敏感度) 较大, 因此, 本研究取悬架阻尼系数和悬架刚度系数为优化变量, 分别为c、k, 即X= ( k, c) T。

满足等效积分形式表达的函数约束如下。

簧载质量与非簧载质量之间的相对位移约束为:

z2 (t) -z1 (t) ≤θ (0≤t≤τ) (7)

其中:θ为最大允许相对位移, 取θ=0.127;τ表示仿真时间。

满足设计变量X变化范围的约束:

X= (k, c) T (8)

对与时间t无关的设计变量X规定其允许的变化范围Xmin≤X≤Xmax;X的下限与上限分别为: (500, 10) T和 (1400, 60) T。

三、悬架系统优化设计

采用状态空间最优化方法对该设计问题进行迭代计算求解, 在第一次迭代中, 设计减率为1%, 取表1所示的设计参数为初始值进行迭代, 以 (7) 至式 (8) 为约束条件, 对式 (5) 迭代寻优, 当式 (3) 在满足约束的条件下达到最小范数时迭代终止, 该优化在迭代68次后得最优值, 其上述2个优化变量对模型平顺性的优化结果如图3所示, 优化前后的优化变量值如表1所示。

四、结语

本文以改善车辆平顺性为目的, 运用Matalab/Simulink对客车1/4模型进行了数值模拟仿真, 以垂直加权加速度均方根值为目标函数对空气悬架系统刚度进行了优化, 依据仿真结果可以得出:一是对于空气悬架, 因其刚度、阻尼可根据路面和载荷不同而调整, 从而使其平顺性达到最佳状态, 因此本文为探索空气悬架在不同路况下寻求最优平顺性能提供了参考方案。二是本文所述为平顺性仿真驱动下的悬架系统优化设计, 对于稳定性等其他性能仿真也同样具有借鉴意义。

摘要：本文建立了由空气弹簧组成的汽车非线性悬架系统的二自由度动力学模型, 用Matalab/Simulink计算出簧载质量垂直振动加速度均方根值;构建了以加速度均方根值为目标函数的优化设计模型, 对悬架的刚度进行了动力学优化。结果表明, 优化后的悬架刚度和阻尼可明显改善汽车从空载到满载范围内的平顺性。

关键词：非线性悬架,平顺性,优化

参考文献

[1].刘强, 徐斌, 林波.减小动载荷道路破坏的悬架参数研究[J].哈尔滨工业大学学报, 2002

[2].张洪信, 陈秉聪, 张铁柱等.重型车辆平顺性与对路面损伤关系的研究[J].农业机械学报, 2002

[3].杨兴龙.基于多体系统动力学的空气悬架大客车平顺性试验仿真研究[D].吉林:吉林大学, 2002

[4].卢建伟, 陈建, 王其东.平顺性仿真驱动的板簧承载式悬架参数优化[J].系统仿真学报, 2007

[5].廖伯瑜, 周新民, 尹志宏.现代机械动力学及其工程应用[M].北京:机械工业出版社, 2004

悬架优化 篇6

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.

悬架优化 篇7

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%。

悬架优化 篇8

悬架是现代汽车上的重要总成,它把车架与车轴弹性地连接起来。其主要任务是在车轮与车架之间传递所有的力和力矩,缓和由路面不平传给车架的冲击载荷,衰减由此引起的承载系统的振动,控制车轮的运动规律,以保证汽车具有需要的平顺性和操纵稳定性[1]。车轮的定位参数对汽车的操纵稳定性、转向性能和轮胎的寿命等有重要影响,在行驶过程中,车轮定位参数会随着车轮相对于车架的运动和车轮受力而发生变化。

ADAMS是目前世界上应用最广泛的多体系统仿真分析软件,应用它可以方便地建立参数化的实体模型,并采用多体动力学原理进行仿真。ADAMS/car是一种基于模板的建模和仿真工具,大大加速和简化了建模的步骤。只需要在模板中输入必要的数据,就可以快速建造悬架高精度虚拟样机,并进行仿真。ADAMS/Insight可以用来进行单目标或多目标优化,其本质在多个设计参数的不同组合中优化目标[2~4]。本文利用这一工具对某车型前悬架结构关键点进行大量的优化,减小了定位参数在悬架相对于车架运动过程中的变化,从而使各参数保持在理想值范围内。

1 建立悬架多体动力学模型

1.1 建立硬点

由于悬架的对称结构,所以只需建立左半边的模型即可。首先定义系统模型的绝对坐标,然后建立左半边悬架的硬点坐标。该悬架模型的硬点坐标通过相关装配图纸得到。

1.2 建立零件

在模板模式下建立零件、选择参考类型、参考点、零件的质量、质心位置及相对于质心的转动惯量。模型中所用衬套、减震器、扭杆弹簧、横向稳定杆等的力学特性数据由厂家提供。

1.3 定义约束

通过约束将各零件连接起来,从而构成子系统结构模型。在此模型中,车身部件和大地之间的约束为固定副。下臂和转向节之间的约束为球绞,下臂和车身部件之间添加两个衬套力。上臂和转向节之间的约束为球绞,上臂和车身部件之间添加两个衬套力。上支柱和车身之间的约束为虎克绞,下支柱和下臂之间的约束为球绞。上下支柱之间的约束为移动副。横向拉杆和转向拉杆之间的约束为虎克绞,横向拉杆和转向节之间的约束为球绞[5]。

检查模型的拓扑结构关系,最后完成的模型如图1所示:

1.4 建立优化目标的响应函数

使用ADAMS/Solver的函数测试生成车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角、前束角的测试,将测试添加为设计目标,设计目标可以在ADAMS/Insight中进行仿真分析。各定位参数的响应函数为[6]:

1)内倾角的响应函数

ATAN(DZ(Center,TA_ref)/DX(Center,TA_ref))。其中Center和TA_ref为确定内倾角的两个标记点。

2)车轮外倾角的响应函数

ATAN(DY(Center,TA_ref)/DX(Center,TA_ref))。其中Center和TA_ref为确定车轮外倾角的两个标记点。

3)主销后倾角的响应函数

ATAN(DZ(Lower_Arm.MAR_7,upper_spring_seat)/DY(Lower_Arm.MAR_7,upper_spring_seat))。其中Lower_Arm.MAR_7和upper_spring_seat为确定主销位置的两个标记点。

4)主销内倾角的响应函数

-ATAN(DX(Lower_Arm.MAR_7,upper_spring_seat)/DY(Lower_Arm.MAR_7,upper_spring_seat))。其中Lower_Arm.MAR_7和upper_spring_seat为确定主销位置的两个标记点。

2 仿真分析

本文旨在减小定位参数在悬架相对于车架运动过程中的变化,使各参数保持在理想值范围内。所以采用两侧车轮同向跳动的仿真工况进行仿真试验,其中上下跳动各为50mm。仿真后在后处理中可得到内倾角、车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角随着车轮跳动行程的变化曲线如图2所示:

2.1 车轮前束角

前束角是车轮中心线与汽车纵向对称轴线之间的夹角。为了使汽车行驶的每一瞬时车轮滚动方向接近正前方,在前轮故意设置前束角。但是如果前束角过大会引起轮胎的异常磨损。一般在车轮跳动:-50~50mm时,前束角理想的特征设计值为:0°~0.5°。图2显示前束角随着车轮跳动行程的变化为:-0.6°~1.2°,变化量为1.8°比理想值稍大。

2.2 车轮外倾角

车轮外倾角是车轮中心平面相对于地面垂直线的倾角。预设外倾角的目的是使汽车满载行驶时外倾角接近零,从而使轮胎磨损均匀。但是外倾角不宜过大,否则会使汽车的直线行驶能力变差。一般车轮跳动为:-50~50mm时,外倾角的变化为:-2°~0.5°。由图2显示车轮外倾角的变化范围为-1.72°~2.4°,车轮跳动为-50mm时,外倾角过大。

2.3 主销后倾角

主销后倾角产生的回正力矩对转弯后的车轮有自动回正作用,可以提高汽车直线行驶能力。但是过大的后倾角会增大转向力,造成转向困难。一般后倾角不超过2°~3°[1]。如图2显示,主销后倾角变化很小,在合理取值范围内。

2.4 主销内倾角

主销内倾角也会产生一个回正力矩从而具有使车轮自动回正的作用。但是主销内倾角也会产生转向阻力矩,随着转向角的增大,这个转向阻力矩也越大。同时主销内倾角会使转向时内轮的外倾角增大,从而增大轮胎外侧的磨损。主销内倾角的理想范围值为:5°~15°。如图2所示,主销内倾角的变化范围为:15.3°~19.4°,明显过大。

3 优化设计

ADAMS/Insight是MSC公司的试验设计软件。通过该软件用户可以设计复杂的试验来评价机械系统的性能,还可以进行单目标或多目标优化。本文应用Insight软件,以上臂内后点、上臂内前点、上臂外点、下臂内后点、下臂内前点、下臂外点、主销上点7个坐标,21个坐标变量为设计因子,以车轮前束角、车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角为设计目标。在优化设计过程中选用试验面法(DOE Response surface)对试验数据进行数学回归分析,设定各设计因子相对原值±10mm范围内变动。

在ADAMS/Insight后处理中可以得到21个设计因子对每个设计目标的影响率,如表1所示:

以上表中数据为依据,调整模型中个关键点的坐标,然后进行再次仿真。保存仿真结果,在后处理中可以得到各定位参数优化后的变化曲线,与仿真之前的变化曲线对比分析。

如图3所示,车轮前束角在结构优化后变化范围降低为0.03�0.35°,在理想值范围内,可以有效减少车轮磨损。

如图4、5所示,外倾角和主销后倾角的变化范围也略有降低,较之优化之前也更合理,有效的提高了汽车的直线行驶能力。

如图6所示,主销内倾角的变化范围为9.27°�11.94°,有了明显降低并处在理想值范围内,汽车具有良好回正能力的同时有效的降低了转向阻力矩,从而使转向操纵轻便[7~10]。

4 结束语

本文利用ADAMS/car模块建立了某汽车前悬架的动力学模型,对其进行了车轮同向跳动仿真,并使用Insight模块进行结构优化优化,使得优化后的主销内倾角有了大幅度的降低,其他定位参数也有所降低,并处于更加合理的范围内。

摘要：应用ADAMS/car软件建立某轿车的双横臂独立前悬架,对影响汽车操纵稳定性的前轮定位参数进行双轮同向跳动仿真。应用ADAMS/Insight模块,以车轮外倾角、主销内倾角、主销后倾角和前束角为设计目标对悬架的结构关键点进行优化分析。优化目标为:使前轮定位参数在车轮跳动的过程中的变化量处在更合理的范围内,从而使悬架的运动特性更符合理想设计值。

关键词：ADAMS,悬架,结构优化,仿真

参考文献

[1]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2000.

[2]陈德民,等.精通ADAMS虚拟样机技术[M].北京:化学工业出版社,2010.

[3]石博强,等.ADAMS基础与工程范例教程[M].北京:中国铁道出版社,2007.

[4]李军,等.ADAMS实例教程[M].北京:北京理工出版社,2002.

[5]陈家瑞.汽车构造[M].北京:人民交通出版社,2001.

[6]郑重.基于虚拟样机的悬架优化设计及整车仿真[D].武汉理工大学,2009.

[7]李军.汽车悬架参数对汽车操纵稳定性影响的仿真分析研究[J].车辆与动力系统,2001(4):24-27.

[8]黄东明,等.基于ADAMS/car的某轻型载货汽车前悬架仿真分析[J].汽车技术,2009,9(3):28-32.

[9]李瑜婷,等.基于ADAMS的双横臂悬架性能多目标化研究[J].中国制造业信息化,2009,38(17):30-34.

悬架优化 篇9

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。