汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算_戴旭文
汽车双横臂独立悬架动力学建模与优化设计
9000.0 8000.0 7000.0 6000.0 5000.0 4000.0
-50.0
2.0
1.0
initial_left_hub_forces
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wheel travel(mm)
initial_wheel_travel_base
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通 过 模 拟 数 据 分 析 之 后， 依 照 车 辆 前 后 悬 架 的 偏 差 比 例， 确 定 前 悬 架 的 线 性 段 刚 性 程 度 为 33N/mm， 具 体 的 取 值 范 围 在 ±10mm 之间。从图 2 当中的数据分析可以看 出，前侧中心的高度在设计负载的状态下为 79mm，保持在合理的设计范围之内，侧倾的 中心高度直接影响到了汽车悬架系统的稳定 性，侧倾中心越高，车轮之间的间距变化也 就越大，则对轮胎的磨损越严重。同时侧倾 中心越高，在弯道过程中越容易翻车。因此， 在进行悬架设计工作中，必须要对这些问题
MANUFACTURING AND PROCESS | 制造与工艺
时代汽车
汽车双横臂独立悬架动力学建模与优化设计
何名基 方盛车桥（柳州）有限公司 广西柳州市 545006
摘 要：随着汽车行业的发展，对汽车的操控稳定性和整车舒适性要求是越来越高。目前越来越多商用车使用了独 立悬架系统，提高整车的操控稳定性和舒适性。基于此。本文结合工作内容，重点针对汽车双横臂独立悬 架系统展开了分析和研究，并且提出了相应的优化设计要点，以供参考。
本文以目前在商用车上日益流行的双横 臂独立悬架系统为模型，进行优化分析，并 提出了相应的优化设计方法。在双横臂独立 悬架系统设计过程中，合理的设计上下摆臂 的长度和角度的，可有效提高车轮的定位精 度、有效降低侧倾中心高度和中心高度，使 得整车在弯路当中的表现更加稳定，有效提 高整车行驶安全性。
双横臂独立悬架设计计算说明书
-20,-10.2101084243783,-10.7839217185358,-11.19616
-18,-9.20289398968651,-9.66615773468722,-9.998395
-16,-8.19365106897065,-8.55861816924079,-8.819671
α0——转向节臂与汽车纵轴线的夹角。
图3四轮汽车转向示意图
图3为一种含驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。所谓驱动滑块，实际上是齿轮齿条式转向机的齿条。即，方向盘的转向操纵，由齿轮齿条式转向机变换为齿条（滑块）的直线运动，从而驱使转向梯形机构实现左右前轮转向。
为了避免汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨损，要求所有车轮在汽车转向时都作纯滚动。因此，图2中，左右前轮转向角α和β应满足阿克曼转向几何学关系，
信息完整
材料、热处理方法的技术条件
3.*独立完成设计、计算说明书一份(4000-8000字)
包括内容、流程、理论方法、方案、公式、计算过程、成果归纳和设计心得等
2．问题描述
图1所示为汽车前轮采用的一种双横臂悬架-转向系统机构示意图（简化），导向机构ABCD由上横臂AB、转向主销BC和下横臂CD及车架AD构成。其中，A、D分别为上、下横臂与车架联接的铰销中心（假定两铰销轴线均平行于车辆纵向），B、C分别为转向主销BC与上、下横臂联接的球铰中心。在车辆横向垂直平面内，上、下横臂相对水平面的摆角分别用、表示，转向主销内倾角用0表示。
转向传动机构采用由齿轮-齿条转向器驱动的断开式转向梯形机构GFE EFG（F与F，G与G对称，未画出）。其中，左轮转向梯形机构EFG由齿轮-齿条转向器输出齿条EE、左轮转向横拉杆EF、左轮转向节臂FG及车架构成。E、E分别为转向器齿条上与左右转向横拉杆铰接的球铰中心， F为左轮转向横拉杆EF与左轮转向节臂FG铰接的球铰中心，G为左轮转向节臂FG与左轮转向主销BC连线的交点，且FGBC。另外，车轮轴线KH与转向主销BC交于H，与车轮中心面交于J。
学术论文：【毕业论文】双横臂式前独立悬架的优化设计
【毕业论文】双横臂式前独立悬架的优化设计沈阳理工大学学士学位论文摘要悬架是汽车上的重要总成之一，悬架的作用是弹性地连接车桥和车架，减缓行驶中车辆受到由路面不平引起的冲击力，保证乘坐舒适和货物完好，迅速衰减由于弹性系统引起的振动，使车轮按一定轨迹相对车身运动。
悬架决定着汽车的稳定性、舒适性和平安性，所以研究悬架成为研究汽车中的重要一个环节，ADAMS软件为研究汽车悬架运动学分析提供了帮助。
本次毕业设计首先利用ADAMS软件的View功能给定设计点，创立悬架模型，通过测试悬架模型得到一些曲线和数据，比照这些曲线和数据之后得出轮胎接地点的侧向滑移量变化是影响悬架的重要因素。
所以将目标函数定为车轮接地点的侧向滑移量。
然后通过ADAMS软件的后处理功能优化前悬架模型，最后得出使轮胎接地点的侧向滑移量变化最小的一组数据。
从而到达优化的效果。
关键词：双横臂独立悬架；运动学分析； ADAMSAbstractSuspense is one of the important parts in a car. Suspense serves as a role that connects the axles and frames in a much bouncing way which cankill the unavoidable shock when the car is on a unsmooth road, thus making sure that the goods in the car cannot be damaged as well as guaranteeing a better driving pleasure. It can quickly kill the shock from the bouncing system to let the wheel move a the course of the car. Suspense determines the stability, riding comfort, and safety. Therefore, analyzing the suspense becomes one of the greatest parts of the whole analysis. ADAMS software did a great help to the analysis of suspense kinematics.Thedesign of ADAMS software first given design points, View function tocreate suspension model, through the test suspension model get some curves and data, contrast these curves and data that pick up the tyres after the change of lateral sliding site is the important factors affect suspension. So will the objective function as the wheels of lateral slip pick site. Then through the ADAMS software post-processing function optimizationmodel of the suspension, finally come to pick up the tire place lateral sliding the smallest quantity of set of data. This group of data isfinally wanted results.Key words: double wishbone suspension; kinematics analysis; ADAMS目录TOC \o "1-3" \h \z \u l "_Toc107663939" 1 绪论1l "_Toc107663940" 1.1课题引言1l "_Toc107663941" 1.2 汽车悬架简介1l "_Toc107663942" 1.3 汽车悬架分类1.4 ADAMS简介1.5 本文研究的内容2l "_Toc107663943" 2前悬架模型的建立3l "_Toc107663944" 2.1 创立新模型3l "_Toc107663945" 2.2 添加约束42.3本章小结........................................................................ .. (6)l "_Toc107663948" 3前悬架模型运动学分析7l "_Toc107663949" 3.1 添加驱动7l "_Toc107663950" 3.2测量主销内倾角7l "_Toc107663951" 3.3测量主销后倾角10l "_Toc107663952" 3.4测量前轮外倾角12l "_Toc107663953" 3.5测量前轮前束倾角14l "_Toc107663954" 3.6测量车轮接地点侧向滑移量17l "_Toc107663955" 3.7本章小结19l "_Toc107663974" 4细化前悬架模型21l "_Toc107663975" 4.1 创立设计变量21l "_Toc107663976" 4.2将设计点参数化21l "_Toc107663977" 4.3将物体参数化254.4本章小结 (25)l "_Toc107663982" 5定制界面32l "_Toc107663983" 5.1 创立修改参数对话窗 (3)2l "_Toc107663984" 5.2 修改菜单栏........................................................................ .. (36)l "_Toc107663984" 5.3 本章小结........................................................................ .. (37)6 优化前悬架模型........................................................................ . (26)6.1 定义目标函数 (26)6.2 优化模型 (26)6.3 观察优化结果 (27)6.4 本章小结 (31)l "_Toc107663988" 本文总结40l "_Toc107663989" 致谢41l "_Toc107663990" 参考文献42l "_Toc107663991" 附录A 汉语原文43附录B 英文翻译 l "_Toc107663991" 521 绪论1.1 课题引言在马车出现的时候，为了乘坐更舒适，人类就开始对马车的悬架进行孜孜不倦的探索，随着社会的日益进步和科学技术的不断开展，汽车开始普及，人们对汽车平顺性、稳定性、操控性及其舒适性也有了更高要求。
汽车双横臂独立悬架参数优化与仿真研究
Ｊ Ａ ｏ Ｉ Ｂａ ，Ｍ ＥＩ Ｘｕ —ｅ ｇ ｅｆｎ
（ ．Ｅ ｒｅｃ ｅｔ ，Ｌａｎｎ ｒｖｎｉｌ ｘ ｒｓｗ ｙＡ ｍ ｎｓａ ｏ ， ｈｎ ａｇ１００ ； ．Ｓｎ ｅｖ ｑ ｉ ｎ ｏ ， １ ｍｅｇｎｙＣ ｎ ｒ ｉ ｉｇＰｏ ｉ ａ Ｅ ｐｅｓ ａ ｄ ｉｉｒｔ ｎ Ｓ ｅｙｎ ０ ３ ２ ａｙＨ ａｙＥ ｕｐ ｅ ｏ ｃ ｔｉ １ ｍｅ ｔ ． Ｃ
２ 前悬架仿真模 型 的建立
Ａ ＤＭＡＳ建模 时 ， 假设 所 有 零部 件 都是 刚体 ，
减 震器 简化 为线 性 弹 簧 和 阻尼 ， 运 动 副 的 摩擦 各
Ｄ Ｆ ６ 一∑Ｐ 一∑尺 Ｏ ＝ｎ
式 中 ：— — 为活动 构件 总数 ； ， ｚ
Hale Waihona Puke （） １ Ｐ， —— 第 ｉ 个运 动副 的 约束 条 件数 ， 为 ｍ
双横 臂悬 架空 间结 构 如 图 ２所 示 ， 中 Ａ、 图 Ｂ 分 别为 上下摆 臂 的铰接 点 ； Ｄ分 别 为减 震 器 的 Ｃ、 上 、 安装点 ； 为 车 轮 中心 ； 为转 向横 拉 杆 内 下 Ｋ Ｅ
点 ， 转 向横 拉 杆 外点 。表 １列 出 了主 要 定位 Ｆ为 点的坐 标 ， 架 的定 位参 数如表 ２所 示 。 悬
如 图 ６所示 ， 优化 后 的 主 销 内倾 角 变 化 范 围
从 优化 前 的 ９ ５ ８２ ． ３ 。一１ ．９ 。 小 到 优 化 后 ０ ６ ４７ 减
的 ９９７５ ～１．６ 。变 化范 围仍然 在 合 理 的 ．８ 。 ０ ３３３ ， 范 围内 ， 符合设 计要 求 。
图 ４ 优化前后 的侧 向滑移量
新型双横臂式独立悬架的设计及应力分析
新型双横臂式独立悬架的设计及应力分析李吉康【摘要】车辆悬架是车辆在行进过程中传递冲击,配合缓冲元件进行吸振的重要结构,车架通过悬架与车轮弹性连接在一起.悬架可分为2种,一种是独立悬架,一种是非独立悬架.独立悬架在车轮受到冲击而动作时相互独立,互不干扰:非独立悬架在动作过程中左侧车轮与右侧车轮会互相干涉.独立悬架由于拥有缓冲减震效果好、运动灵活、操纵平顺、乘坐舒适等特点而被广泛使用于越野车辆、家用轿车以及农用车辆之中.本文在综合独立悬架的发展现状的基础上,设计了一种拥有缓冲幅度大、地形适应度高、运行平稳等优点的新型双横臂式独立悬架,使用SolidworksSimulation对其缓冲阻尼支撑架进行应力分析和优化设计.【期刊名称】《南方农机》【年(卷),期】2018(049)015【总页数】2页(P47,50)【关键词】多连杆;独立悬架;应力分析Simulation【作者】李吉康【作者单位】山东科技大学,山东青岛266590【正文语种】中文【中图分类】U463.331 独立悬架的发展现状伴随车辆的发展，独立悬架产生了多种多样的形式，独立悬架主要分为横臂式独立悬架、纵臂式独立悬架、多连杆式独立悬架、烛式独立悬架以及麦弗逊式悬架几大类，各类悬架的结构形式及优缺点如下。
1）横臂式独立悬架。
横臂式独立悬架包括单横臂式独立悬架、双横臂式独立悬架2种类型，单横臂式独立悬架的结构较为简单，车轮在上下跳动时沿横臂上的圆心做旋转运动，在大幅度跳动的状态下，轮胎与底面的接触面积会减小，同时左右两轮的间距也会有一定程度的改变，会使轮胎表面磨损加重。
上下不等长的双横臂式悬架可以通过调整上下臂的长度比例以达到较优的运动参数。
2）纵臂式独立悬架。
纵臂式独立悬架包括单纵臂式独立悬架和双纵臂式独立悬架，双纵臂式独立悬架的2个纵臂一般做成相等长度，利用平行四边形机构保持主销的后倾角不变。
车轮跳动的过程为沿着纵向臂上的圆心旋转的过程，在跳动过程中车轮与地面的接触面积不变，并且两轮的间距同样保持不变，纵臂式独立悬架多用于转向轮。
汽车双横臂式独立悬架机构运动特性分析
W AN G Q i2dong1, ZHAO H an1, L I Yan1, ZHU Shao 2chun2
( 1. Schoo l of M echan ical and ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ u tom ob ile Eng ineering, H efei U n iversity of T echno logy, H efei 230009, Ch ina; 2. Fu T ian com p any, Beijing A u tom ob ile and M o to rcycle Group , Beijing 100083, Ch ina)
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合肥工业大学学报 (自然科学版) 第 24 卷
(C z - A 1z ) (C y - A 1y ) )A 1y ) + (A 1z - H z ) H y (A 1z + (F z -
A 2z ) (F y - A 2y )A 2y - (C z - A 1z ) (C y - A 1y )A 1y -
轴线 L 1 的方向余弦[4 ] 为
U 1 = [U 1x U 1y U 1z ]T = [ co sΥ1co sΗ1 co sΥ1 sinΗ1 - sinΥ1 ]T 轴线L 2 的方向余弦为
U 2 = [U 2x U 2y U 2z ]T = [ co sΥ2co sΗ2 co sΥ2 sinΗ2 - sinΥ2 ]T
(1)
主销内倾角 Β
tanΒ = (C y - F y ) (C z - F z )
(2)
汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算_戴旭文
收稿日期:20010711作者简介:戴旭文(1969-),男,吉林市人,硕士研究生,研究方向为汽车车身设计.文章编号:10094687(2002)02002905汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算戴旭文, 谷中丽, 刘 剑(北京理工大学车辆与交通工程学院,北京 100081)摘 要:利用机构运动学中的坐标变换以及数值计算的方法对汽车双横臂独立悬架系统进行运动学分析,从而建立悬架系统结构的运动模型.实例的优化结果表明,将传统机构学方法与现代数值计算方法相结合,使悬架设计的更为精确和清晰,提高了工作效率.关键词:双横臂独立悬架;导向机构;运动学分析中图分类号:U 463 33+1 文献标识码:A1 引 言采用双横臂独立悬架的车辆具有良好的行驶平顺性和操纵稳定性,所以在现代汽车上得到广泛应用.通常情况下,在汽车设计过程中对前轮独立悬架导向机构的设计要求如下[1]: 当车轮与车身产生相对运动时,保证轮距变化在一定的范围之内( 4 0m m),以免轮胎过早磨损; 当车轮上下跳动时,前轮定位参数要有合理的变化特性,不应产生纵向加速度. 转弯时,应使车轮与车身倾斜方向相同,增加汽车的不足转向效应.双横臂独立悬架的布置是空间的,机构的空间运动分析过程比较复杂,计算量很大.传统设计一般采用经验设计、查表法以及作图等方法,设计虽然可以基本满足要求,但精度和效率不高.作者建立了悬架机构的运动模型,简化了运动分析过程;数值计算模型的建立和计算机的使用,减轻了手工计算量,提高工作效率.2 双横臂独立悬架的导向机构运动学分析典型的双横臂独立悬架导向机构如图1所示.为了简化分析,图中略去了转向节臂.A ,D 分别为上、下横臂的回转中心点,主轴销通过B ,C 两个球面副与上下横臂相连接.1、2、3、4杆组成的空间机构,是由A ,D 两个转动副与车身相连组成的一个典型RSSR 闭环空间机构.2 1 系统的上横臂输入 2与下横臂输出 1按照Denavit Hartenberg 坐标系的规定[2],取坐标系如图1.k 1,k 4轴分别与转动副的轴线重合,k 2与k 1平行( 2=0)且通过球面副B 的中心,k 3轴通过主销球头的中心.另外取两个回转轴的公垂线为i 1,通过球心B 垂直于k 1与直线i 2.2002年第2期车 辆 与 动 力 技 术V ehicle &Pow er T echnolog y 总第86期图1 双横臂独立悬架导向机构简图DC 下横臂;BC 主轴销;A B 上横臂;JQ 车轮轴;A ,D 转动副;B ,C 球副;Q 车轮中心;G 接地点机构的位姿方程:E k 2E i 2E 23E 34E k 1E i 1=I,(1)其中 E 12,E 23,E 34,E 41为欧拉变换,分别为 1, 2, 1, 2的函数;I 为单位阵.由于 2=0,从而E i 2=I ,式(1)简化为:E k 2E 23E 34E k 1E i 1=I ,(2)根据机构运动学[2]可知:P = m j=1(h j i j +s j k j )=h 1i 1+s 1k 1+h 2i 2+l k 3+h 4i 4-s 4k 4=0,(3)参数代入、化简可得:A 1sin 1+A 2cos 1+A 3=0,(4)其中 A 1=s 1h 4sin 1-h 2h 4sin 2cos 1, A 2=h 1h 4+h 2h 4cos 2,A 3=12(s 24+h 21+s 21+h 22+h 24-l 2)-s 4s 1cos 1+h 1h 2cos 2-s 4h 2sin 1sin 2.进一步求解得到:1=2arctan A 1 A 21+A 22-A 23A 2-A 3.(5)式(5)描述了上横臂的角输入 2与相应的下横臂的角输出 1之间存在的确定的函数关系,通过式(5)可以对整个导向机构进行运动学分析、计算.2 2 主销两球头坐标的求解由机构运动学原理可知,设有某一任意轴 方向向量为: =( 1, 2, 3),那么绕 回转的变换矩阵为E ,则主销两端B ,C 两点的坐标为:B =E ( 1-C =E ( 2-(6)30 车辆与动力技术 2002年其中 01, 02,B 0,C 0是初始值.B ,C 的坐标求出后,设 =|BJ |/|BC |,车轮回转中心点J 的坐标J =(1- )B + C.J 点是悬架导向机构和车轮的理论连接点,它的确定是进一步分析车轮运动的基础.3 汽车车轮部分的运动分析3 1 车轮中心点Q 的坐标求解第一步先求解出转向节臂的回转中心H 点的坐标.将B -C -J -Q -G 从图1中分离出来,见图2.H 点的运动具有以下的约束条件:图2 车轮及转向节IH 转向拉杆;JH 转向节臂;H ,I 球副|HJ |=con st 1|HB |=con st 2|HI |=con st 3,(7)其中 con st 1,con st 2,con st 3可以根据系统的初始条件获得.B ,I ,J 点的坐标均已在上面求出,所以式(7)是三元二次方程组.利用数值解法[3]解得H 点的坐标:(H X ,H Y ,H Z ).同理,由于Q 点到B ,C,H 的距离不变,所以存在下列方程组:|QH |=con st 4|QB |=con st 5|QC |=con st 6,(8)其中 con st 4,con st 5,con st 6可以根据系统的初始条件获得.解之得Q 点的坐标:(Q X ,Q Y ,Q Z ).3 2 车轮接地点G 的坐标求解设车轮平面的方向向量n =(a ,b,c)T ,根据汽车结构的特点,车轮平面的法线方向向量与QJ 轴的方向向量相同,且Q 点位于车轮平面内,由此可以设车轮平面的方程为:aX +b Y +cZ +d =0;另外G 点位于车轮的圆周上,车轮圆周的方程为:aX +bY +cZ +d =0(X -Q X )2+(Y -Q Y )2+(Z -Q Z )2=R 20,(9)其中 R 0为车轮半径.G 点是这个圆周上Z 坐标值最小的一点,可以利用计算机采用优化解法求得G 点的坐标.4 车轮定位参数的确定[4]31 第2期 戴旭文等:汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算车轮的外倾角 L Y =arctanQ Y -G Y Q Z -G Z ; 车轮的前束角 QS =arctan Q X -J X Q Y -J Y ; 轮距的变化量 =2(G X -G X 0)2+(G Y -G Y 0)2+(G Z -G Z 0)2; 车轮的纵向加速度a =G X -G X 0G Z -G Z 0a Z.汽车转向行驶时外侧车轮处于压缩行程,前束角减小;内侧车轮处于复原行程,前束角增大;车轮向汽车纵向中心转动,增加了不足转向量.从车轮的纵向位移变化幅度可以计算出车轮在跳动时的附加纵向加速度.汽车行驶过程中,车轮上下跳运时,只有主销及车轮的定位参数变化在所要求的范围内,且车轮运动与导向机构的运动彼此协调,才能保证汽车行驶过程中具有良好的操纵稳定性和平顺性.5 计算实例如图1所示的双横臂系统,建立固定在汽车车身上的直角坐标系,原点位于A 点.k 1和k 2轴在X OZ 平面中与X 轴的夹角分别为-1 5~1 5 ,6 .初始时刻A ,B ,C,D,J ,Q,H ,I 点的坐标(mm )为:A (0,0,0),B (3,281,-21 44),C (7,317,-295),D (10,-121,-238),H (154,256,-327),I (74,-151,-264),Q (8 5,419,-241),J (5 8,306,315 5).将上述坐标转化为Denav it-Hartenberg 坐标,计算车轮的定位参数.当车轮上下跳动的范围为 50mm 时:前轮外倾角的变化范围:-0 4~2 7 ;车轮前束角的变化范围:1~1 57 ;车轮横向滑移变化范围:-7 4~6 2mm ;主销内倾角的变化范围:7 5~9 ;主销后倾角的变化范围:0 65~1 ;车轮的纵向加速度为:0 076a Z .从上面的数据来看,此设计的指标不高,尤其是车轮的滑移特性很差.另外,车轮前束角和主销后倾角的变化范围有些大,总之这个设计方案不十分理想.利用上述所建的模型对所选坐标(mm)进行优化,得到:A (0,0,0),B (5 6,266,-74),C (12 7,301 8,-345),D (59,-159,-286),H (201,212,-277),I (113 3,-199,-214),Q (13 8,469,-271),J (43,291,298).优化后的设计方案(车轮上下跳动 50m m )车轮定位参数如下:前轮外倾角的变化范围:0 34~1 73 ;车轮前束角的变化范围:1 03~1 10 ;车轮横向滑移变化范围:-2 96~2 02mm ;32 车辆与动力技术 2002年主销内倾角的变化范围:6 3~9 42 ;主销后倾角的变化范围:1 34~1 84 ;车轮的纵向加速度为:0 045a Z .从所得的数据来看,虽然主销内倾角的变化范围有所增加,但是其他指标都有了一定的改善,尤其是车轮滑移特性得到了明显的提高.综合比较,第二个方案比较理想.6 结 论本文所建立的运动模型适合于RSSR 结构的各种车型双横臂独立悬架的结构参数设计,具有较高的设计精度,同时可以对各个参数进行定量及定性的分析,使设计者能够清楚地了解悬架的各种运动特性.在具体的实用软件的使用中,只需设计输入约束条件即可对机构进行运动分析和优化设计.设计者只需要了解参数的实际含义,正确确定各个约束条件即可.由于计算机的使用,可以摆脱依靠试验和查表以及经验的设计方式,不但可以提高设计效率,同时还可以提高设计的准确性.参考文献:[1] 张洪欣.汽车设计[M ].北京:机械工业出版社,1989.[2] 谢存禧,郑时雄,林怡青.空间机构设计[M].上海:上海科学技术出版社,1996.[3] 丁丽娟.数值计算方法[M].北京:北京理工大学出版社,1997.[4] 毛 明,张相麟.轮式车辆双横臂独立悬架的运动优化设计.汽车工程[J].1997(3):38-45.Kinematics Analysis and Calculation of the Double -WishboneIndependent Suspension of Wheeled -VehicleDAI Xu -w en, GU Zhong -li, LIU Jian(School of Vehicle and T r anspor tat ion Eng ineering,Beijing Institute of T echnology,Beijing 100081,China)Abstract:The article adopts the methods of coordinate conversion and numerical calculation for the kinematics analysis and calculation and then creates a model for the optionization of a double-w ishbone suspension system of w heeled-vehicle.The result of the example indicates that the combination of traditional mechanism kinematics w ith modern numerical calculation can sim plify the calculations during design,and meanw hile make the process of design more concisely and clearly.Key words:double-w ishbone suspension;guide mechanism;kinematics analysis 33 第2期 戴旭文等:汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算。
基于ADAMSCAR的双横臂与多连杆悬架系统运动学分析
万方数据・设计・计算．研究．悬架，其不同于传统结构之处在于下控制臂为双铰点结构，从而保证主销偏置距为负值，提高了制动时的回正性。
该结构的连杆布置使车轮中心到主销轴线偏置距变小．减小了绕主销轴线的惯性力矩。
能够实现精确的车轮定位．确保操纵稳定性和乘坐舒适性。
图１为前悬架右半部分示意图。
其中Ｂ４。
与Ｂ４：构成上控制臂，日３ｆ４，与口４。
构成下控制臂，Ｂ４，为转向横拉杆，曰４。
为减振器，Ｂ４，为弹簧，Ｃ点为车轮中心点。
约束关系如下：转向节与上下控制臂及转向横拉杆分别在曰。
、毋、玩与日，点为球铰连接：车轮与转向节在Ｃ点为旋转副；上控制臂与副车架在Ａ４：方向上为旋转副；减振器上端与下端鼠、Ａ。
以及下控制臂与副车架连接处Ａ，、Ａ。
为万向节副；减振器上、下之间为圆柱副；横向稳定杆与转向齿条为移动副。
图１前悬架右半邵分不惹在ＡＤＡＭＳ／ＣＡＲ中建立模型有２种方法，一是直接在ＡＤＡＭＳ／ＣＡＲ中建模．利用软件提供的基本体进行组合．形成所需的模型；二是先在其它一些专业ＣＡＤ软件（如ＵＧ、ＣＡＴＩＡ）中建立实体模型，再通过两个软件的接口将模型导入ＡＤＡＭＳ／ＣＡＲ中进行仿真。
比较２种方法，后者较前者建立的模型更加准确，更接近实际情况。
本文采用的是第２种方法，将ＣＡＴＩＡ中的前悬架模型导入ＡＤＡＭＳ／ＣＡＲ，具体如图２所示。
图２前悬架模型由图２可知．前悬架主要由减振器、弹簧、上控制臂、下控制臂、转向节和转向横拉杆组成。
按照前述的约束关系添加约束．并在副车架与车身之间添加橡胶衬套，使之组成完整的系统，具体如图３所示。
２００９年第８期图３建立约束的前悬架模型整个前悬架系统的自由度Ⅳ为：Ｎ＝６ｎ—－ＥＫ＝６ｘ２１—－１２４－－２式中，／７，为有相对运动的部件总数；∑Ｋ为系统刚性约束之和。
这２个自由度分别是悬架左、右两侧摆臂的上、下摆动，即减振器的上、下跳动。
在进行仿真时引入转向系统和传动系统，在ＡＤＡＭＳ／ＣＡＲ中的仿真模型如图４所示。
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收稿日期 :20010711作者简介 :戴旭文 (1969- , 男 , 吉林市人 , 硕士研究生 , 研究方向为汽车车身设计 .文章编号 :10094687(2002 02002905汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算戴旭文 , 谷中丽 , 刘剑(北京理工大学车辆与交通工程学院 , 北京 100081摘要 :利用机构运动学中的坐标变换以及数值计算的方法对汽车双横臂独立悬架系统进行运动学分析 , 从而建立悬架系统结构的运动模型 . 实例的优化结果表明 , 将传统机构学方法与现代数值计算方法相结合 , 使悬架设计的更为精确和清晰 , 提高了工作效率 .关键词 :双横臂独立悬架 ; 导向机构 ; 运动学分析中图分类号 :U 463 33+1 文献标识码 :A1 引言采用双横臂独立悬架的车辆具有良好的行驶平顺性和操纵稳定性 , 所以在现代汽车上得到广泛应用 . 通常情况下 , 在汽车设计过程中对前轮独立悬架导向机构的设计要求如下 [1]: 当车轮与车身产生相对运动时 , 保证轮距变化在一定的范围之内( 4 0m m , 以免轮胎过早磨损 ; 当车轮上下跳动时 , 前轮定位参数要有合理的变化特性 , 不应产生纵向加速度 . 转弯时 , 应使车轮与车身倾斜方向相同 , 增加汽车的不足转向效应 .双横臂独立悬架的布置是空间的 , 机构的空间运动分析过程比较复杂 , 计算量很大 . 传统设计一般采用经验设计、查表法以及作图等方法 , 设计虽然可以基本满足要求 , 但精度和效率不高 . 作者建立了悬架机构的运动模型 , 简化了运动分析过程 ; 数值计算模型的建立和计算机的使用 , 减轻了手工计算量 , 提高工作效率 .2 双横臂独立悬架的导向机构运动学分析典型的双横臂独立悬架导向机构如图 1所示 . 为了简化分析 , 图中略去了转向节臂 . A , D 分别为上、下横臂的回转中心点 , 主轴销通过 B , C 两个球面副与上下横臂相连接 . 1、 2、 3、 4杆组成的空间机构 , 是由 A , D 两个转动副与车身相连组成的一个典型 RSSR 闭环空间机构 .2 1 系统的上横臂输入 2与下横臂输出 1按照 Denavit Hartenberg 坐标系的规定 [2], 取坐标系如图 1. k 1, k 4轴分别与转动副的轴线重合 , k 2与 k 1平行 ( 2=0 且通过球面副 B 的中心 , k 3轴通过主销球头的中心 . 另外取两个回转轴的公垂线为 i 1, 通过球心 B 垂直于 k 1与直线 i 2.2002年第 2期车辆与动力技术V ehicle &Pow er T echnolog y 总第 86期图 1 双横臂独立悬架导向机构简图 DC ; BC 主轴销 ; A B ; JQ 车轮轴 ; A , D 转动副 ; B , C ; Q ; G 机构的位姿方程 :E k 2E i 2E 23E 34E k 1E i 1=I, (1其中 E 12, E 23, E 34, E 41为欧拉变换 , 分别为 1, 2, 1, 2的函数 ; I 为单位阵 .由于 2=0, 从而 E i 2=I , 式 (1 简化为 :E k 2E 23E 34E k 1E i 1=I , (2根据机构运动学 [2]可知 :P = m j=1(h j i j +s j k j =h 1i 1+s 1k 1+h 2i 2+l k 3+h 4i 4-s 4k 4=0, (3参数代入、化简可得 :A 1sin 1+A 2cos 1+A 3=0,(4 其中 A 1=s 1h 4sin 1-h 2h 4sin 2cos 1, A 2=h 1h 4+h 2h 4cos 2,A 3=2(s 24+h 21+s 21+h 22+h 24-l 2 -s 4s 1cos 1+h 1h 2cos 2-s 4h 2sin 1sin 2. 进一步求解得到 :1=2arctan A 1 A 1+A 2-A 3A 2-A 3. (5式 (5 描述了上横臂的角输入 2与相应的下横臂的角输出 1之间存在的确定的函数关系 , 通过式 (5 可以对整个导向机构进行运动学分析、计算 .2 2 主销两球头坐标的求解由机构运动学原理可知 , 设有某一任意轴方向向量为 : =( 1, 2, 3 , 那么绕回转的变换矩阵为 E , 则主销两端 B , C 两点的坐标为 :B =E ( 1-( 2-(630 车辆与动力技术 2002年其中 01, 02, B 0, C 0是初始值 . B , C 的坐标求出后 , 设 =|BJ |/|BC |, 车轮回转中心点 J 的坐标 J =(1- B + C. J 点是悬架导向机构和车轮的理论连接点 , 它的确定是进一步分析车轮运动的基础 . 3 汽车车轮部分的运动分析3 1 车轮中心点 Q 的坐标求解第一步先求解出转向节臂的回转中心 H 点的坐标 .将 B -C -J -Q -G 从图 1中分离出来 , 见图 2. H 点的运动具有以下的约束条件 :图 2 车轮及转向节 IH 转向拉杆 ; JH 转向节臂 ; H , I 球副 |HJ |=con st 1|HB |=con st 2|HI |=con st 3,(7 其中 con st 1, con st 2, con st 3可以根据系统的初始条件获得 . B , I , J 点的坐标均已在上面求出 ,所以式 (7 是三元二次方程组 . 利用数值解法 [3]解得 H 点的坐标 :(H X , H Y , H Z .同理 , 由于 Q 点到 B , C, H 的距离不变 ,所以存在下列方程组 :|QH |=con st 4|QB |=con st 5|QC |=con st ,(8 其中 con st 4, con st 5, con st 6可以根据系统的初始条件获得 . 解之得 Q 点的坐标 :(Q X , Q Y , Q Z .3 2 车轮接地点 G 的坐标求解设车轮平面的方向向量 n =(a , b, c T , 根据汽车结构的特点 , 车轮平面的法线方向向量与 QJ 轴的方向向量相同 , 且 Q 点位于车轮平面内 , 由此可以设车轮平面的方程为 :aX +b Y +cZ +d =0; 另外 G 点位于车轮的圆周上 , :aX +bY +cZ +d =0(X -Q X 2+(Y -Q Y 2+(Z -Q Z 2=R 20, (9 其中 R 0为车轮半径 . G 点是这个圆周上 Z 坐标值最小的一点 , 可以利用计算机采用优化解法求得 G 点的坐标 . 4 车轮定位参数的确定[4]31 第 2期戴旭文等 :汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算车轮的外倾角 L Y =arctanQ Y -G Y Q Z -G ; 车轮的前束角 QS =arctan Q X -J X Q Y -J Y ; 轮距的变化量 =2X -G X 0 +(G Y -G Y 0 +(G Z -G Z 0 ; 车轮的纵向加速度 a =G X -G X 0G Z -G Z 0a Z. 汽车转向行驶时外侧车轮处于压缩行程 , 前束角减小 ; 内侧车轮处于复原行程 , 前束角增大 ; 车轮向汽车纵向中心转动 , 增加了不足转向量 . 从车轮的纵向位移变化幅度可以计算出车轮在跳动时的附加纵向加速度 .汽车行驶过程中 , 车轮上下跳运时 , 只有主销及车轮的定位参数变化在所要求的范围内 , 且车轮运动与导向机构的运动彼此协调 , 才能保证汽车行驶过程中具有良好的操纵稳定性和平顺性 .5 计算实例如图 1所示的双横臂系统 , 建立固定在汽车车身上的直角坐标系 , 原点位于 A 点 . k 1和 k 2轴在 X OZ 平面中与 X 轴的夹角分别为 -1 5~1 5 , 6 . 初始时刻 A , B , C, D, J , Q, H , I 点的坐标 (mm 为 :A (0, 0, 0 ,B (3, 281, -21 44 ,C (7, 317, -295 ,D (10, -121, -238 , H (154, 256, -327 , I (74, -151, -264 ,Q (8 5, 419, -241 ,J (5 8, 306, 315 5. 将上述坐标转化为 Denav it-Hartenberg 坐标 , 计算车轮的定位参数 . 当车轮上下跳动的范围为 50mm 时 :前轮外倾角的变化范围 :-0 4~2 7 ;车轮前束角的变化范围 :1~1 57 ;车轮横向滑移变化范围 :-7 4~6 2mm ;主销内倾角的变化范围 :7 5~9 ;主销后倾角的变化范围 :0 65~1 ;车轮的纵向加速度为 :0 076a Z .从上面的数据来看 , 此设计的指标不高 , 尤其是车轮的滑移特性很差 . 另外 , 车轮前束角和主销后倾角的变化范围有些大 , 总之这个设计方案不十分理想 .利用上述所建的模型对所选坐标 (mm 进行优化 , 得到 :A (0, 0, 0 ,B (5 6, 266, -74 ,C (12 7, 301 8, -345 ,D (59, -159, -286 ,H (201, 212, -277 , I (113 3, -199, -214 , Q (13 8, 469, -271 , J (43, 291, 298 . 优化后的设计方案 (车轮上下跳动 50m m 车轮定位参数如下 :前轮外倾角的变化范围 :0 34~1 73 ;车轮前束角的变化范围 :1 03~1 10 ; 2 32 车辆与动力技术 2002年主销内倾角的变化范围 :6 3~9 42 ;主销后倾角的变化范围 :1 34~1 84 ;车轮的纵向加速度为 :0 045a Z .从所得的数据来看 , 虽然主销内倾角的变化范围有所增加 , 但是其他指标都有了一定的改善 , 尤其是车轮滑移特性得到了明显的提高 . 综合比较 , 第二个方案比较理想 .6 结论本文所建立的运动模型适合于 RSSR 结构的各种车型双横臂独立悬架的结构参数设计 , 具有较高的设计精度 , 同时可以对各个参数进行定量及定性的分析 , 使设计者能够清楚地了解悬架的各种运动特性 .在具体的实用软件的使用中 , 只需设计输入约束条件即可对机构进行运动分析和优化设计 . 设计者只需要了解参数的实际含义 , 正确确定各个约束条件即可 . 由于计算机的使用 , 可以摆脱依靠试验和查表以及经验的设计方式 , 不但可以提高设计效率 , 同时还可以提高设计的准确性 .参考文献 :[1] 张洪欣 . 汽车设计 [M ]. 北京 :机械工业出版社 , 1989.[2] 谢存禧 , 郑时雄 , 林怡青 . 空间机构设计 [M]. 上海 :上海科学技术出版社 , 1996.[3] 丁丽娟 . 数值计算方法 [M]. 北京 :北京理工大学出版社 , 1997.[4] 毛明 , 张相麟 . 轮式车辆双横臂独立悬架的运动优化设计 . 汽车工程 [J]. 1997(3 :38-45.Kinematics Analysis and Calculation of the Double -WishboneIndependent Suspension of Wheeled -VehicleDAI Xu -w en, GU Zhong -li, LIU Jian(School of Vehicle and T r anspor tat ion Eng ineering, Beijing Institute of T echnology, Beijing 100081, China Abstract:The article adopts the methods of coordinate conversion and numerical calculation for the kinematics analysis and calculation and then creates a model for the optionization of a double-w ishbone suspension system of w heeled-vehicle. The result of the example indicates that the combination of traditional mechanism kinematics w ith modern numerical calculation can sim plify the calculations during design, and meanw hile make the process of design more concisely and clearly.Key words:double-w ishbone suspension; guide mechanism; kinematics analysis 33 第 2期戴旭文等 :汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算。