石柏軍　劉德輝　李真炎

(華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院， 廣東 廣州 510640)

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汽車橫向穩(wěn)定桿的參數(shù)化分析及優(yōu)化*

石柏軍劉德輝李真炎

(華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院， 廣東 廣州 510640)

對汽車橫向穩(wěn)定桿的幾何尺寸進(jìn)行參數(shù)化處理,采用莫爾積分法推導(dǎo)橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度計算公式并初步校核強(qiáng)度，通過有限元仿真分析驗(yàn)證該方法的可行性；針對某SUV，以側(cè)傾角剛度為優(yōu)化目標(biāo)，采用比例系數(shù)優(yōu)化法對該車的橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計；然后在ADAMS/Car中建立整車動力學(xué)仿真模型，以轉(zhuǎn)向盤角階躍實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證優(yōu)化的效果，最后進(jìn)行整車實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證.仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，側(cè)傾角剛度較大的橫向穩(wěn)定桿更有助于提高汽車的側(cè)傾穩(wěn)定性，這進(jìn)一步驗(yàn)證了文中優(yōu)化設(shè)計的可行性.

車輛工程；橫向穩(wěn)定桿；優(yōu)化設(shè)計；參數(shù)化；側(cè)傾角剛度；側(cè)傾穩(wěn)定性

當(dāng)汽車發(fā)生側(cè)傾時，兩側(cè)懸架之間的相對反向跳動使橫向穩(wěn)定桿受到扭矩的作用，但因受其桿身的扭轉(zhuǎn)剛度的影響，彈性的穩(wěn)定桿所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)的內(nèi)力矩妨礙了懸架彈簧的變形，從而減少了車身的側(cè)傾.國內(nèi)現(xiàn)有的橫向穩(wěn)定桿參數(shù)化設(shè)計方法能利用CAD參數(shù)化建模功能實(shí)現(xiàn)三維模型的自動生成，提高了橫向穩(wěn)定桿的開發(fā)效率[1].國外學(xué)者曾提出一種主動橫向穩(wěn)定桿，它能根據(jù)不同路面情況調(diào)節(jié)適合的穩(wěn)定桿剛度，使車輛能兼顧行駛舒適性和操縱穩(wěn)定性[2].文中通過對橫向穩(wěn)定桿的參數(shù)化分析，采用比例系數(shù)法對其進(jìn)行優(yōu)化，最后在軟件仿真和實(shí)車實(shí)驗(yàn)中證明優(yōu)化后的橫向穩(wěn)定桿能使整車具有更好的側(cè)傾穩(wěn)定性.

1　橫向穩(wěn)定桿的參數(shù)化分析

1.1幾何尺寸參數(shù)化

橫向穩(wěn)定桿是懸架系統(tǒng)的附屬部件，其結(jié)構(gòu)形狀會根據(jù)車輛的不同而變化，從而呈現(xiàn)外觀和形狀的多樣化.盡管每輛汽車的橫向穩(wěn)定桿的大小和形狀都不一樣，但其外形大體上呈“U”型結(jié)構(gòu).為了研究方便，可把橫向穩(wěn)定桿的形狀作一定的簡化處理：忽略橫向穩(wěn)定桿截面形狀的變化，把其看作截面為等圓的桿；此外，忽略各種不規(guī)則的圓弧過渡，忽略穩(wěn)定桿與車身相連接的橡膠襯套的變形，認(rèn)為橫向穩(wěn)定桿整體在同一平面內(nèi)[3].由于車身的側(cè)傾角度通常很小(在0°～5°范圍內(nèi))，因此把穩(wěn)定桿端部的變形看作小變形.綜合上述各種假設(shè)，可以用幾個簡單的參數(shù)描述橫向穩(wěn)定桿的幾何尺寸，從而實(shí)現(xiàn)對橫向穩(wěn)定桿的參數(shù)化分析.簡化后的橫向穩(wěn)定桿模型如圖1所示.圖1中，C、D點(diǎn)為橫向穩(wěn)定桿與車身或者車架的鉸接點(diǎn)，B、H點(diǎn)為穩(wěn)定桿桿身末端點(diǎn)，A、J點(diǎn)為橫向穩(wěn)定桿桿臂端點(diǎn).L1為橫向穩(wěn)定桿桿身長度，L2為橫向穩(wěn)定桿與車身或者車架鉸接點(diǎn)之間的距離，L為橫向穩(wěn)定桿桿臂長度，θ為橫向穩(wěn)定桿的桿身與桿臂之間的夾角，假定穩(wěn)定桿的直徑為d，通過以上5個參數(shù)描述即可確定穩(wěn)定桿的幾何形狀，同時可把其幾何尺寸進(jìn)行參數(shù)化處理.

圖1　簡化后的橫向穩(wěn)定桿模型

1.2側(cè)傾角剛度計算

對橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行參數(shù)化處理后，便可根據(jù)這些參數(shù)計算橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度.橫向穩(wěn)定桿所受載荷為反對稱性載荷，據(jù)此可知橫向穩(wěn)定桿對稱中心的扭轉(zhuǎn)角度為0°，其豎直方向的位移也為0[4].C、D點(diǎn)由于橡膠套筒的約束允許橫向穩(wěn)定桿在這兩個位置只能繞著軸線轉(zhuǎn)動和沿著軸線運(yùn)動.為了計算橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度，需要先計算A、J點(diǎn)在反對稱力F作用下的位移.

下面采用莫爾積分法[5- 6]計算橫向穩(wěn)定桿在反對稱力F作用下A點(diǎn)的位移.由于橫向穩(wěn)定桿的幾何形狀呈對稱性，受力呈反對稱性，因此取其一半進(jìn)行受力分析即可.假定橫向穩(wěn)定桿的對稱點(diǎn)為O點(diǎn)，將該點(diǎn)看作固定端點(diǎn)，根據(jù)莫爾積分法原理，分別對穩(wěn)定桿端點(diǎn)A在力F和單位力作用下進(jìn)行受力分析.莫爾積分法受力分析如圖2所示.

圖2　莫爾積分法受力分析

橫向穩(wěn)定桿的端點(diǎn)在力F作用下時，AB段受到彎矩作用而變形，BC段受到彎矩、扭矩組合作用變形，CO段也受到彎矩、扭矩組合作用變形.根據(jù)受力分析對圖2中的AB段分別列出其距端點(diǎn)A的彎矩變量，對BC段也分別列出其距對稱中心點(diǎn)O的彎矩與扭矩變量，見表1.

根據(jù)受力分析，忽略橡膠襯套的變形，忽略CO段在彎矩作用下的微小角位移對BC段造成的位移的影響，設(shè)A點(diǎn)的位移為ΔA，E為材料彈性模量，Iz為橫向穩(wěn)定桿截面主慣性矩，G為材料切變模量，Ip為橫向穩(wěn)定桿截面極慣性矩，υ為材料的泊松比，由莫爾積分法可得

表1　受力情況變量表

(1)

根據(jù)材料力學(xué)有G=E/[2(1+υ)]，Ip=2Iz，對式(1)進(jìn)行積分可得

(2)

其中，Δ1=L1-L2.

A點(diǎn)相對于橫向穩(wěn)定桿桿身的角位移φ為

(3)

A點(diǎn)相對于橫向穩(wěn)定桿桿身的恢復(fù)力偶距M為

M=F(L1-2Lcosθ)

(4)

設(shè)Kφ為橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度，聯(lián)立式(1)-(4)并考慮橫向穩(wěn)定桿工作時為微變形，可得橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度為

(5)

由式(5)可以看到，只要知道橫向穩(wěn)定桿的幾何尺寸參數(shù)并確定材料特性，便可計算出其側(cè)傾角剛度.在側(cè)傾角剛度作為汽車選用橫向穩(wěn)定桿的重要考慮因素下，此公式為橫向穩(wěn)定桿的初步選擇提供了重要的參考依據(jù).

1.3強(qiáng)度校核

根據(jù)側(cè)傾角剛度初步選好橫向穩(wěn)定桿后，需要對其強(qiáng)度進(jìn)行校核，以檢驗(yàn)其是否達(dá)到使用的要求.如果橫向穩(wěn)定桿的強(qiáng)度達(dá)不到要求，那么汽車在嚴(yán)峻的行駛工況下極易造成橫向穩(wěn)定桿的破裂損壞，從而可能導(dǎo)致交通事故的發(fā)生[7].要對橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行強(qiáng)度校核，需要確定橫向穩(wěn)定桿工作時受到相當(dāng)應(yīng)力最大的截面.當(dāng)其應(yīng)力超過橫向穩(wěn)定桿的承受范圍時，橫向穩(wěn)定桿通常從這些危險截面開始破裂直至損壞，從而使橫向穩(wěn)定桿喪失工作能力.由式(2)和圖1可求出橫向穩(wěn)定桿所受的支撐反力，然后畫出橫向穩(wěn)定桿的彎矩和扭矩圖，如圖3所示.

圖3　橫向穩(wěn)定桿的彎矩與扭矩圖

Fig.3Bendingandtorquemomentdiagramsoftheanti-rollbar

(6)

式中，Wz為桿臂的彎曲截面系數(shù).

(7)

(8)

其中，Wp為桿身的扭轉(zhuǎn)截面系數(shù).

(9)

(10)

(11)

把式(5)代入式(2)，可得

(12)

若得到汽車懸架彈簧的最大行程或橫向穩(wěn)定桿工作時橫向穩(wěn)定桿桿臂的最大位移以及橫向穩(wěn)定桿材料的設(shè)計許用應(yīng)力，即可根據(jù)式(9)-(12)對橫向穩(wěn)定桿工作時的強(qiáng)度進(jìn)行初步校核，以判斷橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計是否合理.

1.4有限元仿真

下面將對橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行有限元仿真分析，以驗(yàn)證橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度的計算和危險截面判斷的正確性.有限元仿真分析中的橫向穩(wěn)定桿的幾何尺寸采用某SUV現(xiàn)有的橫向穩(wěn)定桿(文中將其稱為B型橫向穩(wěn)定桿)的幾何尺寸.為了仿真分析的簡便性，對該桿進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕幚?，將橫向穩(wěn)定桿看作等截面圓，有限元仿真模型中加入桿身與桿臂之間半徑為R的倒圓角，以使仿真模型和實(shí)物模型更加接近.仿真模型中的橫向穩(wěn)定桿的具體幾何參數(shù)如下：L為278mm，L1為760mm，L2為640mm，θ為127.7°，d為30mm，R為40mm.

根據(jù)橫向穩(wěn)定桿的具體幾何參數(shù)，在Catia軟件建立橫向穩(wěn)定桿的空間幾何模型，如圖4所示.然后把三維模型導(dǎo)入Hypermesh中進(jìn)行網(wǎng)格劃分.網(wǎng)格采用三維十節(jié)點(diǎn)四面體結(jié)構(gòu)solid92單元，該單元能模擬不規(guī)則網(wǎng)格且具備計算大變形和大應(yīng)變的能力[8]，適合模擬橫向穩(wěn)定桿大變形大應(yīng)變的實(shí)際情況.模型共劃分為15 380個單元、132 059個節(jié)點(diǎn).網(wǎng)格劃分好后，便可以創(chuàng)建接觸對，即橡膠襯套和橫向穩(wěn)定桿之間的接觸，這里為面-面接觸，并且為線性接觸，同時忽略接觸間的摩擦[9].

圖4　Catia中建立的橫向穩(wěn)定桿幾何模型

在有限元仿真分析中，橫向穩(wěn)定桿的材料選用50CrVA，彈性模量E為210GPa，泊松比υ為0.3，密度為7.85g/cm3.把套筒當(dāng)作剛體，對套筒外表面施加沿各個方向的固定位移約束，對穩(wěn)定桿端部截面圓中心施加方向相反、大小為2 500N的集中載荷，方向垂直于橫向穩(wěn)定桿整體所在的平面.利用Radioss對橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行有限元計算，所得有限元仿真分析結(jié)果如圖5所示.

圖5　B型橫向穩(wěn)定桿位移與應(yīng)力云圖

Fig.5DisplacementandstresscontoursoftheB-typeanti-rollbar

由仿真結(jié)果可知:橫向穩(wěn)定桿的最大位移發(fā)生在桿臂的末端，最大變形位移為9.674mm；最大應(yīng)力發(fā)生在橫向穩(wěn)定桿與套筒的連接面上，最大vonMises應(yīng)力為308.0MPa.根據(jù)橫向穩(wěn)定桿的具體幾何參數(shù)，利用前面所述的分析方法計算該桿的理論最大變形位移和最大應(yīng)力，并和仿真分析結(jié)果進(jìn)行對比，結(jié)果如表2所示.

表2橫向穩(wěn)定桿的理論計算與仿真分析結(jié)果對比

Table2Comparisonofresultsbetweentheoreticalcalculationandsimulationoftheanti-rollbar

方法最大位移/mm最大位移點(diǎn)最大應(yīng)力/MPa最大應(yīng)力點(diǎn)理論計算10.024桿端部300.16C截面上端有限元計算9.674桿端部308.00C截面上端誤差/%-2.62.55

由表2可知，橫向穩(wěn)定桿的理論計算與仿真分析誤差在5%以內(nèi)，考慮到模型的簡化和網(wǎng)格密度等的影響，在小誤差范圍內(nèi)，仿真結(jié)果和理論計算結(jié)果吻合得較好，仿真分析中所體現(xiàn)出來的最大位移點(diǎn)和最大應(yīng)力點(diǎn)也與理論計算的情況相吻合，證明此參數(shù)化分析方法是有效的.

2　橫向穩(wěn)定桿的優(yōu)化設(shè)計

根據(jù)幾何尺寸參數(shù)化后的橫向穩(wěn)定桿可知，要使橫向穩(wěn)定桿能在已確定結(jié)構(gòu)的汽車上正確安裝，Lsinθ、L1-2Lcosθ的值應(yīng)為確定的常數(shù).根據(jù)這個原則對該SUV的橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計[10- 11].根據(jù)圖1和1.4節(jié)中B型橫向穩(wěn)定桿的幾何參數(shù)進(jìn)行計算，可知要使橫向穩(wěn)定桿能在SUV車型上正確安裝，應(yīng)滿足

Lsinθ=0.22

(13)

L1-2Lcosθ=1.1

(14)

文中假定橫向穩(wěn)定桿的直徑d為30mm，在保持其直徑和安裝條件不變的情況下，通過優(yōu)化其他參數(shù)來提高橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度.把式(13)、(14)都表示成θ的函數(shù)，并假定L2與L1的比值為N，將這些關(guān)系式代入式(5)，通過簡單的計算并化簡可得到

Kφ=121 238.576 5sin3θ/

{0.085 2+Psin3θ[0.755+P2Q31.32PQ2cotθ+0.580 8Qcot2θ]}

(15)

其中：P=1.1+0.44cotθ;Q=1-N,N為比例系數(shù).

式(15)中的橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度是關(guān)于θ和N的函數(shù)關(guān)系式，根據(jù)實(shí)際情況，易知N的取值范圍在0和1之間.汽車的車身寬度一般在1.5m以內(nèi)，以1.5m為橫向穩(wěn)定桿桿身長度L1的最大值，橫向穩(wěn)定桿與車身的兩個鉸接點(diǎn)之間的最小距離L2為0m，根據(jù)這些極限范圍很容易得到θ的取值在30°～160°之間.以θ為橫坐標(biāo)，Kφ為縱坐標(biāo)，根據(jù)式(15)，N分別取0～1之間且間隔為0.1的11個數(shù)，在Matlab中分別作出這些關(guān)系曲線，如圖6所示.

由圖6可知，在N非常小的情況下(N=0.0或0.1),橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度隨著夾角θ的增加而增加，此時橫向穩(wěn)定桿的桿身與車身的兩個鉸接點(diǎn)之間的距離非常小.雖然這時增大夾角能增加橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度，但增大的程度有限，且容易造成材料的耗費(fèi).當(dāng)N增大時，橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度隨著橫向穩(wěn)定桿桿身與桿臂的夾角的增加呈先增加后減少的趨勢，橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度的最大值出現(xiàn)在2～2.5rad之間，且隨著N值的增大橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度的最大值會稍微增大，最大值出現(xiàn)在更加接近2.5rad夾角的時候.此比例系數(shù)優(yōu)化法為進(jìn)行不同車型橫向穩(wěn)定桿的優(yōu)化設(shè)計提供了指導(dǎo).對于該SUV在設(shè)計橫向穩(wěn)定桿時，在滿足安裝條件的前提下，可以盡量選擇更大的比例系數(shù)N，且使橫向穩(wěn)定桿桿身與桿臂的夾角在2～2.5rad之間，這樣就可以用較少的材料獲得較大的側(cè)傾角剛度值.

圖6　不同比例系數(shù)下橫向穩(wěn)定桿側(cè)傾角剛度的變化曲線

Fig.6Curvesofrollstiffnessoftheanti-rollbarsunderdiffe-rentproportionalitycoefficients

在對橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計時，需要考慮其能否滿足使用的強(qiáng)度條件.將上述優(yōu)化設(shè)計過程的約束參數(shù)代入式(10)，可得

(16)

由式(16)可以看到，在已確定結(jié)構(gòu)的汽車上，當(dāng)橫向穩(wěn)定桿所受到的載荷確定時，橫向穩(wěn)定桿所受到的最大應(yīng)力只與橫向穩(wěn)定桿桿身與車身的鉸接點(diǎn)之間的距離L2有關(guān).因此，從橫向穩(wěn)定桿的結(jié)構(gòu)和壽命上考慮，當(dāng)所選擇的L2值與橫向穩(wěn)定桿的兩個端點(diǎn)之間的水平距離越接近時，橫向穩(wěn)定桿所受到的最大應(yīng)力就越小.在此原則指導(dǎo)下進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計時，除了要考慮上述優(yōu)化設(shè)計的規(guī)律外，還應(yīng)使L2的值盡量接近橫向穩(wěn)定桿桿臂兩端點(diǎn)之間的水平距離，以減少橫向穩(wěn)定桿工作時所受到的最大應(yīng)力值，從而增加橫向穩(wěn)定桿的使用壽命.

3　軟件仿真與整車實(shí)驗(yàn)對比

3.1ADAMS/Car工況仿真

由于該SUV車型的B型橫向穩(wěn)定桿的幾何參數(shù)已達(dá)到較優(yōu)化，為了進(jìn)行對比，將引入圖6中N=0.4、θ=2rad時的橫向穩(wěn)定桿(A型橫向穩(wěn)定桿)進(jìn)行建模，以在ADMAS/Car軟件中進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)[12]，其參數(shù)如下：L為242m，L1為898.5mm，L2為359.4mm，θ為114.6°，d為30mm，R為40mm.

本次進(jìn)行的仿真分析實(shí)驗(yàn)主要是轉(zhuǎn)向盤角階躍實(shí)驗(yàn)[13- 14]，這個實(shí)驗(yàn)?zāi)芊从耻囕v自身的側(cè)傾穩(wěn)定性能，從而判斷不同橫向穩(wěn)定桿的抗側(cè)傾效果的優(yōu)劣.仿真車輛分別配備了上述的A型與B型橫向穩(wěn)定桿，以下簡稱A型車輛和B型車輛.

轉(zhuǎn)向盤角階躍實(shí)驗(yàn)流程如下：根據(jù)該SUV的整車參數(shù)，通過計算并取整可得到實(shí)驗(yàn)車輛的車速為100km/h，根據(jù)國標(biāo)要求，為了使實(shí)驗(yàn)車輛穩(wěn)態(tài)后的側(cè)向加速度達(dá)到0.5 g左右，應(yīng)該在0.3s內(nèi)使實(shí)驗(yàn)車輛的方向盤轉(zhuǎn)過45°[15].仿真結(jié)束后所得橫擺角速度響應(yīng)曲線、橫向加速度響應(yīng)曲線和側(cè)傾角隨橫向加速度變化的關(guān)系如圖7所示.

圖7　轉(zhuǎn)向盤角階躍工況仿真曲線

Fig.7Simulationcurvesunderthesteeringwheelstepinputtest

從圖7(a)可知，在仿真實(shí)驗(yàn)過程中B型車輛比A型車輛進(jìn)入穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的時間稍提前一點(diǎn).由圖7(b)可知，A型車輛的穩(wěn)態(tài)橫向加速度超過了0.5g，而B型車輛的穩(wěn)態(tài)橫向加速度只有0.48g，因此B型車輛具有更高的側(cè)傾穩(wěn)定性.由圖7(c)可知，車輛的側(cè)傾角與橫向加速度大致呈線性增長關(guān)系，這與理論計算相符合，由于A型車輛橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度比B型車輛的要小，因此隨著橫向加速度的增大，A型車輛的側(cè)傾角度要比B型車輛的大，且兩車之間的側(cè)傾角差值增大.

3.2整車實(shí)驗(yàn)

實(shí)驗(yàn)車輛和場地由某公司提供，實(shí)驗(yàn)所選用的B型橫向穩(wěn)定桿為該車輛原有的橫向穩(wěn)定桿，實(shí)驗(yàn)選用的A型橫向穩(wěn)定桿根據(jù)3.1節(jié)中A型橫向穩(wěn)定桿的參數(shù)設(shè)計加工而成.實(shí)驗(yàn)前應(yīng)對實(shí)驗(yàn)車輛的功能和使用狀況進(jìn)行檢查，以保證車輛各方面功能良好，實(shí)驗(yàn)道路應(yīng)滿足轉(zhuǎn)向盤角階躍實(shí)驗(yàn)中國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn).實(shí)驗(yàn)過程中的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采用實(shí)驗(yàn)室自主開發(fā)的集數(shù)據(jù)采集與顯示功能一體化的數(shù)據(jù)采集處理系統(tǒng)(簡稱為AccRoll系統(tǒng))，該系統(tǒng)能利用陀螺儀采集得到車輛的橫擺角速度、橫向加速度和側(cè)傾角等數(shù)據(jù)[16- 17].裝有橫向穩(wěn)定桿的實(shí)驗(yàn)車輛如圖8所示.

圖8　裝有橫向穩(wěn)定桿的實(shí)驗(yàn)車輛

3.2.1A型橫向穩(wěn)定桿

對A型車輛進(jìn)行方向盤角階躍實(shí)驗(yàn)，所得的側(cè)傾角、橫向加速度響應(yīng)曲線和側(cè)傾角隨橫向加速度變化的關(guān)系如圖9所示.

圖9　A型橫向穩(wěn)定桿轉(zhuǎn)向盤角階躍實(shí)驗(yàn)曲線

Fig.9CurvesofsteeringwheelstepinputtestonA-typeanti-rollbar

對比圖7(b)和圖9(b)、圖7(c)和圖9(c)可知，在仿真實(shí)驗(yàn)中，穩(wěn)態(tài)響應(yīng)后，A型車輛的橫向加速度和側(cè)傾角分別為0.51g和1.78°，而實(shí)驗(yàn)結(jié)果的平均值分別為0.52 g和1.61°，誤差分別為2.0%和-9.6%，考慮到簡化和其他原因帶來的誤差，在一定的誤差允許范圍內(nèi)，實(shí)驗(yàn)和仿真結(jié)果吻合得較好.

3.2.2B型橫向穩(wěn)定桿

對B型橫向穩(wěn)定桿車輛進(jìn)行方向盤角階躍實(shí)驗(yàn)，所得的側(cè)傾角、橫向加速度響應(yīng)曲線和側(cè)傾角隨橫向加速度變化的關(guān)系如圖10所示.

圖10　B型橫向穩(wěn)定桿轉(zhuǎn)向盤角階躍實(shí)驗(yàn)曲線

Fig.10CurvesofsteeringwheelstepinputtestonB-typeanti-rollbar

對比圖7(b)和圖10(b)、圖7(c)和圖10(c)可知，在仿真實(shí)驗(yàn)中，穩(wěn)態(tài)響應(yīng)后，B型車輛的橫向加速度和側(cè)傾角分別為0.48 g和1.49°，而實(shí)驗(yàn)結(jié)果的平均值分別為0.47 g和1.42°，誤差分別為2.1%和-4.7%，仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好.

從仿真與整車實(shí)驗(yàn)結(jié)果的對比可知，在較小的誤差范圍內(nèi)，實(shí)驗(yàn)和仿真結(jié)果整體上吻合得較好，這說明通過仿真對實(shí)驗(yàn)進(jìn)行預(yù)測是可行和準(zhǔn)確的.通過以上對比可知，B型橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾穩(wěn)定性更優(yōu).

4　結(jié)論

文中提出了一種針對橫向穩(wěn)定桿的參數(shù)化分析方法，該方法能簡單、有效地推算出其側(cè)傾角剛度，并進(jìn)行強(qiáng)度校核.對于某SUV車型的橫向穩(wěn)定桿，通過對其受載荷時最大位移和最大應(yīng)力的理論計算與有限元計算之間的對比，發(fā)現(xiàn)計算結(jié)果的誤差均在可以接受的范圍內(nèi)，因此證明此分析方法是可行的.在此基礎(chǔ)上，以側(cè)傾角剛度為優(yōu)化目標(biāo)，采用比例系數(shù)優(yōu)化法對橫向穩(wěn)定桿進(jìn)行了優(yōu)化.最后，通過在Adams/Car里的整車仿真和道路實(shí)車實(shí)驗(yàn)的對比，在轉(zhuǎn)向盤角階躍實(shí)驗(yàn)下，驗(yàn)證了優(yōu)化后的橫向穩(wěn)定桿具有更好的側(cè)傾穩(wěn)定性.

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SupportedbytheNationalNaturalScienceFoundationofChina(51375168)

ParameterizedAnalysisandOptimizationofVehicleAnti-RollBar

SHI Bai-junLIU De-huiLI Zhen-yan

(SchoolofMechanicalandAutomotiveEngineering,SouthChinaUniversityofTechnology,Guangzhou510640,Guangdong,China)

Inthispaper,first,ageometryparameterizationoftheanti-rollbarisperformed.Next,theformulasoftherollinganglestiffnessarededucedbymeansoftheMooreintegralmethod,followedbyapreliminarystrengthverification.Then,afiniteelementsimulationiscarriedouttoverifythefeasibilityoftheproposedmethod.Moreover,anoptimizationdesignoftheanti-rollbarofaSUVisconductedviatheproportionalitycoefficientmethod,withtherollinganglestiffnessastheoptimizationobjective.Finally,asimulationmodelisestablishedinADAMS/Cartoverifytheeffectivenessoftheoptimizationthroughasteeringwheelstepinputtest,followedbyarealcarexperiment.Theresultsofboththesimulationandtherealcarexperimentshowthatgoodrollstabilitycanbeobtainedatahighrollinganglestiffnessoftheanti-rollbar.Itisthusconcludedthattheproposedoptimizationmethodisfeasible.

automotiveengineering;anti-rollbar;optimizationdesign;parameterization;rollinganglestiffness;rollstability

2015- 06- 01

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51375168)

石柏軍(1966-)，男，博士，副教授，主要從事車輛車身連接技術(shù)研究.E-mail:bjshi@scut.edu.cn

1000- 565X(2016)06- 0098- 07

U270.2

10.3969/j.issn.1000-565X.2016.06.016