韓鋒鋼， 胡小生， 盧光華， 彭倩

(1. 廈門理工學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院， 福建 廈門 361024；2. 廈門威迪思汽車設(shè)計(jì)服務(wù)有限公司， 福建 廈門 361024)

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某微型車前懸架縱傾仿真與優(yōu)化

韓鋒鋼1,2， 胡小生1， 盧光華2， 彭倩1

(1. 廈門理工學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院， 福建 廈門 361024；2. 廈門威迪思汽車設(shè)計(jì)服務(wù)有限公司， 福建 廈門 361024)

通過ADAMS/CAR建立前麥弗遜懸架模型和雙輪平跳分析，評(píng)估某微型車輪跳對(duì)其車輪定位參數(shù)、懸架剛度及懸架點(diǎn)/抬頭量的影響.針對(duì)點(diǎn)/抬頭量過大的問題，采用D-最優(yōu)試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，對(duì)下擺臂硬點(diǎn)坐標(biāo)和彈簧剛度進(jìn)行靈敏度分析，進(jìn)而降低點(diǎn)/抬頭量,并確保車輪定位參數(shù)變化合理.研究表明：該車車輪定位參數(shù)和懸架剛度變化趨勢合理;下擺臂內(nèi)側(cè)硬點(diǎn)z向坐標(biāo)、彈簧剛度對(duì)點(diǎn)/抬頭量影響較顯著；當(dāng)減小下擺臂前鉸z向坐標(biāo)或增大下擺臂后鉸z向坐標(biāo)和彈簧剛度，點(diǎn)/抬頭量明顯減小，車輪定位參數(shù)仍在允許范圍內(nèi).

微型車； 麥弗遜懸架； 車輪定位參數(shù)； 點(diǎn)/抬頭量； 靈敏度； ADAMS/CAR

由于良好的經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性,微型車在汽車市場中受到消費(fèi)者的親睞.2010-2015年，我國微型車每年產(chǎn)銷量近300萬輛.該類車型設(shè)計(jì)與制造成本有限，如何在確保微型車經(jīng)濟(jì)性的前提下提高其性能是設(shè)計(jì)人員的重要課題.麥弗遜懸架作為微型車最常用的前懸結(jié)構(gòu)之一，其運(yùn)動(dòng)特性的優(yōu)劣關(guān)系到整車的操縱穩(wěn)定性和平順性[1].國內(nèi)外學(xué)者對(duì)麥弗遜懸架開展了有益的研究[2-6]，但這些研究多關(guān)注轎車車輪定位參數(shù)的問題.然而，微型車軸距短，縱傾運(yùn)動(dòng)問題突出，關(guān)于其縱傾運(yùn)動(dòng)學(xué)特性研究亟需開展.本文對(duì)某微型車麥弗遜懸架開展縱傾動(dòng)力學(xué)特性研究.

(a) 三維模型 (b) 仿真模型圖1 微型車前懸模型Fig.1 Minicar front suspension model

1 方法與材料

在設(shè)計(jì)軟件CATIA中建立該微型車前懸架三維模型，如圖1(a)所示.在ADAMS/CAR中建立該車前懸架仿真模型，如圖1(b)所示.

前懸架仿真模型一般裝配有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，以構(gòu)成較完備的前懸系統(tǒng)，并對(duì)部件結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化處理.下擺臂簡化成較大的三角塊，通過彈性襯套與副車架相連，并通過球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)相連；轉(zhuǎn)向節(jié)簡化為較小的三角塊，通過旋轉(zhuǎn)副與輪轂相連；減震器上端通過彈性襯套與車架相連，下端固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上；螺旋彈簧環(huán)繞在減震器的外筒上，上端通過彈性襯套與車架相連；轉(zhuǎn)向橫拉桿通過恒速副與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系相連；將懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝配在激振實(shí)驗(yàn)臺(tái)上，從而構(gòu)成完備的前懸分析模型.

滿載初始前懸參數(shù)：簧上質(zhì)量為650 kg；簧下質(zhì)量為100 kg；偏頻為1.4 Hz；外傾角為0°；前束角為0°；主銷內(nèi)傾為10°；主銷后傾為2.5°.輪胎為175_70R13型子午線輪胎，制動(dòng)比分配為55%.前輪平行跳動(dòng)試驗(yàn)?zāi)M車輪遇到類似減速帶的障礙物和汽車加減速車身縱傾等工況的懸架運(yùn)動(dòng)，將臺(tái)架上下跳動(dòng)位移設(shè)置為50 mm，使雙輪同步上下跳動(dòng)，后處理獲得車輪跳動(dòng)時(shí)主要性能參數(shù)的變化規(guī)律.

2 仿真與分析

2.1 車輪定位參數(shù)

車輪定位參數(shù)隨輪跳(s)變化曲線,如圖2所示.由圖2可知：隨車輪上下跳動(dòng)50 mm，外傾角變化范圍為-0.46°～0.90°，相比于初始外傾角，變化幅度較小，隨著車輪上跳有負(fù)外傾角趨勢；主銷后傾角與主銷內(nèi)傾角變化范圍分別為2.33°～2.74°和8.75°～10.70°，變化幅度較小，并隨輪跳有增大趨勢；前束角變化范圍為-0.32°～0.25°，變化幅度非常小，并有負(fù)前束變化趨勢.

參照《汽車工程手冊:設(shè)計(jì)篇》[7]和設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，主要從2方面評(píng)價(jià)車輪定位參數(shù)變化是否合理：一是車輪定位角隨輪跳變化范圍，且變化幅度?。欢请S輪跳變化趨勢.以車輪上跳50 mm為例，外傾角變化范圍通常為-2.0°～0.5°，且要求上跳時(shí)有負(fù)外傾角變化趨勢，下落時(shí)相反.車輪上跳時(shí)，前束角變化范圍為0°～-0.5°，并具有負(fù)前束趨勢.通常合理的主銷后傾角設(shè)計(jì)范圍為0°～3°，并要求后傾角具有隨車輪上跳而增加的趨勢，抵消制動(dòng)點(diǎn)頭時(shí)后傾角減小的趨勢.主銷內(nèi)傾角推薦設(shè)計(jì)范圍為7°～13°，并要求具有隨車輪下落而減小，上跳而增加的趨勢.

綜上分析，可以看出該車前懸架車輪定位參數(shù)變化幅度小，變化范圍和趨勢合理，符合設(shè)計(jì)要求.

2.2 懸架剛度

圖2 車輪定位參數(shù)變化曲線 圖3 懸架剛度變化曲線 Fig.2 Change of wheel alignment parameters Fig.3 Change of wheel rate

懸架剛度(K)變化曲線，如圖3所示.由圖3可知：隨車輪上下跳動(dòng)50 mm，懸架剛度變化范圍為22.4～28.3 N·mm-1；在車輪上跳過程中，懸架剛度呈增大趨勢，且具有弱非線性特性.這種變化趨勢較為合理，可防止簧上質(zhì)量變化時(shí)引起過大的懸架變形[8-9].

2.3 點(diǎn)頭量和抬頭量

制動(dòng)點(diǎn)頭量(D)和加速抬頭量(L)變化曲線，如圖4，5.由圖4,5可知：隨車輪上下跳動(dòng)50 mm，點(diǎn)頭量變化范圍為17.4～21.2 mm·g-1；抬頭量為20.2～23.3 mm·g-1.隨車輪上跳都有減小趨勢，但點(diǎn)/抬頭量都較大，抗軸荷轉(zhuǎn)移能力較差，需要改進(jìn)[8-9].

圖4 制動(dòng)點(diǎn)頭量變化情況 圖5 加速抬頭量變化情況Fig.4 Change of dive braking Fig.5 Change of lift acceleration

3 優(yōu)化試驗(yàn)分析

3.1 試驗(yàn)設(shè)計(jì)

采用D-最優(yōu)試驗(yàn)矩陣設(shè)計(jì)，它是根據(jù)最小化規(guī)則從大量候選因素中隨機(jī)抽取的行所組成，因而，將系數(shù)不確定性降至最低，提高了模型覆蓋的深度與廣度.優(yōu)化試驗(yàn)方案，如圖6所示.

圖6 優(yōu)化試驗(yàn)方案流程圖Fig.6 Flowchart of experiment scheme

考慮到前懸結(jié)構(gòu)硬點(diǎn)改變對(duì)車輪定位參數(shù)產(chǎn)生不利影響，其硬點(diǎn)變化范圍不宜過大，左右擺臂和拉桿對(duì)稱分布，采用左邊下擺臂前后鉸硬點(diǎn)(lca_front_x，lca_front_y，lca_front_z;lca_rear_x，lca_rear_y，lca_rear_z)和橫拉桿內(nèi)側(cè)硬點(diǎn)(tierod_inner_x，tierod_inner_y，tierod_inner_z)為試驗(yàn)變量，水平范圍為±10 mm.根據(jù)偏頻變化范圍較小要求，對(duì)彈簧剛度變量設(shè)計(jì)水平范圍為±20%.

由于改變硬點(diǎn)會(huì)影響到車輪定位參數(shù)的變化，故優(yōu)化目標(biāo)選擇,4個(gè)車輪定位角絕對(duì)值的最小值和懸架剛度為次要優(yōu)化目標(biāo)，抬頭量和點(diǎn)頭量最小值為主要優(yōu)化目標(biāo)，并對(duì)主要和次要目標(biāo)進(jìn)行不同權(quán)重加權(quán).抬頭量和點(diǎn)頭量加權(quán)系數(shù)為1，車輪定位參數(shù)和懸架剛度加權(quán)系數(shù)為0.5.為了便于表示，將下擺臂前后鉸點(diǎn)坐標(biāo)按(x，y，z)分別設(shè)為f1～f3和r1～r3，橫拉桿內(nèi)側(cè)坐標(biāo)設(shè)為t1～t3，彈簧剛度因素水平設(shè)為s1.

3.2 靈敏度分析

點(diǎn)頭量和抬頭量靈敏度(δ)分布情況，如圖7,8所示.由圖7,8可知：下擺臂lca_front_z，lca_rear_z的坐標(biāo)和彈簧剛度對(duì)點(diǎn)/抬頭量影響最顯著；lca_ front _z的坐標(biāo)對(duì)試驗(yàn)響應(yīng)的影響為正，即試驗(yàn)因素增加時(shí)，目標(biāo)響應(yīng)有增大趨勢，且lca_ front _z的坐標(biāo)對(duì)于抬頭量靈敏度略大于點(diǎn)頭量.

需要指出的是，lca_rear_z的坐標(biāo)和彈簧剛度對(duì)點(diǎn)頭量響應(yīng)的影響分別為-33.77%，-33.02%，對(duì)抬頭量響應(yīng)的影響分別為-33.04%，-31.57%，即增大lca_rear_z的坐標(biāo)和彈簧剛度時(shí)，目標(biāo)響應(yīng)有降低的趨勢.其余因素的靈敏度相對(duì)較小，對(duì)點(diǎn)/抬頭量的相應(yīng)影響不夠顯著.

圖7 點(diǎn)頭量靈敏度分布情況 圖8 抬頭量靈敏度分布情況Fig.7 Dive braking sensitivity Fig.8 Lift acceleration sensitivity

次要響應(yīng)靈敏度，如表1所示.表1中：α1為外傾角；β為前束角；α2為主銷后傾；α3為主銷內(nèi)傾；K為懸架剛度.

由表1可知：下擺臂lca_front_z的坐標(biāo)對(duì)前束角影響顯著，且試驗(yàn)響應(yīng)的影響為負(fù)，即增加lca_ front _z的坐標(biāo)時(shí)，目標(biāo)響應(yīng)有降低的趨勢.這與點(diǎn)/抬頭量的目標(biāo)響應(yīng)相反，當(dāng)減小lca_front_z的坐標(biāo)，有增大前束角的不利趨勢.lca_rear_z的坐標(biāo)與點(diǎn)/抬頭量的目標(biāo)響應(yīng)一致.下擺臂z向坐標(biāo)和彈簧剛度對(duì)外傾角、懸架剛度的響應(yīng)與點(diǎn)/抬頭量的目標(biāo)響應(yīng)一致，對(duì)主銷內(nèi)傾角和后傾角響應(yīng)不夠顯著.

忽略不顯著因素，根據(jù)權(quán)重關(guān)系綜合考慮前束角變化的范圍和趨勢，制定優(yōu)化方案.顯著因素優(yōu)化前后對(duì)比,如表2所示.

表1 次要響應(yīng)靈敏度

表2 顯著因素優(yōu)化前后對(duì)比

3.3 優(yōu)化前后對(duì)比

將優(yōu)化方案中優(yōu)化后的硬點(diǎn)和彈簧剛度替換到模型中，再進(jìn)行一次雙輪平行跳動(dòng)仿真.優(yōu)化前后的點(diǎn)/抬頭量對(duì)比，如圖9,10所示.由圖9,10可知：優(yōu)化后點(diǎn)頭量變化范圍下降到10.8～13.9 mm·g-1；

圖9 優(yōu)化前后點(diǎn)頭量對(duì)比 圖10 優(yōu)化前后抬頭量對(duì)比Fig.9 Comparison of dive braking Fig.10 Comparison of dive braking between original and optimized between original and optimized

抬頭量下降到12.1～14.4 mm·g-1.

優(yōu)化前后前束角(β)和懸架剛度對(duì)比，如圖11,12所示.由圖11,12可知：優(yōu)化后前束角變化范圍下降到-0.1°～0.1°，并隨輪上跳仍保持負(fù)前束變化趨勢；優(yōu)化后懸架剛度提升到26.4～33.5 N·mm-1，且前懸架偏頻僅增大7%，達(dá)到1.5 Hz左右，對(duì)整車平順性影響在允許的范圍內(nèi)[11].

圖11 前束角優(yōu)化前后對(duì)比 圖12 懸架剛度優(yōu)化前后對(duì)比Fig.11 Comparison of toe between Fig.12 Comparison of wheel rate between original and optimized original and optimized

4 結(jié)論

通過對(duì)前懸架仿真分析和優(yōu)化，得到以下3點(diǎn)結(jié)論.

1) 該車車輪定位參數(shù)變化范圍和趨勢合理，懸架剛度變化趨勢比較有利，但存在點(diǎn)/抬頭量較大的問題.

2) 下擺臂z向坐標(biāo)和彈簧剛度對(duì)點(diǎn)/抬頭量的目標(biāo)響應(yīng)影響較顯著.下擺臂前鉸z向坐標(biāo)對(duì)前束角響應(yīng)為負(fù)，這與對(duì)點(diǎn)/抬頭量的目標(biāo)響應(yīng)相反.

3) 通過對(duì)下擺臂前鉸點(diǎn)z向坐標(biāo)減小6 mm，后鉸點(diǎn)z向坐標(biāo)增大10 mm，彈簧剛度增大20%，點(diǎn)/抬頭量明顯減??；前束角變化范圍減小，懸架剛度增大；平順性的評(píng)價(jià)指標(biāo)偏頻仍在接受范圍內(nèi).

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(責(zé)任編輯： 錢筠 英文審校： 崔長彩)

Numerical Analysis and Optimization of Minicar Front Suspension Pitching

HAN Fenggang1,2, HU Xiaosheng1, LU Guanghua2, PENG Qian1

(1. School of Mechanical and Automotive Engineering, Xiamen University of Technology, Xiamen 361024, China;2. Xiamen Vehicle Design and Service Company Limited, Xiamen 361024， China)

A model of minicar Macpherson suspension was established to evaluate the effect of double wheels parallel travel on the wheel alignment parameters, wheel rate, dive braking and lift acceleration using ADAMS/CAR software. A design of experiment method of D-optimal was employed for the sensitivity analysis of lower control arm hard point and spring stiffness in order to reduce diving and lifting magnitude and ensure reasonable change of wheel alignment. The results revealed that, the car wheel alignment parameters and wheel rate variations are in a reasonable range.Zcoordinates of lower control arm hard point and spring stiffness have significant effects on diving and lifting;zcoordinates of lower control arm rear joint or spring stiffness increases aszcoordinates of lower control arm front joint decrease. However the wheel alignment parameters are still within the designed range.

minicar; Macpherson suspension; wheel alignment parameters; dive braking and lift acceleration; sensitivity; ADAMS/CAR

10.11830/ISSN.1000-5013.201606005

2016-03-02

韓鋒鋼(1965-)，男，高級(jí)工程師，主要從事車輛整車及過程質(zhì)量評(píng)價(jià)方法、客車研發(fā)質(zhì)量控制及項(xiàng)目管理的研究.E-mail:13606017083@126.com.

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51505403)； 國家高端外國專家基金資助項(xiàng)目(GDT20153600065)； 福建省省屬高?？蒲谢鹳Y助項(xiàng)目(JK2014036)； 廈門理工學(xué)院對(duì)外科技合作交流專項(xiàng)(E2014039)

U 463.33

A

1000-5013(2016)06-0681-05