擺桿式非獨立后懸架Adams/Car建模及動力學研究

張三川，褚 錚，王婷婷

(鄭州大學 機械工程學院，鄭州 450001)

擺桿式非獨立后懸架Adams/Car建模及動力學研究

張三川，褚 錚，王婷婷

(鄭州大學 機械工程學院，鄭州 450001)

0 引言

大型場館特勤車能夠在出現如火災、地震等突發事故時，實現快速到達事故現場展開救援，因此正在成為許多重要場館的標準應急裝備配置，如2008年北京奧運會水立方鳥巢就引進了北極貓研發的微型消防車。

場館特勤車往往需要攀爬樓梯，存在劇烈顛簸工況，但目前，國內的小型消防特勤車多采用鋼板彈簧懸架[1]，減震效果與越障能力不盡理想。擺桿式非獨立后懸架的減振性能突出，多用于輕載和有越野要求的車輛設計中，因此本文選用此種懸架。由于目前還少見該種懸架的Adams/Car模版研究成果，因此本文擬在Adams/Car模塊中，通過建模和動力學仿真分析，提出擺桿式非獨立懸架的新的設計方法，完成為特勤車懸架的主副彈簧形式優化設計提供理論技術支持。

1 擺桿式懸架動力學模型建立與優化

1.1 懸架結構分析與優化

1.1.1 約束簡化與自由度

Adans/Car中的約束種類可分為鉸鏈約束（joint）和橡膠襯套約束（bushing），通過定義不同的鉸鏈連接方式，所建立的模型可以進行運動學分析或彈性運動學分析[2]。對于本文所要進行的模型仿真分析，需要將擺桿式懸架各約束簡化為鉸鏈約束。

場館特勤車的擺桿式非獨立后懸架結構及鉸接定義情況如圖1所示，它由擺動臂（縱向推桿）、一體式車軸、減震器和彈簧等構成。其中：一體式車軸與擺動臂固連，且隨擺動臂一起上下擺動；減震器下活塞桿與上活塞桿之間能夠沿同一軸線產生相對位移；減震器下活塞桿與一體式車軸鉸接，可繞車軸轉動。

圖1 懸架結構與約束簡化

為了使分析更加簡便明了，將輪轂與車軸的聯接點簡化為旋轉鉸1，擺動臂（縱向推桿）與車架的聯接點簡化為旋轉鉸2，車軸與擺動臂的聯接視為固定連接，減震器上活塞桿和車架的聯結點簡化為hooke鉸1，減震器下活塞桿和車軸的聯接點簡化為hooke鉸2。1/2后懸架各鉸鏈的約束類型和個數如表1所示。

為了驗證所建立模型的正確性，需要對自由度進行計算驗證。根據自由度的計算公式，1/2懸架的自由度為2。分別為：輪轂繞車軸的轉動；車軸相對擺動臂與車架鉸鏈間的上下擺動。這兩個自由度恰為懸架正常工作所需自由度，且沒有產生過約束。從而說明懸架的約束簡化是正確的。

表1 后懸架鉸鏈約束參數

1.1.2 彈簧剛度優化

由于特勤車的特殊需求，車體空載和滿載數值差別較大，為了能進一步提升后懸架的力學性能，將擺桿式非獨立后懸架彈簧改為主副彈簧復合懸架。主簧式中處于工作狀態，當載荷達到一定值時，副簧介入從而使彈簧總剛度增大。為了確定副簧參加工作時，載荷在主副簧之間的剛度分配，并使副簧參加工作前后的懸架振動頻率變化不大，在此采用比例中項法設計[5]。

設特勤車空載載荷為F0、滿載載荷為Fw，副簧介入時的載荷為FK，并假設當使副簧開始介入時的撓度δα等于特勤車空載時懸架的撓度δ0，而使副簧開始介入前一瞬間的撓度δc等于滿載時懸架的撓度δK。由文獻[5]可得主簧剛度為：

式中，F0為車輛空載時的懸架載荷，i懸架的杠桿比，α為彈簧安裝角度；

當主副彈簧共同介入時，彈簧總剛度為：

取滿載載荷與空載載荷之比為μ，可得副簧剛度：

因此，主簧端面與副簧端面之間的間隙，即長度之差為：

1.2 擺桿式后懸架通用模板建立

由于擺桿式非獨立后懸架多應用于越野車輛，Adams/Car中尚沒有相近的模板，必須由作者在模版模式下完成模板的建模。開發完成的擺桿式非獨立后懸架如圖2所示。

圖2 后懸架模型

圖3 后懸架測試平臺

2 仿真測試平臺與仿真參數

裝配擺桿式后懸架子系統和懸架測試平臺，得到可以進行運動學和彈性運動學仿真分析虛擬樣機模型，仿真測試平臺如圖3所示。

采用左右車輪同向激振的仿真實驗方法，車輪初始位置為靜平衡位置，將跳動范圍參數設為[-100mm，100mm]，以此分析得出懸架剛度、俯仰剛度等參數與車輪跳動行程之間的關系[3]。

3 仿真結果與分析

3.1 車輪外傾角和前束角

圖4為車輪外傾角和前束角仿真結果。

圖4 車輪外傾角與前束角隨車輪跳動量關系曲線

從圖4可知：在車輪上下跳動100mm行程過程中，車輪外傾角和前束角均無變化，曲線成為近似為一條水平線。原因在于此后懸架采用了非半軸，在車輪跳動過程中，車軸與輪轂的相對角度沒有發生變化。這種非半軸結構能使特勤車在劇烈的工況下減少輪胎磨損。

3.2 懸架系統

3.2.1 主副彈簧優化

彈簧剛度模型仿真參數為：F0=1320N；FW=2340N；f0=1.3；i=1；α=30o。

圖5 彈簧優化前后剛度曲線

3.2.2 懸架系統優化

懸架系統特性曲線的切線的斜率是懸架剛度，它反映了懸架在外力作用下懸架的運動情況，它不僅與懸架系統的彈性元件和阻尼元件有關，而且還在很大程度上取決于懸架導向機構的布置情況[4]。懸架優化前的剛度曲線如圖6所示。

圖6 懸架剛度曲線

由圖6可見，在0點（平衡位置）附近的剛度值比較小，而在兩端的剛度值呈上升趨勢。顯然，它與懸架支撐減震器的布置形狀有關（如圖7所示）。

圖7 后懸架仿真示意圖

由圖7可見，減震器隨著車輪位置的上升或下降，對車體的支撐角度α（彈簧減振器所在軸線與鉛垂方向的夾角）也發生變化。車輪上跳，彈簧被壓縮，彈簧力（彈簧力垂直分量系數為cosα）增大，而減震器支撐角度α也從約30o增大到約40o，由于余弦函數在這一區間為單調遞減函數，故懸架在上跳到100mm時的剛度要小于回彈至-100mm的剛度。

圖8 優化前后懸架剛度(上)及俯仰剛度(下)曲線

對優化后的懸架彈簧在Adams中再次進行同向激振仿真，得到仿真結果如圖8所示。從圖8所示曲線可以看出，后懸架剛度在上跳過程中有了明顯提升，能夠更好地應對高負載工況，并且其他受到外力作用下的形變減小。同時，還可看出上跳時的俯仰剛度也有較為明顯提高, 增強了抗點頭性能，可更好地滿足汽車平順性需求。

4 結論

對某特勤車的擺桿式非獨立后懸架進行結構分析與簡化，建立了Adams/Car動力學仿真模型。豐富了Adams/Car懸架模板庫。

通過對后懸架的彈簧剛度進行主副彈簧計算和動力學仿真，仿真結果表明，采用主副彈簧的優化懸架結構可以獲得：

1)懸架上跳時剛度曲線上升趨勢較改動前明顯, 其非線性特性加強,使懸架在滿載時也具有良好的剛度特性；

2)懸架上跳時俯仰剛度也有較為明顯的改善, 抗點頭性能得到提高，能更好地滿足汽車平順性需求。

[1]http://baike.soso.com/h45857144.htm。

[2]海辰光.雙連桿后懸架模板的開發及仿真分析[D].吉林:吉林大學,2007.

[3]陳軍.MSC.Admas技術與工程分析實例[M].北京:中國水利水電出版社,2008:114-115.

[4]王望予.汽車設計[M].北京:機械工業出版社,2012.

[5]周長城.汽車平順性與懸架系統設計[M].北京:機械工業出版社,2011.

[6]MSC.Getting Starting Using Admas/ Car,Version 2003.

[7]MSC.Admas/Car Training Guide,Version 12.0.

Modeling and dynamics simulation of the swing type rigid axle rear suspension with main and auxiliary spring based on Adams/Car

ZHANG San-chuan，CHU Zheng，WANG Ting-ting

針對一種大型場館電動特勤車的擺桿式非獨立后懸架進行了Adams/Car模型開發創建，豐富了Adams/Car懸架模板庫。在此基礎上，采用同向激振分析對此后懸架進行了動力學仿真與分析。結果表明：根據車輛類型和參數以及懸架的前后載荷比、撓度與偏頻等對懸架添加副彈簧，可以使懸架的彈性特性得到改善。

Adams/Car仿真；非獨立后懸架；動力學分析；主副彈簧

張三川（1962 -），男，教授，博士，研究方向為超微型電動汽車和大型綠色選冶裝備先進制造技術。

U463.3

A

1009-0134(2014)06(上)-0080-03

10.3969/j.issn.1009-0134.2014.06(上).23

2014-03-05

國家科技支撐計劃項目（2011BAG02B04）