基于ADAMSCar軟件的乘用車前懸架K&C特性研究

李偉 貫懷光 陳忠廷

【摘? 要】為了提高車輛的懸架K&C特性以及操縱穩(wěn)定性，常見的方式就是通過更改懸架硬點來改變K特性和更改彈性件動靜剛度來改變C特性。懸架在汽車底盤中起著舉足輕重的作用，在乘用車的操縱穩(wěn)定性方面要求達到更高的標準。本文選取一款乘用車作為研究對象，針對前懸架K&C特性和整車操縱穩(wěn)定性展開分析與研究，以ADAMS/Car為平臺，建立乘用車前懸架系統(tǒng)的剛體模型，更改乘用車前懸架參數(shù)，也就是硬點修改后車輛懸架K特性變化情況，最后對前懸架模型和剛體模型進行運動學仿真分析，通過分析側(cè)傾中心、輪距、車輪外傾角、前束角、主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角性能參數(shù)在乘用車前懸架運動過程中的變化規(guī)律，為懸架設計人員和維修保養(yǎng)人員提供借鑒。

【關鍵詞】懸架參數(shù)；車輛性能；K&C特性

中圖分類號：U463.6? ? 文獻標志碼：A? ? 文章編號：1003-8639（ 2023 ）04-0023-05

【Abstract】In order to improve the suspension K&C characteristics and handling stability of a vehicle，it is common to change the K characteristics by changing the hard points of the suspension and the C characteristics by changing the dynamic and static stiffness of the elastomers. The suspension plays a pivotal role in the chassis of a vehicle，and high standards are required to be achieved in terms of handling stability in passenger cars. In this thesis，a passenger car is selected as the research object，and the analysis and research is carried out for the front suspension K&C characteristics and the overall vehicle handling stability. ADAMS/Car is used as a platform to establish a rigid body model of the front suspension system of a passenger car，and to change the front suspension parameters of the passenger car，that is，the change of the vehicle suspension K characteristics after the hard point modification. Finally，the kinematic simulation analysis of the front suspension model and the rigid body model is carried out to analyze the changes in the performance parameters of the centre of lateral camber，wheelbase，wheel camber，front beam angle，main pin camber and main pin camber during the front suspension movement of the passenger car，which can be used as reference for suspension designers and maintenance personnel.

【Key words】suspension parameters；vehicle performance；K&C characteristics

1? 背景

在汽車研發(fā)設計中，汽車設計人員對汽車的性能要求越來越高。懸架是車輪和車身傳遞多種力矩的連接系統(tǒng)，路面不平產(chǎn)生沖擊載荷，經(jīng)過車輪轉(zhuǎn)移到懸架，然后轉(zhuǎn)移到車身，懸架系統(tǒng)可以減弱上述振動，并保證車輛運行平穩(wěn)性[1]。合理的懸架設計方案需要綜合懸架各種參數(shù)進行匹配，滿足整車定位及性能要求。

ADAMS/Car是面向汽車行業(yè)建模與分析的工具，該軟件自身蘊含著豐富的車輛動力學建模的實踐經(jīng)驗。在國內(nèi)外研究現(xiàn)狀中，Liu J等人[2]分析了懸架參數(shù)變化對車輛操縱性和穩(wěn)定性的影響，采用人工智能算法對懸架系統(tǒng)進行優(yōu)化。Chen J等人[3]在穩(wěn)態(tài)旋轉(zhuǎn)和單車道變換的相同工況下，對重型商用車的操控性和穩(wěn)定性進行了優(yōu)化，并將優(yōu)化前后的數(shù)據(jù)進行對比，驗證本研究優(yōu)化方法的有效性。Kou F等人[4]建立了帶轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的麥弗遜懸架多體模型，并將MATLAB軟件繪制的函數(shù)曲線與ADAMS/Car軟件仿真的曲線進行比較，驗證了計算的正確性。而基于ADAMS/Car軟件研究汽車懸架特性方面，Kou H等人[5]運用ADAMS/Car對賽車前懸架進行仿真建模，并對影響賽車前懸架的各項參數(shù)進行分析，如前軸距、前梁角度和前懸架外傾角系數(shù)，進行了模擬和分析。Wang A等人[6]在ADAMS環(huán)境下搭建懸架系統(tǒng)模型，進行了運動仿真，對重要懸架參數(shù)進行分析，依據(jù)分析結(jié)果，對配屬巴哈賽車四驅(qū)系統(tǒng)懸架硬點進行改造，對懸架參數(shù)進行了優(yōu)化。Zhang G等人[7]建立了重型商用車的動力學模型基于ADAMS的整車懸架，優(yōu)化汽車懸架的控制參數(shù)和機械性能以及汽車的平順性。Wu Y等人[8]以武漢理工大學刀鋒賽車為對象，利用ADAMS/Car和ADAMS/Insight進行參數(shù)化仿真分析和優(yōu)化，改進了前梁跳動變化范圍與左右輪角度之間的關系。Zhang G等人[9]基于路試和ADAMS軟件仿真分析，提出響應面法，結(jié)合遺傳學的MHSCS優(yōu)化模型，利用算法對重型商用車進行多目標優(yōu)化，提高重型商用車轉(zhuǎn)向特性、側(cè)傾特性以及側(cè)向特性。

2? 基于ADAMS/Car軟件的乘用車前懸架模型

2.1? 坐標系定義

乘用車是一個典型多體系統(tǒng)，各組成部分間運動關系非常復雜，常規(guī)人工計算難以表達出汽車的多種運動特性。本次仿真的軟件版本為MSC.ADAMS/Car 2013，模型坐標系與ISO坐標系一致。ISO坐標系說明如圖1所示，ADAMS/Car軟件正方向說明見表1。

2.2? 乘用車整車參數(shù)設置

在模型中需考慮所有約束及其相應的連接。在構(gòu)建乘用車前懸架模型中，乘用車整車參數(shù)見表2。以乘用車前懸架硬點信息為基礎，在ADAMS/Car軟件中搭建乘用車前懸架K＆C仿真分析模型，如圖2所示。

模型襯套采用同類型車經(jīng)驗值，前懸架襯套數(shù)據(jù)見表3。前懸架彈簧剛度為24.8N/mm，前減振器阻尼特性見表4，前緩沖塊間隙0，前緩沖塊特性如圖3所示。

2.3? 前懸架偏頻計算

1）前懸架空載偏頻：

2）前懸架滿載偏頻：

考慮輪胎剛度時（輪胎剛度211.11N/mm，懸架單側(cè)剛度15.64N/mm），懸架空載偏頻1.33Hz，滿載偏頻1.29Hz。

2.4? 前懸側(cè)傾角剛度計算

2.4.1? 橫向穩(wěn)定桿

在橫向穩(wěn)定桿上，側(cè)傾角剛度? ? 和等效? ? 在車輪上之間換算關系：

式中：fw，fb——輪心、穩(wěn)定桿端部垂向位移量；Lb——穩(wěn)定桿兩端點距離；B1——前輪距。

橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度? ? 按式（4）計算：

式中：E——材料彈性模量，取為206000N/mm2；I——穩(wěn)定桿截面慣性矩，可依據(jù)式（5）所得；d——穩(wěn)定桿內(nèi)徑；Lb、L1、L2、a、b、c由數(shù)模測得。

計算橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度? ?（單位N·mm/rad），因橫向穩(wěn)定桿所提供的側(cè)傾角剛度因橡膠件在連接處發(fā)生變形而下降15%～30%左右，考慮ADAMS/Car模型中穩(wěn)定桿側(cè)傾角剛度與計算值一致，取16％。

在對前懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行運動學分析的基礎上，認為車輪與穩(wěn)定桿端部之間的垂直位移轉(zhuǎn)移關系fw / fb為1.63。為簡化系統(tǒng)動力學模型及提高計算精度，將其轉(zhuǎn)化為單自由度振動微分方程進行求解，并給出相應計算公式。橫向穩(wěn)定桿位于車輪上的等效側(cè)傾角剛度? ?（單位N·mm/rad）就可以被計算出來。

2.4.2? 彈簧等效到輪心處的側(cè)傾角剛度

對于獨立懸架，懸架垂直剛度與側(cè)傾角剛度轉(zhuǎn)換公式如下：

式中：k——前懸架單側(cè)剛度，k=16.89N/mm；B1——前輪距。

前懸架總側(cè)傾角剛度：

在此懸架模型的基礎上，調(diào)整輪心硬點Z方向下移10mm后，分析懸架系統(tǒng)的性能差異性。

3? 乘用車前懸架K&C特性研究

3.1? 側(cè)傾中心

側(cè)傾中心是車架或者車身質(zhì)量受到側(cè)向力時的瞬時回轉(zhuǎn)中心。普通轎車的前獨立懸架側(cè)傾中心高在0～120mm之間[10]。側(cè)傾中心一般希望高于地面，但是不想超出輪胎的半徑，并且側(cè)傾中心與車輪中心之間的間距不宜過小，否則將導致汽車在振動過程中，主銷后傾角改變過大，或者傳動角度改變過多，劣化操縱或傳動性能。

側(cè)傾中心設計高度增加，使側(cè)傾中心到車輛質(zhì)心距離變小，而降低側(cè)傾力矩，在同樣的側(cè)傾角剛度條件下，車身的側(cè)傾角及輪荷轉(zhuǎn)移相對降低，此時彈性元件及橫向穩(wěn)定桿傳遞的力減小，但是導向機構(gòu)傳遞的力增大。

側(cè)傾中心高度設計得較高，可以降低車身側(cè)傾角，但對獨立懸架，在側(cè)傾中心的位置上升時，車輪在跳動過程中，輪距變化量隨之增加，輪距的變化會造成輪胎磨損，有利于保證乘用車穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)轉(zhuǎn)向工況車輛響應更線性化，同時可減小側(cè)向力產(chǎn)生的“舉升力”，保證車輛側(cè)傾穩(wěn)定性。根據(jù)工程經(jīng)驗，側(cè)傾中心目標值一般設定為30～70mm。乘用車前懸架平行輪跳側(cè)傾中心隨車輪跳動的變化曲線如圖4所示，某車型2種不同硬點方案側(cè)傾中心均滿足設計要求。

3.2? 輪距

設計獨立懸架時，希望輪距變化能盡量小些，這就要求車輪具有良好的彈性和較低的滾動阻力系數(shù)，以便提高車輛通過性，減少振動噪聲。由于輪距的改變，不但使輪胎磨損，并造成輪胎側(cè)偏角，然后產(chǎn)生側(cè)向力的輸入，車輛操縱穩(wěn)定性會發(fā)生異常變化，所以在硬點設計時應盡量降低跳動時的輪距變化，普通轎車輪距變化范圍應為±5mm/100mm以內(nèi)，并且在車輪上跳時輪距適量增加，車輪下跳過程中，輪距適度縮小，有助于改善汽車操縱穩(wěn)定性。乘用車前懸架輪距隨車輪跳動變化的曲線如圖5所示，某車型2種不同硬點方案輪距變化趨勢滿足設計要求，但是輪距變化量需進一步優(yōu)化。

車輛輪距的變化與懸架側(cè)傾中心設計的高度有著直接的聯(lián)系，輪距變化將導致懸架等效擺臂的長度發(fā)生變化，由此間接地反映了懸架側(cè)傾中心高度趨勢。本文通過建立整車模型和仿真分析了汽車行駛時車輪在路面上滾動過程中所受到的力，并計算出不同車速下的輪間距值，進而得出相應的變化規(guī)律。輪胎印跡中心側(cè)向位移變化梯度和側(cè)傾中心高度間存在輪胎印跡中心側(cè)向位移變化梯度絕對值=2（側(cè)傾中心高度/輪距）的關系。

3.3? 車輪外傾角

車輪的外傾角就是車輪安裝好以后的傾角，其一端向外傾，也就是車輪所在平面和縱向垂直平面之間的角度，是車輛通過性和操縱舒適性等性能中最重要的一個指標之一。車輪外傾角對輪胎路面附著能力影響較大，輪胎任何時刻均垂直于地面，這是懸架設計中最理想的。合理地確定車輪外傾角就成為保證行車安全和提高操縱性能的關鍵之一。因此，必須合理控制車輪外傾角以保證汽車安全行駛和操縱輕便，要求車輪的內(nèi)外傾角必須一致。當汽車轉(zhuǎn)彎運行時，期望車輪外傾角不要變化，否則，在車輪跳動的時候，由外傾推力引起的側(cè)向力將導致汽車的不正常轉(zhuǎn)向。汽車在彎道上運行時，車身是同方向傾斜的，增加外側(cè)車輪外傾角，與此同時，側(cè)向附著能力也隨之降低。車輪上下跳動時，外傾角改變的大小取決于前視擺角，前視擺角越大，外傾改變系數(shù)就越小。為了保證車輛具有較好的K&C特性，通常要求在上跳過程中，相對于車身外傾的變化是（-2～+0.5）/50mm。

當今在懸架設計時，為了保證高速穩(wěn)定性，一般取負外傾。當車輛在高速轉(zhuǎn)彎行駛時，隨著車速增加，車輛的離心力增大，此時車身向外傾斜量變大，外側(cè)車輪外傾角有增大的趨勢，外側(cè)懸架負載的增大使得外側(cè)輪胎磨損量增大，這樣不但使輪胎的磨損加重，還使轉(zhuǎn)向性能下降。因此，現(xiàn)在在汽車車輪外傾角的設計中，盡可能取很小的數(shù)值，甚至取負值，這樣可以保證高速轉(zhuǎn)向時外側(cè)車輪內(nèi)外側(cè)輪胎磨損均勻，并且能夠提高車身的橫向穩(wěn)定性。乘用車前懸架車輪外傾角隨車輪跳動的變化曲線如圖6所示，某車型2種不同硬點方案車輪外傾角初始設計狀態(tài)及上下跳時角度變化均滿足設計要求。

另外，車輪外傾角變化應匹配前束變化特征，使直線行駛過程中側(cè)向力最小，降低產(chǎn)生側(cè)滑現(xiàn)象的風險。在側(cè)滑過程中，輪胎呈邊滾邊滑狀態(tài)，在懸架運動過程中，輪胎側(cè)向滑移量不僅影響著操縱穩(wěn)定性，而且輪胎橫向滑移會產(chǎn)生側(cè)向力和較大的滾動阻力，導致輪胎磨損降低了使用壽命。

3.4? 前束

一般轎車懸架設計時為了補償輪胎發(fā)生的彈性變形，將取負前束以確保直線行駛性能，但為改善車輛直行穩(wěn)定性，轉(zhuǎn)向特性不充分，在設計中，使得車輛轉(zhuǎn)向過程中外側(cè)車輪的前束角變小，內(nèi)側(cè)車輪前束擴大，也就是車輪在上跳過程中，前束變小，在下跳過程中，前束角變大。前輪向上跳躍時為0到負前束-0.5°/50mm是前束角較合理范圍，即弱負前束的改變，后輪向上跳躍時正前束的改變0.3°/50mm是弱的正前束[11]。乘用車前懸架前束隨車輪跳動的變化曲線如圖7所示，某車型藍色虛線方案設計合理，而紅色實線設計方案前束變化不合理。

對于帶轉(zhuǎn)向功能的前懸架，前束隨車輪跳躍而改變。如果車輪跳躍不盡合理，通常采用優(yōu)化斷開點的位置進行修正。研究表明，當車輛在高速以及中低速行駛時，前束角變化趨勢不同導致車輛側(cè)向偏移量不同。在懸架設計時，由于前束的動態(tài)變化對橫向偏移量有著非常重要的影響，所以應充分考慮高低速和初始定位角對車輛動態(tài)性能的影響，慎重選擇前束值。

3.5? 主銷內(nèi)傾角

較大的主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角可提高在較小側(cè)向加速度時的轉(zhuǎn)向回正性和跳動轉(zhuǎn)向的范圍。增大主銷內(nèi)傾角使跳動外傾盡量大，保證車輛側(cè)傾時輪胎抓地力，但主銷內(nèi)傾角過大，轉(zhuǎn)向時導致輪胎滑動距離變大，這不但使輪胎壽命縮短，也能讓轉(zhuǎn)向變重。另外，如果車輛處于緊急狀態(tài)時，由于內(nèi)傾角度較大，容易發(fā)生側(cè)翻事故。從理想的角度來看，當想讓車輪跳起來的時候，內(nèi)傾角增大幅度要盡可能小，避免內(nèi)傾角改變過大。

若設計初始主銷的內(nèi)傾角偏大，那么車輛的側(cè)向偏移量就隨之增大，并隨車速提高而提高，偏移量的差異將明顯增加。當車輛速度一定時，側(cè)翻角和輪胎側(cè)偏角度隨輪轂半徑的減小而減少。從圖8中可以看出主銷內(nèi)傾角和車輪外傾角沿輪跳方向趨勢相反。主銷內(nèi)傾角隨車輪向上跳躍增大，這樣能有效地解決因載荷增加造成轉(zhuǎn)向輕便性性能下降的問題。乘用車前懸架主銷內(nèi)傾角隨車輪跳動的變化曲線如圖8所示，某車型2種方案主銷內(nèi)傾角隨輪跳變化趨勢均滿足設計要求。

主銷偏移距隨主銷內(nèi)傾角增加而降低，可以改善轉(zhuǎn)向操縱的輕便性，還能降低轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)至方向盤上的沖擊力。因此，合理選擇主銷內(nèi)角和主銷間夾角可以降低車輛行駛過程中產(chǎn)生側(cè)滑或擺頭現(xiàn)象的風險。通常情況下，主銷的偏距為-10～30mm，同樣希望取較小值。主銷偏距正比于地面轉(zhuǎn)向阻力力矩，主銷偏距設計值小時，轉(zhuǎn)向阻力矩也得到了降低，可以改善轉(zhuǎn)向操縱性，還可以降低地面對系統(tǒng)的影響。乘用車前懸架主銷橫向偏置距隨車輪跳動的變化曲線如圖9所示，某車型主銷偏移距滿足設計要求。

在工程實踐中發(fā)現(xiàn)，主銷偏移距為0或較小的負值均是可行的?，F(xiàn)代高速汽車如果使用負的主銷偏移距，當2個前輪的制動力不同時，會產(chǎn)生抗偏力矩，這樣就避免了汽車在制動過程中出現(xiàn)跑偏的現(xiàn)象。

3.6? 主銷后傾角

從車輛的縱向平面上，主銷軸線的上端面稍偏向后方，這一現(xiàn)象叫做主銷后傾。它是由發(fā)動機工作時產(chǎn)生的慣性力引起的。

主銷后傾角關系到車輛高速回正性能。在實際運行時，并不想產(chǎn)生過大的回正力矩，這樣會使方向盤發(fā)沉或回正過猛，加重前輪擺振。設計時通常要求主銷后傾角在車輪上升跳動過程中具有基本按線性遞增的規(guī)律，能夠保持直線行駛能力。主銷后傾角變大，對應主銷后傾拖距增加，也就是側(cè)向力臂的增大，側(cè)向力造成的缺陷轉(zhuǎn)向特性得到改善；在下跳時，后傾角減小，從而保證制動時，能夠?qū)刂票壑Ъ苁┘涌怪苿狱c頭力矩。乘用車前懸架主銷后傾隨車輪跳動的變化曲線如圖10所示，某車型主銷后傾角隨車輪跳動變化趨勢滿足設計要求。

另外主銷后傾角對車輪在轉(zhuǎn)向過程中的外傾變化有一定的影響，因此，有必要提高車輪轉(zhuǎn)向時所要求的側(cè)向力，從而抵消了外傾推力。

研究表明，主銷后傾角在不同車速時，對汽車側(cè)向偏移量的影響是不同的。車速低于95km/h時，主銷的后傾角增大，側(cè)向偏移量變小；車速高于95km/h時，主銷的后傾角增大，側(cè)向偏移量增大。由此可見，中低速時增大后傾角有利于提高車輛穩(wěn)定性，高速時則不然。

通常情況下，主銷后傾拖距隨著車輪向上跳躍而增大[12]。在汽車轉(zhuǎn)向過程中，道路上側(cè)向力對于主銷產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩具有減小汽車轉(zhuǎn)向角效果，行車中遇側(cè)向干擾，本實用新型使得轉(zhuǎn)向輪回正能力強，直行穩(wěn)定，但是后傾拖距太大，會使轉(zhuǎn)向變得笨重，建議轎車后傾拖距在0～30mm之間。主銷拖距影響直線行駛穩(wěn)定性和側(cè)向力轉(zhuǎn)向，它隨懸架跳動和轉(zhuǎn)向的變化影響附著極限的感知，也會提高對輪胎回正力矩和側(cè)向力產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向反饋的感知，因此需要選擇合適值0。乘用車前懸架主銷后傾拖距隨車輪跳動的變化曲線如圖11所示，某車型后傾拖距隨輪跳變化以及設計值均滿足設計要求。

4? 結(jié)束語

本文基于ADAMS/Car軟件研究對于乘用車前懸架參數(shù)車輛性能影響，根據(jù)多體動力學理論，結(jié)合模型參數(shù)，利用多體動力學軟件ADAMS/Car對乘用車前懸架各個子系統(tǒng)進行建模，也對前后懸架的K&C模擬試驗進行探討，同時對側(cè)傾中心、輪距、車輪外傾角及其他懸架性能參數(shù)變化規(guī)律和操縱穩(wěn)定性進行了分析。前懸架仿真和試驗結(jié)果可見，優(yōu)異的車輛性能要求多種懸架參數(shù)必須配套確定，并不是每一個參數(shù)均處于合理設計區(qū)間，才能確保整車性能達到車輛設計要求，但這項研究要進行實車試驗，將模型仿真與主觀評價相結(jié)合進行評估，并且后續(xù)也需要對整車的平順性進行研究。

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（編輯? 凌? 波）