[ 摘要 ] 在 ADAMS 仿真軟件中創(chuàng)建懸架制動抖動的動力學模型。為了考慮懸架零部件模態(tài)對制動抖動信號的影響，對關鍵零部件進行模態(tài)試驗及有限元模態(tài)分析，在此基礎上搭建制動抖動的剛柔耦合模型。在時域和頻域中分別進行仿真，考察各個測點處的振動加速度的 RMS 值，辨識出懸架在制動抖動過程中的傳遞路徑以及共振頻率，證明懸架的襯套剛度并非只對制動抖動起到衰減作用，隨著振動頻率的變化有時會起到放大的作用。

引言

對于制動抖動的研究主要集中于兩個方面：一是基于整車的制動抖動傳遞路徑研究；二是制動抖動問題及關鍵因素研究。而對于研究傳遞路徑中的主要放大環(huán)節(jié)來削弱甚至消除制動時方向盤發(fā)生抖動的現(xiàn)象，從懸架角度進行的研究和討論較少 [1]。目前的研究成果主要以論文的形式出現(xiàn)，其中瑞典學者 Jacobsson H.[2] 建立了制動器的定子轉子模型，模型以制動鉗為定子，制動盤為轉子，以制動鉗的振動加速度為評價指標，通過建立幅值函數(shù)分析初始速度、減速度以及阻尼參數(shù)的影響。同濟大學寧國寶 [3] 等建立了 SRO 向 DTV 轉化的數(shù)學模型，并通過 ADAMS/View 驗證了其轉化過程。孟德建 [4]等則提出利用制動器多點接觸模型來分析預測 DTV/SRO 對 BTV/BPV 的影響，與單點接觸模型對比，發(fā)現(xiàn)其更接近試驗結果。

本文將進行制動抖動傳遞路徑的研究，包括試驗研究和仿真研究。試驗研究表明，制動力矩的波動導致地面制動力的波動，引起前懸架的擺振 [5]。該振動通過懸架和轉向機構的傳遞和放大，表現(xiàn)為轉向盤的抖動。通過副車架的傳遞，引起車身地板的抖動。在設計懸架系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)時，應當通過對各個零部件的參數(shù)合理定義，將懸架與轉向系統(tǒng)的固有頻率與振動激勵的頻率范圍錯開，使得振動得到抑制。

1 基于 ADAMS 的懸架動力學模型

創(chuàng)建懸架動力學模型之前，需要對懸架各零部件之間的連接關系進行分析。本文僅對懸架系統(tǒng)在制動抖動中的作用進行分析，不考慮車身和副車架的影響，因此將它們簡化為固定不動的大地；同時，分離轉向系統(tǒng)的內部摩擦和阻尼對制動抖動的影響，將其轉化為一個等效剛度的襯套，轉向節(jié)通過此襯套與大地相連。對簡化后的懸架系統(tǒng)的拓撲關系分析可知：轉向節(jié)與下擺臂通過球鉸連接；轉向節(jié)與轉向橫拉桿處通過襯套連接到大地上；轉向節(jié)與減振器套筒下點通過固定副連接；下擺臂內側通過前后兩個襯套與副車架連接；活塞桿與減振器套筒之間為圓柱副，與上支撐之間通過襯套連接；上支撐固定在大地上；螺旋彈簧上端與上支撐連接，下端與減振器套筒上的彈簧支座相連。

2 模型仿真

對懸架模型進行仿真，得到各個零部件的測點加速度隨時間的變化曲線。通過曲線可以看出，各測點的加速度會隨著時間的增加而呈現(xiàn)增大和減小的變化，這說明在振動掃頻過程中，各個測點的加速度會隨頻率的不同而產生共振。對該曲線作快速傅里葉變換，得到此測點各方向的加速度隨頻率的變化，可以得到共振峰所在的頻率。圖 1~ 圖 3 為控制臂前點在x向、z向和y向的加速度響應曲線。



從曲線中明顯可見，控制臂前測點的加速度共振峰主要出現(xiàn)在低頻段的 15 Hz，24 Hz，71Hz 和 115 Hz 處。

根據(jù)文獻 [6] 可知，控制臂、減振支柱和轉向節(jié)均是制動抖動傳遞路徑中的重要部件，需要考慮各零部件的模態(tài)在傳遞路徑中的作用。在 ADAMS 軟件中考慮零部件模態(tài)的影響，需要將各個零部件的柔性體文件導入 ADAMS 中，創(chuàng)建剛柔耦合動力學模型。為了確定懸架各個零部件的模態(tài)頻率及振型，對控制臂、轉向節(jié)和減振器套筒進行有限元模態(tài)分析和自由模態(tài)試驗。通過對比有限元的分析結果和模態(tài)試驗結果，調整材料參數(shù)，使模態(tài)振型和頻率的誤差在 5% 以內。

3 懸架時域分析

在 ADAMS 中創(chuàng)建懸架的剛柔耦合動力學模型，進行時長為 5，仿真步數(shù)為 15 000 的時域信號仿真。關鍵連接點處的振動加速度或位移隨時間的變化曲線，見圖 4。
由圖 4 可以看出：在等幅掃頻力矩的激勵下，各測量點的振動加速度都先隨轉速的減小而增大，出現(xiàn)了幾次明顯的共振現(xiàn)象。而后隨著轉速的進一步減小，加速度幅值開始衰減。
這說明，懸架對于制動抖動會起到衰減作用，振動信號傳遞過程中經過的零部件越多，制動抖動衰減得越多；在一些頻率上，懸架對振動信號起著放大作用，會加速制動抖動的影響。

為了得到懸架對于制動抖動的放大作用主要發(fā)生在哪些頻率，對測量得到的各點的加速度信號進行快速傅里葉變換，分析共振峰所出現(xiàn)的頻率。




圖 5 說明在從制動盤到轉向橫拉桿球頭處，懸架在頻率 58 Hz，105.7 Hz，128.7 Hz 時出現(xiàn)峰值，表明懸架系統(tǒng)在這些頻率處對振動起到放大作用。據(jù)此判斷振動信號傳遞路徑為：制動卡鉗 →轉向節(jié)→轉向橫拉桿→方向盤。此處的共振作用會引起方向盤的抖動，令駕駛員產生疲勞及不安全感。



圖 6 說明從制動盤到轉向橫拉桿球頭處的 x 向，懸架在頻率 33 Hz，58 Hz，106 Hz，129 Hz 時出現(xiàn)峰值，對振動信號起到放大作用。其中在 58 Hz 時共振峰值較大，說明在此頻率下轉向橫拉桿球頭在整車 x 方向出現(xiàn)振動。這種振動傳遞至方向盤同樣會引起駕駛者的疲勞和不適。

圖 7 說明減振器上支撐點處的加速度共振峰值能量相對其他測量點的能量較小，在 108 Hz 處有明顯峰值，而在 58 Hz 處的共振峰值則不像其他測點那么明顯。振動信號的傳遞路徑為：制動卡鉗→轉向節(jié)→減振器套筒→減振器活塞桿→上支撐點。由于經過多個零部件的傳遞，信號能量已經得到衰減。



相比較多剛體的懸架模型，剛柔耦合懸架模型各個測點的幾個共振頻率普遍會向后段移動，但共振峰并沒有消失?？梢娏悴考哪B(tài)將會對制動抖動時懸架共振的頻率有著較大的影響，建模時考慮零部件的模態(tài)是很有必要的。

4 頻域分析

ADAMS 提 供 了 振 動 分 析 模 塊 ADAMS/ Vibration，可以對動力學模型進行頻域內的模態(tài)分析及頻率響應分析。在 ADAMS/Vibration 中可以快速創(chuàng)建振動分析的輸入輸出通道，對懸架系統(tǒng)進行模態(tài)和頻響分析。根據(jù)之前時域分析的結果，選取懸架系統(tǒng)在共振頻率附近的固有特性，在后處理界面中查看懸架振型的動畫，選取懸架在 33 Hz，62 Hz，110 Hz 和 128 Hz 處的振型。為考察懸架關鍵點振動特性，本文選取 4 個懸架中的關鍵點作為測點，并對其測點所在的傳遞路徑進行傳遞函數(shù)的分析。這 4 個測點及傳遞路徑分別為：

1. 減振器支柱測點及其對應制動器 - 減振器支柱傳遞路徑；
2. 控制臂前點及其對應制動器 - 控制臂前點傳遞路徑；
3. 控制臂后點及其對應制動器 - 控制臂后點傳遞路徑；
4. 轉向節(jié)與轉向橫拉桿連接點及其對應的制動器 - 轉向橫拉桿外點傳遞路徑。

由圖 8 所示，從傳遞路徑分析中可印證之前時域分析的結果：控制臂前后點對應的制動器 控制臂 - 副車架傳遞路徑為最主要的傳遞路徑，且在這兩個傳遞路徑中，均存在這 2 個最高的峰值 33 Hz 和 62 Hz，這兩個頻率均非常接近 33Hz 和 58 Hz 這兩個共振頻率，因此可知制動抖動在這兩個峰值附近均發(fā)生了共振現(xiàn)象，加劇了抖動的產生和傳遞?？梢娭苿佣秳佑芍苿酉到y(tǒng)產生，通過懸架系統(tǒng)傳遞到車身、副車架及轉向盤，再由車身及副車架傳遞至駕駛室，最終影響到乘員的感受。



5 結語

本文利用 ADAMS 多體動力學仿真軟件，在時域和頻域中仿真關鍵參數(shù)對制動抖動特性的影響并進行優(yōu)化設計。將制動抖動信號簡化為正弦掃頻信號，分別對多剛體的懸架動力學模型及剛柔耦合動力學模型進行制動抖動仿真。包含零部件柔性體模型的共振頻率較剛體模型大，共振峰值數(shù)并沒有減少。對懸架零部件進行模態(tài)試驗，并與有限元的模態(tài)仿真結果對比校準模型，在此基礎上進行后續(xù)仿真，保證了模型的精度和仿真結果的可信度，為以后剛柔耦合動力學模型的搭建和調試提供了一種可行的方法。

受到試驗條件的限制，沒有進行懸架系統(tǒng)的模態(tài)試驗以驗證本文仿真模型的正確性，建議后期進行懸架系統(tǒng)模態(tài)試驗以及制動抖動臺架試驗，根據(jù)試驗與仿真對標結果進行模型的參數(shù)的修正。