1.模型的建立

建模忽略實(shí)際車(chē)輛的不對(duì)稱(chēng)性，懸架左右側(cè)所有硬點(diǎn)、部件質(zhì)量屬性和彈簧、減震器及襯套性能參數(shù)均認(rèn)識(shí)完全一致。利用懸架模型導(dǎo)入整理后的硬點(diǎn)數(shù)據(jù)文件，定義部件和連接關(guān)系后建立的麥弗遜前懸架模型如下圖所示：

圖1 麥弗遜前懸架模型

模型主要由車(chē)輪、轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向橫拉桿、下控制臂、減震器、螺旋彈簧、柔性穩(wěn)定桿、橡膠襯套及轉(zhuǎn)向系組成。下控制臂內(nèi)端通過(guò)前、后兩個(gè)襯套與車(chē)體相連，外端通過(guò)球副與轉(zhuǎn)向節(jié)相連；減震器下支柱與轉(zhuǎn)向節(jié)固定，上支柱通過(guò)襯套與車(chē)體相連，上下支柱通過(guò)圓柱副和彈簧相連；轉(zhuǎn)向橫拉桿外端與轉(zhuǎn)向節(jié)通過(guò)球副相連，內(nèi)端通過(guò)萬(wàn)向節(jié)副與轉(zhuǎn)向系相連。

在實(shí)際工程中，汽車(chē)前懸架下控制臂存在前后襯套的軸向力過(guò)大而拔出，外端球頭的拔脫力及擠壓力過(guò)大而拔脫或擠壓破壞的情況等，這些都將影響汽車(chē)的行車(chē)安全和正常行駛。因此，本文將在不同典型工況下對(duì)這些關(guān)健零部件進(jìn)行受力分析。

2.模型的驗(yàn)證

模型通過(guò)調(diào)試和優(yōu)化后，仿真結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比情況如下表所示：

表1 仿真與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比結(jié)果

平行輪跳對(duì)比圖如下：

圖2 懸架剛度

圖3 車(chē)輪跳動(dòng)轉(zhuǎn)向梯度

圖4 車(chē)輪跳動(dòng)外傾梯度

圖5 車(chē)輪跳動(dòng)輪心縱向位移梯度

圖6 車(chē)輪跳動(dòng)輪心側(cè)向位移梯度

同向側(cè)向力作用對(duì)比圖如下：

圖7 懸架側(cè)向柔度

圖8 變形轉(zhuǎn)向系數(shù)

圖9 變形外傾系數(shù)

同向縱向制動(dòng)力作用對(duì)比圖如下：

圖10 懸架縱向柔度

圖11 變形轉(zhuǎn)向系數(shù)

圖12 變形外傾系數(shù)

回正力矩作用對(duì)比圖如下：

圖13 變形轉(zhuǎn)向系數(shù)

從對(duì)比數(shù)據(jù)及對(duì)比圖可以看出，仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好，故該模型能夠用于預(yù)測(cè)各種工況下前懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)性能。

3.各種典型工況下的靜力分析

對(duì)汽車(chē)在實(shí)際使用中最常見(jiàn)的典型工況前懸架進(jìn)行靜力分析是研究前懸架零部件載荷的基礎(chǔ)。本文將選擇最大垂直力工況、最大制動(dòng)力工況和最大側(cè)向力工況來(lái)進(jìn)行靜力分析，整車(chē)參數(shù)如下表所示：

表2 整車(chē)部分參數(shù)

  3.1 最大垂直力工況

汽車(chē)滿載靜止于水平地面時(shí)前懸兩側(cè)車(chē)輪所受的垂直的載荷分別為：

Wf=1/2×mg×b/L=4030.98N

考慮到汽車(chē)在不平路面上的沖擊，取FL的2.5倍作為最大垂直載荷。

3.2 最大制動(dòng)力工況

圖14 制動(dòng)工況受力圖

汽車(chē)在水平路面上制動(dòng)時(shí)，受到一個(gè)慣性力作用在其重心，方向與速度方向相同，大小為ma，a取最大制動(dòng)加速度g。

前懸單側(cè)車(chē)輪制動(dòng)力為：

Ff=1/2×ma×μ=4890.28N

由后輪接地點(diǎn)力矩平衡方程得：

Wf=1/2×(ma×h+mg×b)/L=5455.4N

3.2 最大側(cè)向力工況

當(dāng)汽車(chē)達(dá)到側(cè)翻臨界狀態(tài)時(shí)，側(cè)翻方向車(chē)輪的垂直反力和側(cè)向力達(dá)到最大，左側(cè)的車(chē)輪不受力。

圖15 最大側(cè)向力工況受力圖

臨界右側(cè)翻時(shí)，對(duì)于剛性汽車(chē)，由力矩平橫可知，汽車(chē)右輪所受的最大總側(cè)向力為：

Fy=ma=(mg×B/2)/h=13818N

對(duì)于帶懸架的汽車(chē)，由于側(cè)傾引起汽車(chē)質(zhì)心位置的偏移及外側(cè)輪胎的彈性變形使輪胎接地中心向內(nèi)偏移，使輪距B減小，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取Fy的0.9倍作為最大側(cè)向力。

由后懸右輪力矩平衡可知，前懸架右輪所受最大側(cè)向力為：

Fyf=0.9Fy×b/L=6660.57N

4.仿真結(jié)果和結(jié)論

將以上工況靜力分析結(jié)果加載到前懸上進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如下表所示：

表3 各工況前懸零部件載荷仿真結(jié)果

從表中可以看出橫拉桿球頭的拔出力與擠壓力都很小，可以不作技術(shù)要求，下擺臂襯套及球頭不同工況下的最大受力都較大，應(yīng)作技術(shù)要求以保證汽車(chē)的安全性。下擺臂前襯套可以軸向安裝力不小于10KN作為技術(shù)要求；下擺臂后襯套可以軸向安裝力不小于5KN作為技術(shù)要求；下擺臂球頭可以抗拔出力不小于5KN，抗擠壓力不小于25KN作為技術(shù)要求。通過(guò)本文方法，利用LMS Motion多體動(dòng)力學(xué)方法計(jì)算出關(guān)健零部件的載荷，能使整車(chē)廠向相關(guān)供應(yīng)商提出更加合理、精確的技術(shù)要求。