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柔性衬套对悬架特性影响

 论文栏目:汽车工程发展论文     更新时间:2012-10-30 9:08:05   

本文作者:郑松林 顾 晗 冯金芝 陆 毅 宋江涛 单位:机械工业汽车底盘机械零部件强度与可靠性评价重点实验室 上海理工大学机械工程学院

前言

使用橡胶衬套连接一方面可以满足车辆减振降噪的需要,另一方面利用橡胶衬套的弹性变形,可以大大缓和机构中难以避免的运动干涉现象[1]。在分析衬套刚度特性对悬架运动特性的影响时,选择合适的建模方法很重要。若直接在虚拟样机分析软件ADAMS/Car中进行建模仿真,其自带的衬套模型是由沿衬套的x、y和z轴的3条静刚度曲线和绕x、y和z轴的3条扭转刚度曲线描述。采用这种衬套模型,须通过试验获得衬套刚度曲线,同时这种模型不能很好地解决衬套各向刚度的耦合问题,因此使用起来并不方便[2]。为了更准确、直观地反映衬套受力时的实际变形情况,本文中用有限元分析软件建立衬套柔性体模型,并导入ADAMS/Car模块,建立了刚柔耦合仿真模型。

1刚柔耦合系统动力学理论简介

刚柔耦合系统动力学建立在柔性多体系统动力学理论之上,可研究物体变形与其刚性整体运动相互作用或耦合对运动所造成的影响。其基本思想是采用模态展开法,用模态向量和模态坐标的线性组合来表示弹性位移,通过计算每一时刻物体的弹性位移来描述其变形运动。

2悬架模型的建立

所建悬架模型为带纵拖臂的四连杆后悬架,硬点坐标和杆件形状均由三维数模得到。完成的悬架模型拓扑结构关系如图1所示。图中,上控制臂两端通过衬套分别与转向节和副车架相连接,下控制臂两端通过衬套分别与转向节和副车架相连接,纵拖臂一端固定在转向节上,另一端通过衬套与车身相连接,前束杆两端通过衬套分别与转向节和副车架相连接。

3衬套柔性体模型

3.1衬套模型的建立悬架衬套在工作时的受力比较复杂,它传递着车身和悬架导向机构之间的3个扭转力矩和3个轴向力。衬套6个方向的刚度特性差别较大,受不同方向力与变形的相互影响,具有耦合作用。而多数橡胶元件在小变形范围内,表现为材料弹性模量为E的线性弹性,因此在悬架弹性运动过程中,橡胶衬套静刚度特性大致呈线性特性[2]。为使橡胶衬套能承受更大的载荷,一般汽车用衬套结构多为橡胶硫化在金属套筒上,使金属套筒在橡胶的连接下相对运动。对四连杆悬架前束杆两端的衬套建立有限元模型,设置弹性模量E=3.7,泊松比μ=0.49。为更好地模拟金属套筒与橡胶的连接,在衬套套筒的内外表面分别建立一个具有6个自由度的独立节点并作为主节点,然后将内外圈表面节点作为从节点通过rigid刚性单元与主节点连接,使它们成为一个整体,如图2所示[4]。由于有限元网格节点数目较大,从动力学缩减的角度考虑,定义求取较少的内部主模态,有利于减少计算量和运行时间,但对模型的精度不利。综合考虑后,本文中求取前28阶模态:16阶固定界面主模态和两个主节点具有的12阶约束模态。其中,16阶固定界面主模态前6阶为柔性体运动时的刚体模态,不参与柔性的变形描述,因此内部自由度的固定界面主模态具有10阶。10阶模态振型除了少部分模态形状描述橡胶的局部变形外,大部分模态形状完全可以描述内外圈的相对位移与橡胶的整体变形。其中部分模态振型如图3所示。

3.2衬套模型的验证将衬套模型的模态中性文件导入ADAMS/View模块进行虚拟试验验证[5]。在View模块中,将衬套内圈主节点固定,对外圈主节点施加一组径向的作用力,得到衬套外圈相对于内圈的一组位移,进而得到衬套模型的径向刚度特性曲线;同样将外圈主节点固定,对内圈主节点施加一组轴向作用力,可得到衬套模型轴向刚度特性曲线。根据合作方提供的悬架前束杆两端的衬套刚度试验数据,生成衬套属性文件。通过对比衬套虚拟试验刚度特性曲线与衬套属性文件中的刚度特性曲线,可以看出两者基本一致,其误差主要由有限元建模精度造成。图4为衬套的径向刚度特性曲线,由图可得其径向刚度约为4100N/mm。图5为衬套的轴向刚度特性曲线,由图可得其轴向刚度约为950N/mm。

4悬架性能仿真与实车试验

将衬套模态中性文件导入ADAMS/Car中,替换前束杆两端的原有衬套,建立新的悬架模型。选取悬架定位前束角和外倾角作为悬架性能评价指标,分别对两种衬套模型的悬架做3种工况的仿真试验。在ADAMS/Postprocessor后处理模块中可看到,在仿真过程中衬套发生了明显的翘曲与扭转变形。为了更好地说明两种模型对仿真结果的影响,将其仿真结果与实车的K&C试验结果进行了对比。

4.1平行轮跳试验在平行轮跳仿真试验中,两侧车轮随着试验台在-100~+100mm范围内平行跳动,得到车轮定位角随车轮位移的变化曲线,如图6和图7所示。由图6和图7可见,随着车轮上跳,前束角增大,外倾角减小,使汽车在转向时具有更好的不足转向特性,有利于汽车行驶的操纵稳定性[6]。

4.2侧向力试验在悬架轮心处加载-2500~2500N的侧向力,得到后悬架模型左轮前束角和外倾角随地面侧向力的变化曲线,见图8和图9。由图可见,前束角变化范围较小,仅为-0.2°~0.2°;而外倾角随侧向力的增加而变大。汽车转弯时,随着转弯强度的增加侧向力也在不断增大,此时车身外侧车轮所受的侧向力方向与外倾角倾斜的变化方向相反,有利于汽车的不足转向特性[6]。

4.3纵向力试验在悬架轮心处加载-1000~1000N的纵向力,进行后悬架纵向力仿真试验,如图10和图11所示。由图可见,前束角和外倾角均在很小的范围内变化。当汽车在行驶中受到纵向力时,较小的车轮前束角变化能够减少汽车在前进方向上受到的干扰,减少了轮胎的磨损。

4.4试验结果分析实车试验时,由于悬架衬套和轮胎的迟滞阻尼作用,K&C试验台架正行程和逆行程时的前束角变化曲线并不重合,表现为一个闭合曲线。考虑到轮胎和其他衬套的影响,仿真结果与试验结果并不完全一致,但通过比较可以看出:使用柔性体衬套模型的车轮前束角变化曲线,比使用原有衬套属性文件的前束角变化曲线更接近实车试验结果。

5结论

在有限元分析软件Hyperworks中建立衬套柔性体模型,进行模态分析后,导入ADAMS动力学仿真软件建立四连杆后悬架的刚柔耦合模型。分别对模型做平行轮跳、侧向力和纵向力仿真试验,可得出衬套在3种工况下对悬架定位参数变化的影响。通过与实车试验数据和原悬架模型的对比可知,采用柔性体衬套的悬架模型可更准确地反映悬架运动的真实情况。在悬架设计过程中,随着对模型精确度要求的提高,柔性体衬套模型必将会广泛应用。


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