北京理工学珠海学院2020届科生毕业设计
吉普指南者悬架系统设计仿真
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吉普指南者悬架系统设计仿真
摘
悬架影响汽车操稳定性行驶性重部件开发设计水作影响尤重传统悬架设计仅周期长成高悬架设计加入电子样机技术汽车悬架进行动态仿真种避免浪费力物力效方法
文首先述悬架发展程动态仿真发展现状针麦弗逊式悬架进行结构设计悬架系统参数计算校核利CATIA软件零件设计模块建立简化三维模型建模零件导入装配设计模块中进行装配基础装配图部件施加合理约束运动副驱动命令完成麦弗逊式悬架动态仿真DMU运动机构基础仿真进行动态干涉创建关键部件包络体仿真中证明行驶程中车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性
关键词：麦弗逊式悬架 CATIA软件 动态仿真
Design and Simulation of jeep guider suspension system
Abstract
Suspension is an important part that affects vehicle handling stability and ride comfort Its development and design level is particularly important for its role The traditional design not only has a long cyclebut also has high cost It is an effective way to avoid wasting human and material resources to add electronic prototype technology into suspension design to carry out dynamic simulation of automobile suspension
This paper first discuss the development process of suspension and the development status of dynamic simulationdesigns the structure of McPherson suspension calculates and checks the main parameters of suspension threedimensional model with the part design module of CATIA
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softwareand import the modeled parts into the assembly design module for assembly On this basics the main components of the assembly drawing are subject to reasonable constraints and driving are command to complete the dynamic simulation of the McPherson suspension and then the dynamic interference of the simulation is carry out on the basics of DMU motion mechanism to create the envelop of the key components In addition it is prove in the process of driving the vehicle running safety and handing stability can be guaranteed within the range of vehicle jumping limit and steering limit
Key Words McPhersonsuspension CATIA software Dynamic simulation
目录
1前言 1
11文研究背景研究意义 1
12汽车悬架动态仿真技术发展现状 2
13文研究容目标 3
2悬架系统结构设计 5
21麦弗逊式悬架 5
22弹性元件 6
23减震元件 6
24传力构件导机构 6
25横稳定器 7
3 悬架系统特征参数计算校核 8
31悬架静挠度 8
32悬架动挠度 9
33螺旋弹簧刚度 9
34减震器阻尼系数 10
35侧倾中心高度 10
4 CATIA软件中建立悬架三维模型 12
41 DMU运动机构模块简介 12
42悬架三维模型简化 12
431建立轮胎模型 13
432建立螺旋弹簧模型 14
433建立减震器模型 15
434建立三角形摆臂模型 16
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435建立横稳定杆模型 17
5 悬架系统动态仿真 19
51 DMU运动机构模块中建立动态仿真模型 19
52悬架运动件动态干涉 22
6 结 25
61文总结 25
62文足处学方 25
参考文献 26
致谢 27
附录 28
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1前言
11文研究背景研究意义
悬架发展道路循序渐进程16世纪开始类解决行驶颠簸道路时车厢剧烈晃动问题车厢悬挂4根柱子车厢车轮分离开真正弹簧系统避免车轮受击传递车厢渐渐皮带式悬架淘汰新出现半椭圆弹簧设计更符合时需求应四轮马车着高速公路发展类相继开发设计出更加舒适悬架系统
国悬架研究工作始19世纪90年代发展悬架研究工作已重突破国代表吉林学清华学济学等学教授研究悬架系统发展工作中花费量时间精力国悬架设计工作增砖添瓦促进工业发展吉林学双聘院士郭孔辉教授汽车操动力学书中着重侧力力横力陈述悬架系统运动学影响汽车行驶性操稳定性车轮定位参数进行详细描述[1]海交通学喻博士编写汽车系统动力学通运系统方法现代控制理结合汽车工程实例悬架系统控制车辆操稳定性进行深入研究书中具体描述悬架系统驱动动力学制动动力学等方面知识[2]西南交通学丁渭博士编写汽车CAE技术书中解悬架系统开发设计流程试制检验标准事项书中着重介绍计算机辅助设计悬架系统开发重性[3]
汽车安全性舒适性程度取决悬架设计开发水悬架作弹性连接车架车轮传递车架车轮力力矩车身受击时减缓击带振动悬架系统设计坏仅汽车行驶性操稳定性重影响汽车重量轮胎磨损车身路面产生程度振动重意义结合述悬架设计开发成现代汽车开发环节环关系汽车行驶程中直观感受传统悬架设计程需设计试制试验定型程缓慢步进行整程中流程停滞流程法继续减缓设计效率然满足悬架设计求成高时间耗费长精度够高[4]着科技进步传统悬架设计法满足日渐进步设计求加快悬架开发周期降低开发成必须引进新悬架开发设计技术
基CATIA悬架设计传统方法设计改进吉普指南者前悬架进行三维建模
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DMU模块进行动态仿真干涉分析达设计目标求相传统设计种更完善设计方法吉普指南者整车参数作基础麦弗逊式悬架进行初阶段结构设计悬架参数进行计算校核麦弗逊式悬架满足设计求
次课题目完成车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶性安全性操稳定性设计目标提高汽车悬架仿真技术认识21世纪类汽车性追求越越高悬架设计愈渐繁琐复杂悬架开发设计众工业领域中企业脱颖出成企业加竞争力重手段汽车悬架开发设计初传统手工制图三维建模历概念设计试制检验修正步步繁琐程逼真模拟仿真技术发展程仿真技术没发展起前汽车悬架设计开发时段甚样车生产出检验悬架否符合设计求者满足顾客实际求符合求悬架次重新设计试制检验样设计方法仅浪费量力物力定符合设计求竞争中处利位置悬架动态仿真技术工业领域中应必然趋势
12汽车悬架动态仿真技术发展现状
追求完美直类奋斗目标悬架正类追求坐更加舒适汽车出现18世纪70年代马车应叶片弹簧取专利直20世纪30年代螺旋弹簧出现叶片弹簧淘汰悬架出现意味着汽车发展扭杆弹簧气体弹簧橡胶弹簧钢板弹簧等弹性元件陆续出现直1934年出现世界第拥螺旋弹簧动悬架[5]动悬架设计够完善遇较复杂路面情况难避免产生剧烈震动直出现非线性刚度弹簧种缺陷克服动悬架设计根验优化设计行驶程中参数会发生弹性变化较传统机械机构设计然稳路面较行驶效果结构简单机振动理成熟性相价格低廉时广泛应[6]
着交通环境日渐复杂悬架产品性求变越高传统悬架设计难满足社会发展需求舒适性求悬架开发设计水成企业间力竞争竞争中脱颖出产品动态仿真分析必须应工业领域中动态仿真应悬架中采集信息传递数悬架加工处理程仿真重动态仿真程中仿真优化电子样机技术做动态仿真优化分析相互影响程动态仿真仿真分析二者关系密切动态仿真推动信息流程前演进仿真分析检验仿真结果否设计合理重悬架动态仿真技术发展分三阶段叙述[7]
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第阶段CAX软件广泛应20世纪50年代种CADCAM软件出现逐渐应种工业领域中种CAX软件应悬架制造业者工业制造业中时表示已开始现代科技技术应悬架开发设计标志者数字化设计开始
第二阶段悬架开发设计提出推行行工程思想20世纪80年代提出行工程现代科技技术基础传统繁琐悬架开发根性改进区传统产品开发设计种新悬架产品开发思路例DFX技术行工程思想中悬架设计开发详细展现
第三阶段电子样机技术出现社会进步技术日渐更新仿真技术广泛应领域单应领域发展应种工业领域制造业中电子样机技术正发展趋势典型代表
13文研究容目标
根吉普指南者前悬架麦弗逊式悬架进行结构设计悬架系统参数计算校核CATIA软件零件设计模块建立简化悬架三维模型进行装配设计重装配图部件施加合理约束运动副驱动命令完成悬架动态仿真清楚直观观察麦弗逊式悬架运动状况DMU运动机构基础仿真进行动态干涉创建关键部件包络体
具体容研究（1）：
① 结合悬架系统发展历程动态仿真现状明确研究目设计目标
② 悬架螺旋弹簧减震器三角形摆臂导机构进行结构设计
③ 悬架参数计算校核
④ 装配悬架三维模型导入DMU运动机构模块中悬架部件施加合理约束运动副命令驱动实现动态仿真
⑤ 关键构件创建包络体
（2）设计方案确定需考虑容
① 悬架类型选择
② 悬架挠度计算
③ 悬架弹性元件确定
④ 阻尼元件稳定装置设计
文实现目标：汽车行驶程中车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性麦弗逊式悬架部件参数计算校核设计目标合理化装配悬架三维模型图施加合理约束运动副驱动命令实现悬架动态仿真图11文研究容逻辑分析图利CATIA软件悬架设计仿真
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提出问题
根目前现状先进软件理解认识应仿真技术悬架进行运动分析必性
悬架进行运动仿真知识做准备：第CATIA软件应第二悬架运动特点结构组成进行分析
分析问题
熟悉悬架运动理基础计算校核悬架参数建立简化悬架三维模型
应CATIADMU模块悬架运动机构模型进行仿真
解决问题
检验悬架系统设计否符合实际求
图11 悬架设计容逻辑图
2悬架系统结构设计
21麦弗逊式悬架
麦弗逊式种区非独立悬架独立悬架减震器螺旋弹簧防倾杆连接杆控制臂副车架组成悬架系统相麦弗逊式悬架结构简单性布置紧凑占空间少[8]需空间布置求高前置前驱轿车麦弗逊式悬架优选文研究吉普指南者前悬挂麦弗逊式悬架整车参数表21简图图21
表21整车参数
参数
轴距mm
轮距mm
整备质量kg
满载质量kg
数值
2636
1544
1500
1947
前轮载荷kg
轮载荷kg
空载高度mm
轮胎规格
备胎尺寸
1184kg
790kg
1635mm
22560R70
T16580D17
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图21 麦弗逊式悬架简图
独立悬架相较麦弗逊式悬架紧凑型轿车明显优势结构紧凑占空间少制造费低廉占横空间单元里放置零部件导机构减震装置集聚起构造车身前部板布置发动机定便利性
外麦弗逊式悬架具备外优点：（1）麦弗逊式悬架螺旋弹簧行程较增加缓力（2）铰接点相悬架较少（3）悬架里间铰点距离较铰点车轮接面两点间距离较便铰点处受力减（4）汽车颠簸路面行驶稳定性减少轮胎磨损麦弗逊式悬架前束车轮外倾角轮距设计没改变
22弹性元件
弹性元件作悬架部件常见类型4种分钢板弹簧螺旋弹簧扭杆弹簧空气弹簧弹性元件突然加速度击转化相减缓加速度击简单说弹性元件减缓面车身造成击重作坐员安全性舒适性充分保障承载货物破坏概率降低弹性元件发挥作前提减震元件两者分离配备零件时弹性元件减震元件需时配备正震动汽车发生震动文设计选择螺旋弹簧
23减震元件
减震元件务汽车减缓震动汽车悬架系统中液力减震器采普遍工作原理汽车行驶程中车架车桥间发生相运动时减震器活塞移动减震器腔油液便反复腔孔隙流入腔时孔壁油液间摩擦油液分子间摩擦震动形成阻尼力汽车震动量转化油液热减震器吸收散发气中[9]悬架中减震元件作抑制弹簧吸震产生震动增强面摩擦力外减缓路面车厢击汽车中减震器缺部件弹簧元件减震元件作相互减震器汽车行驶凹凸路面时起抑制弹簧跳跃作弹簧身复运动妨碍吸震弹簧旧滤路面震动文设计选择支柱式双筒减震器
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24传力构件导机构
汽车操稳定性目前悬架系统设计需着重考虑问题悬架设计中车轮发生车架车身相跳动时运动轨迹应符合定求悬架系统中传力构件作车轮发生车架车身相运动时车轮行驶定运动轨迹起着导作传动构件导机构前悬挂麦弗逊式悬架导机构求表22
表22 悬架导机构设计求表
悬架载荷变化时
（1）保证轮距变化超±40mm轮距变化会引起轮胎早期磨损
（2）前轮定位参数合理变化特性车轮应产生加速度
汽车转弯行驶时
车身侧倾角0．4g侧加速度作车身侧倾角6°～7°车轮车身倾斜增强足转效应
汽车制动时
车身应抗前俯作加速时抗仰作
25横稳定器
横稳定器麦弗逊式悬架中起辅助作名辅助弹性元件原理汽车行驶程中车轮侧外侧相位移较尤前轮受身刚性限制发生倾斜时横稳定杆解决车轮侧遇障碍物时发生剧烈跳动问题横稳定杆类似U字杆件装配中U型两端车轮进行刚性连接防止汽车车身产生幅度倾斜
3 悬架系统特征参数计算校核
31悬架静挠度
悬架静挠度fc指汽车满载静止时悬架载荷Fw时悬架刚度C
fcFwC （式31）
固频率汽车悬架簧质量关检验汽车行驶性效参数属现代汽车吉普指南者质量分配系数
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ε1前轴车身两点没联系文中前悬挂中前轴车身部分固频率n
n12πCms（式32）
式32中C悬架刚度（Nmm）ms悬架簧载质量（kg）
求悬架垂直刚度必须先求出悬架簧载质量msms通满载时前轮轴荷减前轮非簧载质量出
ms12m前轮轴荷m前轮非簧载质量 （式33）
设计中需满足汽车较行驶性操稳定性求类型现代汽车中非簧载质量相簧载质量取值取悬架非簧载质量50千克吉普指南者基参数：
满载时：m前轮轴荷1974×601184kg（式34）
数代入（式33）ms12118450567kg（式35）
数代入（式32）悬架刚度C3320Nmm
（式31）知悬架静挠度fcm前轮轴荷g2C（g981ms2）计算悬架静挠度fc165mm表31设计符合汽车行驶性求
表31汽车悬架静挠度fc动挠度fd偏频n
车型
参数
满载静挠度fcmm
满载动挠度fdmm
满载时偏频nHz
中低级轿车
120～240
80～110
10～14
客车
70～150
50～80
13～18
货车
60～110
60～90
15～22
越野车
60～130
70～130
14～20
32悬架动挠度
悬架动挠度fd指满载静衡位置开始悬架压缩结构允许变形（通常指缓块压缩度1223）时车轮中心相车架（车身）垂直位移[11]符合设计求悬架动挠度取值足够解决汽车行驶凹凸路面时常出现缓块碰撞问题然刚度悬架定承载负荷中变形量会增加采种悬架偏频减良行驶性般车悬架动挠度静挠度商值应
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05取悬架动挠度等05倍静挠度fd05fc计算fd85mm表31设计符合求
33螺旋弹簧刚度
螺旋弹簧麦弗逊式悬架中作减缓面车身造成击设计中取悬架刚度CS螺旋弹簧0975倍：
CSC0975 （式36）
解CS3303Nmm
弹簧材料选择程中考虑弹簧疲劳极限弹性极限60Si2Mn屈服强度抗拉强度极材料选择性参数表32
表32 60Si2Mn性参数表
性
抗拉强度σb
抗剪强度τ
剪切模量G
伸长率δ
断面收缩率Z
硬度B
数值
1271MPa
740MPa
78500MPa
5
25
321HB
根公式计算螺旋弹簧钢丝直径
d≥16FmaxKCτ（式37）
式中τ弹簧许扭转应力C旋绕—般取值范围4~8初选旋绕8K曲度系数
K4C14C4+0615C（式38）
计算d≥135取弹簧钢丝直径135mm弹簧中Dd×C110mm
弹簧高径bH0D应满足表33：
表33 螺旋弹簧高径求
固定形式
两端回转
端回转端固定
两端固定
高径
b<26
b<37
b<53
设计选择两端回转形式
bH0D20<26（式39）
该设计符合汽车悬架稳定性求
34减震器阻尼系数
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阻尼系数阻尼力作力值阻尼力物理学中称力衰减阻尼力物体受外力作产生振动外力逐渐衰减反作力减震器阻尼系数δ公式：
δ2φcms （式310）
式中φ相阻尼系数振动路面反馈明显阻尼力数值相阻尼系数φ越反振动路面反馈明显通常压缩行程时相阻尼系数φγ值取点伸张行程时相阻尼系数φs取点两者关系φγ025~05φs避免悬架碰撞车架取φγ05φsφs04φγ02φ取两者均值φ03
代入式37δ8332定范围阻尼系数越汽车操作稳定性越高
35侧倾中心高度
悬架侧倾中心高度反映汽车稳态响应前悬架侧倾中心高度增汽车足转增加求悬架侧倾中心高度需确定侧倾中心图31E 点悬架车身连接点活塞杆GE作垂直方运动摆臂GD延长线交点PP点车轮接点N连线交中心轴点W侧倾中心
图31 导杆面投影
悬架侧倾中心高度公式
hwbv2pkcosβ+dtanσ+rs （式 311）
式311中 kc+osinα+βpksinβ+d（式312）
满载情况轮胎尺寸代号22560R17d432mmrs152mm取销倾角β3°°前轮外倾角α1°销倾角σ5°弹簧长度345mm减震器总长
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554mmc+o419mm
根整车参数轮胎断面宽度B225mm车宽长度Ba1819mm
bvBa2B2792mm
已知数计算 k419sin5°+6°600717mm（式313）
p600717×sin3°+43274635mm （式314）
侧倾中心高度
hw792274635600717×cos3°+432tan5°+1524776mm （式315）
前悬架侧倾中心高度取值范围0～120mm满足汽车行驶性安全求
4 CATIA软件中建立悬架三维模型
41DMU运动机构模块简介
CATIA 软件跻身类建模软件中世界属名列前茅英文全称Computergraphics Aided Three Dimensional Interface Application涵盖CADCAECAM等种功[12]CATIA软件然起初应宇航业中三十年发展业绩早已超刚发展时期旧保持持续发展趋势目前汽车制造业机械制造业船舶制造业电器业电子消费品行业等行业中广泛应CATIA类三维软件中属较前软件种模块产品设计制造领域中应受众特航空汽车船舶设计制造领域方面应文应电子样机DMU模块更作企业间竞争力生产力风标CATIA软件中种模块设计适工业领域中种中企业需求包揽化妆品包装设计设计波音747飞机火箭发动机CATIA 强功仅众行业众领域认世界三维软件户中已13000者选择CATIA[13]
CATIA V5R20软件中电子样机技术模块应功9模块：DMU NavigatorDMU空间分析DMU运动机构DMU配件DMU 2D查器DMU Fastening ReviewDMU Composites ReviewDMU优化器DMU公差审查
文采DMU Kinematics——电子样机运动机构简称KIN首先悬架运动部件创建约束施加合理运动副驱动命令实现悬架模拟仿真电子样机运动机构种装配电子样机模型进行机构定义直线曲面者种三维模型均创建运
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动副运动副限定相应条件模型中创建运动副驱动命令实现电子样机模型动态仿真实现仿真程中需输出速度加速度信息仿真中操作干涉分析解运动部件运动范围效途径通KIN实现
42悬架三维模型简化
麦弗逊式悬架进行动态仿真前提建立悬架三维模型首先运CATIA软件零件设计模块悬架运动影响零部件建模例车轮车架螺旋弹簧减震器摆臂横稳定器等运软件中装配设计模块建模零部件进行装配创建动态仿真模型需悬架零部件创建约束施加合理运动副驱动命令实现悬架系统相汽车系统较复杂悬架进行三维建模时影响悬架运动部件省略着重分析影响较部件提高工作效率悬架系统称部件建立模型半通镜完成
43建立悬架模型
431建立轮胎模型
文设计目标中需汽车产生跳动极限转极限时保持汽车行驶性安全性操稳定性车轮悬架设计中缺少部件实现动态模拟仿真创建车轮模型必图41
图41 轮胎建模
轮胎行驶系中作部件取代方面：（1）承载整辆汽车重量（2）增加路面摩擦力汽车通性动力性制动性提高（3）起缓作防止汽车行驶程中受障碍物击振动发生扭转局面（
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4）汽车转行驶产生偏离中心离心力时车轮会产生侧力回正力汽车保持正常行驶影响汽车操稳定性重素
悬架设计中轮胎设计标准严格国家规定汽车设计标准规范吉普指南者轮胎尺寸代号22560R17轮胎参数表41轮胎尺寸参数图解图42
表41 轮胎参数表
轮胎参数
断面宽度B
轮胎直径D
轮辋直径d
断面高度H
参数值
225mm
702mm
432mm
135mm
图42 轮胎尺寸参数图解
432建立螺旋弹簧模型
螺旋弹簧麦弗逊式悬架中功受垂直载荷作螺旋弹簧产生扭转应力弹簧弹性势外界汽车悬架击形成量守恒汽车颠簸路面缓螺旋弹簧建模功体现出螺旋弹簧CATIA三维建模图43二维图图44参数表42
表42 螺旋弹簧参数表
参数
间距
长度
螺旋半径
数值
355mm
345mm
135mm
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图43 螺旋弹簧建模
图44 弹簧二维图
433建立减震器模型
减震器麦弗逊式悬架中弹性元件联安装起达汽车行驶性目二者间存关联弹性元件受击减震器产生振动仿真模拟中减震器运动范围摆动创建螺旋弹簧模型进行动态仿真中需创建减震器三维模型图45二维图图46减震器参数表43
表43 减震器参数表
参数
油缸直径
油缸壁厚
工作直径
工作行程
压缩总长
数值
51mm
27mm
45mm
390mm
554mm
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图45 减震器建模
图46 减震器二维图
434建立三角形摆臂模型
三角形摆臂悬架常摆臂功承载整车身减震器外汽车行驶产生振动时减缓路面带击完备悬架系统离开弹性元件减震器摆臂作需三角形摆臂模型建立起图47二维图图48三角形摆臂参数表44
表44 三角形摆臂参数表
参数
臂宽B
臂长L
臂宽B1
壁厚B2
数值
363mm
412mm
314mm
406mm
图47 三角形摆臂建模
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图48 三角形摆臂二维图
435建立横稳定杆模型
横稳定杆类似U字杆件横置汽车两侧车轮间两端杆头需稳固悬架杆件中间部分通套筒铰接车架原理汽车转弯行驶发生横侧倾时横稳定杆拉动车轮扭转起横稳定作垂直运动时悬架两侧刚度没改变横稳定杆车身发生垂直运动时没发挥作汽车中装横稳定杆转弯行驶时减侧倾角度减缓横角度带振动研究汽车跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性横稳定杆建模悬架仿真必少模型图49二维图图410参数表45
表45 横稳定杆参数
稳定杆横跨度H
1076mm
稳定杆跨度M
216mm
稳定杆安装位置称面距离C
304mm
弯曲半径R
32mm
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图49 横稳定杆建模
图410 横稳定杆二维图
结合述悬架零部件三维模型导入CATIA 产品设计模块中进行装配设计麦弗逊式悬架三维模型图411
图411 悬架三维模型
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5 悬架系统动态仿真
51 DMU运动机构模块中建立动态仿真模型
悬架装配设计图完成创建悬架三维模型动态仿真动态仿真步骤：
1进入数字化装配里DMU运动机构台开装配悬架产品文件开始菜单进入数字化装配DMU运动机构中创建动态仿真前提
2悬架部件创建必约束摆臂端通铰链车架连接外端通球铰链转节连接减振器端车架连接减振器端转节连接车轮受侧力部分横摆臂承受余部分减振器活塞活塞杆承受
3DMU运动机构台创建机构运动副首先INSERT机械装置机械装置树形图创建机构运动副创建机构会动弹出运动副话框机构命令运动副命令程中会根选命令进行话框更新机构建立悬架部件施加合理运动副驱动命令步骤动态仿真尤重设计中悬架摆臂车架相连轴销建立旋转副连接
4定义固定件动态仿真中定义固定件必少重步骤没设计固定件时系统会直接提示创建固定件没固定件动态仿真会正常运行根汽车麦弗逊式悬架特点分析车辆运动整程中车架相悬架说车身动悬架仿真中车架作固定件
5定义驱动命令驱动命令动态仿真模型中取决悬架否正常运动关键步骤DMU运动机构中定义驱动命令两种方法第种第二种直接创建运动副直接定义驱动命令第二种步骤创建运动副双击树形图运动副命令会出现驱动命令话框完成驱动命令设计中悬架动态仿真模型摆臂驱动命令角驱动
6整悬架模型进行动态仿真通输入值悬架样机模型正常运动需注意树形图机械装置度零进行模型运动设计通改变杆件角度长度模拟悬架极限状态运动状况汽车悬架极限状态5种状态
（1） 悬架处然衡状态图51示汽车稳定状态行驶时车轮减震器摆臂没发生改变DMU运动机构中表现0驱动
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图51 悬架衡状态
（2） 悬架处跳左转极限状态车轮减震器受路面影响跳动三角形摆臂受左限位块限制处极限位置图52示轮辋转拉杆间隙16199mm10mm转拉杆足够运动空间摆臂副车架间隙318mm摆臂球头销夹角24993°0～25°间符合摆臂技术求
图52 跳左转极限状态
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（3） 悬架处跳右转极限状态图53示车轮减震器受路面影响跳动三角形摆臂受右限位块限制处极限位置轮辋转拉杆间隙328mm10mm转拉杆足够运动空间摆臂副车架间隙7207mm减震器驱动轴间隙33204mm满足悬架技术求
图53 跳右转极限状态
（4） 悬架处跳右转极限状态图54示轮辋转拉杆间隙36181mm10mm转拉杆足够运动空间减震器跳动极限长度478329mm减震器工作行程390mm满足减震器活塞杆运动空间需求
图54跳右转极限状态
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（5） 悬架处跳左转极限状态图55示轮辋转拉杆间隙25217mm10mm转拉杆足够运动空间
图55跳左转转极限状态
52悬架运动件动态干涉
悬架动态仿真中动态干涉确定悬架设计否合理进步验证方法DMU模块进行动态干涉分析实质指根定义位置文件计算产品产品组动态势体外壳[7]进行动态干涉分析前提悬架三维建模已完成部件三维模型参数数严格汽车设计标准文参考吉普指南者中麦弗逊式悬架数悬架设计动态仿真相辅相成样充分展现动态仿真悬架模型设计作实际CATIA中运零件设计模块悬架11例设计模型悬架动态仿真进行控制说实体悬架修改数直接三维模型中体现出动态仿真反映出产品设计修改动态仿真动态干涉分析时进行样集成设计相传统设计说质量效率提高
悬架进行动态干涉分析车轮减震器三角形摆臂进行动态干涉分析车轮行驶路面时受击会产生剧烈跳动发生跳动某时刻轮罩等部件进行干涉减震器汽车行驶程中汽车底盘零部件发生干涉悬架摆臂会悬架部件发生干涉车轮减振器摆臂运动分进行运动干涉分析必悬架设计中动态干涉分析通车轮减震器摆臂创建包络体完成输出包络体运动部件运动范围运动零部件位置包络体位置相互间没突符合设计求面分输出车轮减震器摆臂包络体图56图57图58
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图56 车轮某参数形成包络体
图57 减震器某参数形成包络体
图58 摆臂某参数形成包络体
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通干涉分析知道运动部件运动程中发生干涉干涉部件进行修改干涉消修改干涉部件分析需重新更新干涉结果保存更新干涉结果保存文件名应选择XML作文件缀
6 结
61文总结
着科学进步汽车交通工具逐渐进入生活高速公路发展交通密度增加提高汽车性安全问题更加关心汽车悬架设计解决汽车性安全问题重举措——悬架行驶性安全性操稳定性密切相关重部件文通CATIA软件零件设计模块悬架设计DMU模块悬架模型动态仿真仅避免传统设计造成力物力浪费通动态仿真模拟汽车跳动转极限汽车安全性进步保障文总结：
1研究吉普指南者悬架设计仿真前阅读量文献解悬架发展结构构成分类电子样机技术CATIADMU运动机构模块进行深入研究
2选吉普指南者前悬架麦弗逊式悬架作文设计容针麦弗逊式悬架结构进行设计参数进行计算校核悬架零部件构建三维建模进行装配建模程中CATIA 软件功模块充分解
3设计悬架程中认真阅读关文务书围绕务书目标完成文写作避免错误方浪费时间精力
62文足处学方
文完成车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性目标汽车悬架动态仿真技术探索重做实纸谈兵需许时间精力完成
力限然努力完成课题中目标否认学术足需改进方希答辩老师教授提出批评改正
参考文献
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附录
New model and simulation of McPherson suspension system for ride control applications
MS FALLAH R BHAT and WF XIE*
Department of Mechanical and Industrial Engineering Concordia University Montreal Quebec Canada
1 Introduction
The McPherson suspension was made in the Ford Motor Company by Earl S McPherson for the first time in 1949 This kind of suspension (Figure 1) is widely employed in many modern vehicles because of its light weight compact size and simple structure Although it can be used for both front and rear suspensions it is usually found in the front of the vehicle
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Figure1 McPherson strut wheel suspension
The main functions of suspension systems are to adequately support the vehicle weight to provide effective isolation of the chassis against road excitation to maintain the wheels in appropriate position on the road surface and to keep tire contact with the ground Hence the wheel suspension characteristics are important to enhance the handling performance and ride quality of the car to minimize the forces transmitted to the body and also to reduce the noise Conventionally suspension designers encounter conflicting requirements of the road holding and passenger comfort While in primary vehicle suspensions the geometric and dynamical properties of the suspension structure would be chosen by compromising some of those criteria in modern suspension structures a fully active or semiactive device is incorporated to meet these conflicting requirements
Based on a simplified two degreeoffreedom (DOF) quartercar model referred to as a conventional model in this paper various semiactive and active control algorithms have been developed to improve the ride quality (passenger comfort) and handling performance However it should be noted that without considering the effect of the suspension kinematics and related linkage the simple model may not be significantly effective Thus the need for an accurate model of the McPherson suspension system to study the impact of suspension kinematics on the dynamic behavior of the system becomes increasingly important for ride control design
Another shortcoming of the conventional suspension model is that it cannot facilitate the evaluation of the effect of variation of the kinematic parameters which is useful in improving the stability and handling performances of the vehicle Some of those parameters that play an important role in chassis design are camber angle kingpin angle caster angle and track Camber angle alterations increase tire wear and produce lateral forces acting on the wheel causing the vehicle to steer to one side Variations of kingpin and
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caster angles affect the selfaligning torques and consequently affect the stability and handling of the vehicle when wheels bounce or rebound When the wheels travel on a rough road the track changes cause the rolling tire to slip producing lateral forces and even influencing the steering To sum up proper kinematic parameter performance ensures greater driving safety easier steering longer tire life the greater fuel economy less steering and less strain in suspension components
In spite of a variety of control strategies proposed in the literature for ride improvement the modeling of suspension such as McPherson suspension to facilitate the study of its kinematic parameter variations is rare For example To consider a model of suspension system and designed a nonlinear control strategy to improve the ride quality of the car their model is not suitable for tracking of the suspension kinematic parameters Proposed three nonlinear models for the McPherson suspension in order to analysis the nonlinear dynamical behavior JONSSON carried out a finite element analysis for assessing the deformation of the components of this structure A spatial model of the McPherson suspension to conduct kinematic and dynamic analysis was formulated by FALLAH SUHChen used a threedimensional (3D) model of the McPherson suspension to estimate its dynamic parameters These models would be appropriate to analysis the structure but are not sufficient for ride control design In addition Kim tried to identify the parameters of the conventional model based on a 3D model of the McPherson suspension developed in ADAMS software Proposed a new model of the McPherson suspension for control purposes but this model is simplified as the structure of the spindle has not been taken into consideration Hence based on the cited models it is impossible or difficult to study the handling performance subjected to kinematic parameter variations in active and passive situations and under different types of controllers
One of the disadvantages of the McPherson suspension is its less poor kinematic characteristics compared to other types of suspensions For example the track change adversely affects the body roll central variation during wheel travelling Moreover camber angle does not show a good performance of alterations in switching of bounce and jounce of wheel travel In order to improve the ride quality and to optimize the performance of the kinematic parameters subjected to a ride control force at the same time a comprehensive model of the McPherson strut wheel suspension system with spindle properties is proposed and discussed in the present study The model considers the kinematic properties the vertical acceleration of the sprung mass and the motions of the no sprung mass subjected to control arm connection In addition it includes physical characteristics of the spindle such as mass and inertia moment With this model it is convenient to observe the improvement of ride quality and the variation of suspension kinematic par
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ameters such as camber angle kingpin angle caster angle and track subjected to control actuation force
The paper is arranged as follows Section 1 introduces the idea discussed in this paper and presents a literature review In Section 2 a new mathematical model of the McPherson suspension is developed The kinematic relations and constraints of the mechanism are derived using displacement matrices method while structure nonlinear equations of motion are derived by one’s method Subsequently the new model is modified for semiactive ride control applications In Section 3 the conventional linear and nonlinear model performances are compared Section 4 introduces the suspension simulation of ADAMS Section 5 is the summary
2 New model of McPherson suspension for active ride control applications
A McPherson suspension shown in Figure 2 consists of control arm spindle and piston rod and strut including spring and damper The control arm is connected to the chassis with a rotational joint A spherical joint connects the control arm and the spindle Wheels are installed on the strut’s spindle A cylindrical joint connects the strut to the piston rod The piston rod is connected to the chassis with a spherical joint A spring and damper are installed between the strut and the chassis along the piston rod to absorb the vibration and shock caused by a bumpy road
Figure2 Schematic of the McPherson strut suspension
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A twodimensional model (2D) of the McPherson suspension system is shown in Figure 3 formed of a quartercar body a spindle and a tire a helical spring control arm and a load disturbance Considering the joint between the strut and the car body at point D as a bushing and the mass of the strut it has three DOF However if the mass of the strut is ignored and the bushing is assumed to be a pin joint it has two DOF including the vertical displacement of the sprung mass and the rotational motion of the control arm Link CD shows the strut and link AB depicts the control arm which is modeled as a rod The rotary joint connecting control arm and chassis is modeled as a rotational joint at point B This model is more general than the conventional model and is more accurate than that which was proposed In the model the structure of the spindle which is important in the definition of the suspension kinematic parameters is ignored They also assumed that the control arm and strut are connected together at one point whereas in the McPherson suspension system there is no connection between control arm and strut at any point
The detailed assumptions made in this model are as follows
(1) The sprung mass has only vertical displacement and the motion of the body in other directions is zero
(2) The no spring mass (spindle and tire) is connected to the car body through the damper and spring and through the control arm
(3) The values of ZSand θare measured from the static equilibrium position and are considered as a generalized coordinates
(4) The camber angle is assumed to be zero when the suspension system is at static equilibrium
(5) Compared to other links the mass of the strut is negligible
(6) The coil spring deflection the tire deflection and the damping force are assumed to be linear
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Figure3 Model of McPherson suspension
3 Comparison of the conventional and the new model
Representing the two dominant modes of a quartercar model the conventional model is composed of two lumped masses connected via a spring and a damper and the tire stiffness This model shown in Figure 4 considers the vertical motions of the sprung (vehicle body) and the no spring (wheel) masses In order to compare the linear and conventional models the frequency responses are plotted in Figures5 with values taken from ADAMS software
Figure4 Conventional quartercar model
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Figure5 Frequency responses of the new model (Case 2) and the conventional model
In the conventional model the output variables are the displacement of the sprung mass ZSand no spring mass ZU The new model is more accurate than the conventional model unless the angle between strut and vertical axes is zero where in the models will be identical The output variable compared between two models is in terms of the displacement of the sprung mass ZS
This frequency analysis shows that the conventional model could be a good approximation of the McPherson suspension in terms of the vehicle ride quality due to its simple structure Kim developed a 3D model of the McPherson suspension system in ADAMS software and compared its time response to that of the conventional model and concluded that both time responses are analogous Similarly the result of the new developed model is matching both conventional and 3D models
4 Suspension simulation based on ADAMS
In order to verify variations of the kinematic parameters a virtual prototype of the McPherson suspension based on the key point positions and dynamic properties is developed in ADAMSChassis software package as shown in Figure 6 ADAMS is commercialbody dynamic analysis software that provides a virtual atmosphere similar to that of the actual system In the Figure the connections between strut and car body and also between control arm and car body are through bushings A tie rod the link which connects steering gear to front wheel is considered as we
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ll And the road input is given at the rightside wheel
Figure6 A virtual prototype of the McPherson suspension system in ADAMS
5 Conclusion
A new nonlinear model of the McPherson suspension is proposed and equations of motion are derived This model provides one more extra DOF than the conventional model where the bushing and mass of strut are taken into account From the simulation results it is seen that the frequency responses of conventional and liner new model are similar under a specific case namely where the angle of strut with respect to the vertical to the road is zero and the strut and tire are connected together at the central of the wheel The new model is more accurate than the conventional model where structure of suspension and wheel rotation resulting from kinematics of the system is considered In addition the new model allows investigation of the kinematic parameters which was difficult or impossible in the previous ride control implementation models The nonlinear and linear responses of the model are investigated and shown to have a small discrepancy between them As a result it can be concluded that while both the conventional and new models have similar ride performance regarding passenger comfort the new proposed model allows the observations of the behavior of the suspension kinematic characteristics which are important in enhancement of the handling of the vehicleunder rough road disturbances It is also concluded that the effect of a certain active force on the ride quality is less than that of semiactive force but the former is better in improving the stability of the vehicle in terms of the performance of the kinematic parameters Finally the model is verified by comparing it with a 3D model developed in ADAMS software
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and shown that the 2D linear model represents a logical approximation of real structure
麦弗逊式悬架系统新模型仿真分析
MS法拉赫R巴特WF谢
加魁北克省蒙特利尔康卡迪亚学机械工业工程系
1前言
1949年麦弗逊式悬架第次制作伯爵麦克弗森福特汽车公司制作完成麦弗逊式悬架重量轻体积结构简单等优点现代汽车中广泛应图1然前悬架常车辆前悬挂
图1麦弗逊式支撑轮悬架
悬架系统功充分支撑车辆重量效隔离底盘防止路面激励保持车轮路面适位置保持轮胎面接触车轮悬挂特性提高汽车操性坐舒适减传递车身力降低噪声具重意义传统意义中悬架设计员遇路面性客舒适性矛盾问题车辆悬架中悬架结构动力学特性通折衷中标准选择现代悬架结构中满足相互突求采全动悬架装置半动悬架装置
简化二度四分轿车模型（文称常规模型）基础开发种半动动控制算法提高坐质量（客舒适性）操性需注意果考虑悬架运动学相关连杆机构影响简单模型会显著效果麦弗逊悬架系统进行精确建模研究悬架运动学系统动力学行影响性控制设计显越越重
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传统悬架模型缺点方便知道运动参数变化影响利提高车辆稳定性操性底盘设计中起重作参数外倾角销倾角倾角轮距外倾角改变会增加轮胎磨损产生作车轮侧力车辆转侧销销倾角变化会影响准扭矩影响车轮弹跳回弹时车辆稳定性操性车轮崎岖道路行驶时轮距变化会导致滚动轮胎滑产生侧力甚影响转综述适运动参数性确保更高驾驶安全性相容易转拥较长轮胎寿命燃油济性较高转较少悬架部件应变
次提出种样控制策略改善性少悬架（麦弗逊悬架）进行建模便研究运动参数变化考虑悬架系统模型设计种非线性控制策略提高汽车性模型适悬架运动参数踪分析麦弗逊悬架非线性动力学行提出两种非线性模型进行限元分析评估该结构构件变形文中建立麦弗逊式悬架空间模型进行运动学动力学分析麦弗逊式悬架三维模型估计动态参数模型适合分析结构足进行行驶控制设计外ADAMS软件开发麦弗逊式悬架三维模型基础尝试传统模型参数进行辨识提出种新控制麦弗逊悬架模型没考虑轴结构该模型简化基引模型动动情况类型控制器研究运动参数变化操性影响者较困难
麦弗逊悬架缺点类型悬架相运动特性较差例车轮行驶程中轮距变化会车身侧倾中心变化产生利影响外外倾角车轮行程弹跳振动切换方面没表现出良变化性提高性时优化性控制力作运动参数性提出讨具轴特性麦弗逊支重轮悬架系统综合模型该模型考虑控制臂连接时簧载质量运动特性垂直加速度非簧载质量运动外包括轴物理特性质量惯性矩利该模型方便观察外倾角销角销倾角轨道等悬架运动参数控制驱动力作变化悬架性改善
文容：第章介绍文研究思路相关文献进行综述第二章建立麦弗逊悬架数学模型针半动性控制应新模型进行改进第三章中较传统线性模型性第四节介绍ADAMS悬架仿真第五节总结
2动性控制新型麦弗逊式悬架
图2中示麦弗逊式悬架控制臂轴活塞杆包括弹簧减震器支柱组成控制臂通旋转接头连接底盘球形接头连接控制臂轴车轮安装支柱轴圆柱接头支柱连接活塞杆活塞杆通球形接头连接底盘支柱底盘间活塞杆安装弹簧减震器吸收颠簸路面引起振动击
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图2麦弗逊支柱悬架示意图
麦弗逊悬架系统二维模型图3示四分车体轴轮胎螺旋弹簧控制臂负载扰动组成考虑支柱车体D点处连接衬套支柱质量三度果忽略支柱质量假设衬套销接头两度包括弹簧质量垂直位移控制臂旋转运动线CD显示支柱线AB显示控制臂控制臂建模根杆连接控制臂底盘旋转关节建模B点处旋转关节该模型传统模型更通提出模型更精确该模型中忽略轴结构轴结构确定悬架运动参数重素假设控制臂支柱点连接起麦弗逊悬架系统中控制臂支柱点没连接
该模型中详细假设：
(1) 簧载质量垂直位移物体方运动零
(2) 非簧载质量（轴轮胎）通减震器弹簧控制臂连接车身
(3) ZSθ值静态衡位置测视广义坐标
(4) 悬架系统处静态衡时外倾角假定零
(5) 杆件相支柱质量忽略计
(6) 假设螺旋弹簧挠度轮胎挠度阻尼力线性
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图3麦弗逊式悬架模型
3传统模式新模式较
传统模型两集中质量块通弹簧阻尼器连接轮胎刚度组成代表四分车模型两种模式图4示模型考虑弹簧（车身）没弹簧（车轮）质量垂直运动较线性模型传统模型图5绘制频率响应图数值取ADAMS软件
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图4 常规四分车模型
图5 新模型（案例2）传统模型频率响应
传统模型中输出变量簧载质量ZS簧载质量ZU位移新模型传统模型更精确非支柱垂直轴间夹角零模型中夹角相两种模型输出变量较簧载质量ZS位移
频率响应图分析表明传统模型结构简单逼麦弗逊悬架性ADAMS软件中建立麦弗逊式悬架系统三维模型传统模型时间响应进行较出两者时间响应相似结样新开发模型结果传统模型三维模型匹配
4基ADAMS悬架仿真
验证运动参数变化ADAMSChassis软件中开发基关键点位置动力学特性麦弗逊式悬架虚拟样机图6示ADAMS商业化体动力学分析软件提供实际系统相似虚拟环境图中支柱车身间控制臂车身间连接通衬套连接横拉杆连接转器前轮连杆道路输入右侧车轮处
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图6ADAMS麦弗逊悬架系统虚拟样机
5结
文提出种新麦弗逊悬架非线性模型该模型传统模型提供额外度中考虑衬套支柱质量仿真结果出特定情况传统模型线性模型频率响应相似支杆相路面垂直角零支杆轮胎车轮中心连接起新模型传统模型更精确该模型考虑系统运动学引起悬架结构车轮转动外新模型允许运动参数进行研究前行驶控制实现模型中较困难研究该模型非线性线性响应发现间差异较结果表明然传统模型新模型客舒适性方面具相似坐性新模型允许观察悬架运动特性行提高车辆崎岖路面扰动操性具重意义研究表明定动力汽车性影响半动力运动参数性动力汽车性改善效果更通ADAMS软件开发三维模型较验证该模型正确性表明该二维线性模型代表真实结构逻辑似
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吉普指南者悬架系统设计仿真
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吉普指南者悬架系统设计仿真
摘
悬架影响汽车操稳定性行驶性重部件开发设计水作影响尤重传统悬架设计仅周期长成高悬架设计加入电子样机技术汽车悬架进行动态仿真种避免浪费力物力效方法
文首先述悬架发展程动态仿真发展现状针麦弗逊式悬架进行结构设计悬架系统参数计算校核利CATIA软件零件设计模块建立简化三维模型建模零件导入装配设计模块中进行装配基础装配图部件施加合理约束运动副驱动命令完成麦弗逊式悬架动态仿真DMU运动机构基础仿真进行动态干涉创建关键部件包络体仿真中证明行驶程中车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性
关键词：麦弗逊式悬架 CATIA软件 动态仿真
Design and Simulation of jeep guider suspension system
Abstract
Suspension is an important part that affects vehicle handling stability and ride comfort Its development and design level is particularly important for its role The traditional design not only has a long cyclebut also has high cost It is an effective way to avoid wasting human and material resources to add electronic prototype technology into suspension design to carry out dynamic simulation of automobile suspension
This paper first discuss the development process of suspension and the development status of dynamic simulationdesigns the structure of McPherson suspension calculates and checks the main parameters of suspension threedimensional model with the part design module of CATIA
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softwareand import the modeled parts into the assembly design module for assembly On this basics the main components of the assembly drawing are subject to reasonable constraints and driving are command to complete the dynamic simulation of the McPherson suspension and then the dynamic interference of the simulation is carry out on the basics of DMU motion mechanism to create the envelop of the key components In addition it is prove in the process of driving the vehicle running safety and handing stability can be guaranteed within the range of vehicle jumping limit and steering limit
Key Words McPhersonsuspension CATIA software Dynamic simulation
目录
1前言 1
11文研究背景研究意义 1
12汽车悬架动态仿真技术发展现状 2
13文研究容目标 3
2悬架系统结构设计 5
21麦弗逊式悬架 5
22弹性元件 6
23减震元件 6
24传力构件导机构 6
25横稳定器 7
3 悬架系统特征参数计算校核 8
31悬架静挠度 8
32悬架动挠度 9
33螺旋弹簧刚度 9
34减震器阻尼系数 10
35侧倾中心高度 10
4 CATIA软件中建立悬架三维模型 12
41 DMU运动机构模块简介 12
42悬架三维模型简化 12
431建立轮胎模型 13
432建立螺旋弹簧模型 14
433建立减震器模型 15
434建立三角形摆臂模型 16
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435建立横稳定杆模型 17
5 悬架系统动态仿真 19
51 DMU运动机构模块中建立动态仿真模型 19
52悬架运动件动态干涉 22
6 结 25
61文总结 25
62文足处学方 25
参考文献 26
致谢 27
附录 28
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1前言
11文研究背景研究意义
悬架发展道路循序渐进程16世纪开始类解决行驶颠簸道路时车厢剧烈晃动问题车厢悬挂4根柱子车厢车轮分离开真正弹簧系统避免车轮受击传递车厢渐渐皮带式悬架淘汰新出现半椭圆弹簧设计更符合时需求应四轮马车着高速公路发展类相继开发设计出更加舒适悬架系统
国悬架研究工作始19世纪90年代发展悬架研究工作已重突破国代表吉林学清华学济学等学教授研究悬架系统发展工作中花费量时间精力国悬架设计工作增砖添瓦促进工业发展吉林学双聘院士郭孔辉教授汽车操动力学书中着重侧力力横力陈述悬架系统运动学影响汽车行驶性操稳定性车轮定位参数进行详细描述[1]海交通学喻博士编写汽车系统动力学通运系统方法现代控制理结合汽车工程实例悬架系统控制车辆操稳定性进行深入研究书中具体描述悬架系统驱动动力学制动动力学等方面知识[2]西南交通学丁渭博士编写汽车CAE技术书中解悬架系统开发设计流程试制检验标准事项书中着重介绍计算机辅助设计悬架系统开发重性[3]
汽车安全性舒适性程度取决悬架设计开发水悬架作弹性连接车架车轮传递车架车轮力力矩车身受击时减缓击带振动悬架系统设计坏仅汽车行驶性操稳定性重影响汽车重量轮胎磨损车身路面产生程度振动重意义结合述悬架设计开发成现代汽车开发环节环关系汽车行驶程中直观感受传统悬架设计程需设计试制试验定型程缓慢步进行整程中流程停滞流程法继续减缓设计效率然满足悬架设计求成高时间耗费长精度够高[4]着科技进步传统悬架设计法满足日渐进步设计求加快悬架开发周期降低开发成必须引进新悬架开发设计技术
基CATIA悬架设计传统方法设计改进吉普指南者前悬架进行三维建模
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DMU模块进行动态仿真干涉分析达设计目标求相传统设计种更完善设计方法吉普指南者整车参数作基础麦弗逊式悬架进行初阶段结构设计悬架参数进行计算校核麦弗逊式悬架满足设计求
次课题目完成车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶性安全性操稳定性设计目标提高汽车悬架仿真技术认识21世纪类汽车性追求越越高悬架设计愈渐繁琐复杂悬架开发设计众工业领域中企业脱颖出成企业加竞争力重手段汽车悬架开发设计初传统手工制图三维建模历概念设计试制检验修正步步繁琐程逼真模拟仿真技术发展程仿真技术没发展起前汽车悬架设计开发时段甚样车生产出检验悬架否符合设计求者满足顾客实际求符合求悬架次重新设计试制检验样设计方法仅浪费量力物力定符合设计求竞争中处利位置悬架动态仿真技术工业领域中应必然趋势
12汽车悬架动态仿真技术发展现状
追求完美直类奋斗目标悬架正类追求坐更加舒适汽车出现18世纪70年代马车应叶片弹簧取专利直20世纪30年代螺旋弹簧出现叶片弹簧淘汰悬架出现意味着汽车发展扭杆弹簧气体弹簧橡胶弹簧钢板弹簧等弹性元件陆续出现直1934年出现世界第拥螺旋弹簧动悬架[5]动悬架设计够完善遇较复杂路面情况难避免产生剧烈震动直出现非线性刚度弹簧种缺陷克服动悬架设计根验优化设计行驶程中参数会发生弹性变化较传统机械机构设计然稳路面较行驶效果结构简单机振动理成熟性相价格低廉时广泛应[6]
着交通环境日渐复杂悬架产品性求变越高传统悬架设计难满足社会发展需求舒适性求悬架开发设计水成企业间力竞争竞争中脱颖出产品动态仿真分析必须应工业领域中动态仿真应悬架中采集信息传递数悬架加工处理程仿真重动态仿真程中仿真优化电子样机技术做动态仿真优化分析相互影响程动态仿真仿真分析二者关系密切动态仿真推动信息流程前演进仿真分析检验仿真结果否设计合理重悬架动态仿真技术发展分三阶段叙述[7]
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第阶段CAX软件广泛应20世纪50年代种CADCAM软件出现逐渐应种工业领域中种CAX软件应悬架制造业者工业制造业中时表示已开始现代科技技术应悬架开发设计标志者数字化设计开始
第二阶段悬架开发设计提出推行行工程思想20世纪80年代提出行工程现代科技技术基础传统繁琐悬架开发根性改进区传统产品开发设计种新悬架产品开发思路例DFX技术行工程思想中悬架设计开发详细展现
第三阶段电子样机技术出现社会进步技术日渐更新仿真技术广泛应领域单应领域发展应种工业领域制造业中电子样机技术正发展趋势典型代表
13文研究容目标
根吉普指南者前悬架麦弗逊式悬架进行结构设计悬架系统参数计算校核CATIA软件零件设计模块建立简化悬架三维模型进行装配设计重装配图部件施加合理约束运动副驱动命令完成悬架动态仿真清楚直观观察麦弗逊式悬架运动状况DMU运动机构基础仿真进行动态干涉创建关键部件包络体
具体容研究（1）：
① 结合悬架系统发展历程动态仿真现状明确研究目设计目标
② 悬架螺旋弹簧减震器三角形摆臂导机构进行结构设计
③ 悬架参数计算校核
④ 装配悬架三维模型导入DMU运动机构模块中悬架部件施加合理约束运动副命令驱动实现动态仿真
⑤ 关键构件创建包络体
（2）设计方案确定需考虑容
① 悬架类型选择
② 悬架挠度计算
③ 悬架弹性元件确定
④ 阻尼元件稳定装置设计
文实现目标：汽车行驶程中车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性麦弗逊式悬架部件参数计算校核设计目标合理化装配悬架三维模型图施加合理约束运动副驱动命令实现悬架动态仿真图11文研究容逻辑分析图利CATIA软件悬架设计仿真
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提出问题
根目前现状先进软件理解认识应仿真技术悬架进行运动分析必性
悬架进行运动仿真知识做准备：第CATIA软件应第二悬架运动特点结构组成进行分析
分析问题
熟悉悬架运动理基础计算校核悬架参数建立简化悬架三维模型
应CATIADMU模块悬架运动机构模型进行仿真
解决问题
检验悬架系统设计否符合实际求
图11 悬架设计容逻辑图
2悬架系统结构设计
21麦弗逊式悬架
麦弗逊式种区非独立悬架独立悬架减震器螺旋弹簧防倾杆连接杆控制臂副车架组成悬架系统相麦弗逊式悬架结构简单性布置紧凑占空间少[8]需空间布置求高前置前驱轿车麦弗逊式悬架优选文研究吉普指南者前悬挂麦弗逊式悬架整车参数表21简图图21
表21整车参数
参数
轴距mm
轮距mm
整备质量kg
满载质量kg
数值
2636
1544
1500
1947
前轮载荷kg
轮载荷kg
空载高度mm
轮胎规格
备胎尺寸
1184kg
790kg
1635mm
22560R70
T16580D17
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图21 麦弗逊式悬架简图
独立悬架相较麦弗逊式悬架紧凑型轿车明显优势结构紧凑占空间少制造费低廉占横空间单元里放置零部件导机构减震装置集聚起构造车身前部板布置发动机定便利性
外麦弗逊式悬架具备外优点：（1）麦弗逊式悬架螺旋弹簧行程较增加缓力（2）铰接点相悬架较少（3）悬架里间铰点距离较铰点车轮接面两点间距离较便铰点处受力减（4）汽车颠簸路面行驶稳定性减少轮胎磨损麦弗逊式悬架前束车轮外倾角轮距设计没改变
22弹性元件
弹性元件作悬架部件常见类型4种分钢板弹簧螺旋弹簧扭杆弹簧空气弹簧弹性元件突然加速度击转化相减缓加速度击简单说弹性元件减缓面车身造成击重作坐员安全性舒适性充分保障承载货物破坏概率降低弹性元件发挥作前提减震元件两者分离配备零件时弹性元件减震元件需时配备正震动汽车发生震动文设计选择螺旋弹簧
23减震元件
减震元件务汽车减缓震动汽车悬架系统中液力减震器采普遍工作原理汽车行驶程中车架车桥间发生相运动时减震器活塞移动减震器腔油液便反复腔孔隙流入腔时孔壁油液间摩擦油液分子间摩擦震动形成阻尼力汽车震动量转化油液热减震器吸收散发气中[9]悬架中减震元件作抑制弹簧吸震产生震动增强面摩擦力外减缓路面车厢击汽车中减震器缺部件弹簧元件减震元件作相互减震器汽车行驶凹凸路面时起抑制弹簧跳跃作弹簧身复运动妨碍吸震弹簧旧滤路面震动文设计选择支柱式双筒减震器
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24传力构件导机构
汽车操稳定性目前悬架系统设计需着重考虑问题悬架设计中车轮发生车架车身相跳动时运动轨迹应符合定求悬架系统中传力构件作车轮发生车架车身相运动时车轮行驶定运动轨迹起着导作传动构件导机构前悬挂麦弗逊式悬架导机构求表22
表22 悬架导机构设计求表
悬架载荷变化时
（1）保证轮距变化超±40mm轮距变化会引起轮胎早期磨损
（2）前轮定位参数合理变化特性车轮应产生加速度
汽车转弯行驶时
车身侧倾角0．4g侧加速度作车身侧倾角6°～7°车轮车身倾斜增强足转效应
汽车制动时
车身应抗前俯作加速时抗仰作
25横稳定器
横稳定器麦弗逊式悬架中起辅助作名辅助弹性元件原理汽车行驶程中车轮侧外侧相位移较尤前轮受身刚性限制发生倾斜时横稳定杆解决车轮侧遇障碍物时发生剧烈跳动问题横稳定杆类似U字杆件装配中U型两端车轮进行刚性连接防止汽车车身产生幅度倾斜
3 悬架系统特征参数计算校核
31悬架静挠度
悬架静挠度fc指汽车满载静止时悬架载荷Fw时悬架刚度C
fcFwC （式31）
固频率汽车悬架簧质量关检验汽车行驶性效参数属现代汽车吉普指南者质量分配系数
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ε1前轴车身两点没联系文中前悬挂中前轴车身部分固频率n
n12πCms（式32）
式32中C悬架刚度（Nmm）ms悬架簧载质量（kg）
求悬架垂直刚度必须先求出悬架簧载质量msms通满载时前轮轴荷减前轮非簧载质量出
ms12m前轮轴荷m前轮非簧载质量 （式33）
设计中需满足汽车较行驶性操稳定性求类型现代汽车中非簧载质量相簧载质量取值取悬架非簧载质量50千克吉普指南者基参数：
满载时：m前轮轴荷1974×601184kg（式34）
数代入（式33）ms12118450567kg（式35）
数代入（式32）悬架刚度C3320Nmm
（式31）知悬架静挠度fcm前轮轴荷g2C（g981ms2）计算悬架静挠度fc165mm表31设计符合汽车行驶性求
表31汽车悬架静挠度fc动挠度fd偏频n
车型
参数
满载静挠度fcmm
满载动挠度fdmm
满载时偏频nHz
中低级轿车
120～240
80～110
10～14
客车
70～150
50～80
13～18
货车
60～110
60～90
15～22
越野车
60～130
70～130
14～20
32悬架动挠度
悬架动挠度fd指满载静衡位置开始悬架压缩结构允许变形（通常指缓块压缩度1223）时车轮中心相车架（车身）垂直位移[11]符合设计求悬架动挠度取值足够解决汽车行驶凹凸路面时常出现缓块碰撞问题然刚度悬架定承载负荷中变形量会增加采种悬架偏频减良行驶性般车悬架动挠度静挠度商值应
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05取悬架动挠度等05倍静挠度fd05fc计算fd85mm表31设计符合求
33螺旋弹簧刚度
螺旋弹簧麦弗逊式悬架中作减缓面车身造成击设计中取悬架刚度CS螺旋弹簧0975倍：
CSC0975 （式36）
解CS3303Nmm
弹簧材料选择程中考虑弹簧疲劳极限弹性极限60Si2Mn屈服强度抗拉强度极材料选择性参数表32
表32 60Si2Mn性参数表
性
抗拉强度σb
抗剪强度τ
剪切模量G
伸长率δ
断面收缩率Z
硬度B
数值
1271MPa
740MPa
78500MPa
5
25
321HB
根公式计算螺旋弹簧钢丝直径
d≥16FmaxKCτ（式37）
式中τ弹簧许扭转应力C旋绕—般取值范围4~8初选旋绕8K曲度系数
K4C14C4+0615C（式38）
计算d≥135取弹簧钢丝直径135mm弹簧中Dd×C110mm
弹簧高径bH0D应满足表33：
表33 螺旋弹簧高径求
固定形式
两端回转
端回转端固定
两端固定
高径
b<26
b<37
b<53
设计选择两端回转形式
bH0D20<26（式39）
该设计符合汽车悬架稳定性求
34减震器阻尼系数
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阻尼系数阻尼力作力值阻尼力物理学中称力衰减阻尼力物体受外力作产生振动外力逐渐衰减反作力减震器阻尼系数δ公式：
δ2φcms （式310）
式中φ相阻尼系数振动路面反馈明显阻尼力数值相阻尼系数φ越反振动路面反馈明显通常压缩行程时相阻尼系数φγ值取点伸张行程时相阻尼系数φs取点两者关系φγ025~05φs避免悬架碰撞车架取φγ05φsφs04φγ02φ取两者均值φ03
代入式37δ8332定范围阻尼系数越汽车操作稳定性越高
35侧倾中心高度
悬架侧倾中心高度反映汽车稳态响应前悬架侧倾中心高度增汽车足转增加求悬架侧倾中心高度需确定侧倾中心图31E 点悬架车身连接点活塞杆GE作垂直方运动摆臂GD延长线交点PP点车轮接点N连线交中心轴点W侧倾中心
图31 导杆面投影
悬架侧倾中心高度公式
hwbv2pkcosβ+dtanσ+rs （式 311）
式311中 kc+osinα+βpksinβ+d（式312）
满载情况轮胎尺寸代号22560R17d432mmrs152mm取销倾角β3°°前轮外倾角α1°销倾角σ5°弹簧长度345mm减震器总长
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554mmc+o419mm
根整车参数轮胎断面宽度B225mm车宽长度Ba1819mm
bvBa2B2792mm
已知数计算 k419sin5°+6°600717mm（式313）
p600717×sin3°+43274635mm （式314）
侧倾中心高度
hw792274635600717×cos3°+432tan5°+1524776mm （式315）
前悬架侧倾中心高度取值范围0～120mm满足汽车行驶性安全求
4 CATIA软件中建立悬架三维模型
41DMU运动机构模块简介
CATIA 软件跻身类建模软件中世界属名列前茅英文全称Computergraphics Aided Three Dimensional Interface Application涵盖CADCAECAM等种功[12]CATIA软件然起初应宇航业中三十年发展业绩早已超刚发展时期旧保持持续发展趋势目前汽车制造业机械制造业船舶制造业电器业电子消费品行业等行业中广泛应CATIA类三维软件中属较前软件种模块产品设计制造领域中应受众特航空汽车船舶设计制造领域方面应文应电子样机DMU模块更作企业间竞争力生产力风标CATIA软件中种模块设计适工业领域中种中企业需求包揽化妆品包装设计设计波音747飞机火箭发动机CATIA 强功仅众行业众领域认世界三维软件户中已13000者选择CATIA[13]
CATIA V5R20软件中电子样机技术模块应功9模块：DMU NavigatorDMU空间分析DMU运动机构DMU配件DMU 2D查器DMU Fastening ReviewDMU Composites ReviewDMU优化器DMU公差审查
文采DMU Kinematics——电子样机运动机构简称KIN首先悬架运动部件创建约束施加合理运动副驱动命令实现悬架模拟仿真电子样机运动机构种装配电子样机模型进行机构定义直线曲面者种三维模型均创建运
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动副运动副限定相应条件模型中创建运动副驱动命令实现电子样机模型动态仿真实现仿真程中需输出速度加速度信息仿真中操作干涉分析解运动部件运动范围效途径通KIN实现
42悬架三维模型简化
麦弗逊式悬架进行动态仿真前提建立悬架三维模型首先运CATIA软件零件设计模块悬架运动影响零部件建模例车轮车架螺旋弹簧减震器摆臂横稳定器等运软件中装配设计模块建模零部件进行装配创建动态仿真模型需悬架零部件创建约束施加合理运动副驱动命令实现悬架系统相汽车系统较复杂悬架进行三维建模时影响悬架运动部件省略着重分析影响较部件提高工作效率悬架系统称部件建立模型半通镜完成
43建立悬架模型
431建立轮胎模型
文设计目标中需汽车产生跳动极限转极限时保持汽车行驶性安全性操稳定性车轮悬架设计中缺少部件实现动态模拟仿真创建车轮模型必图41
图41 轮胎建模
轮胎行驶系中作部件取代方面：（1）承载整辆汽车重量（2）增加路面摩擦力汽车通性动力性制动性提高（3）起缓作防止汽车行驶程中受障碍物击振动发生扭转局面（
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4）汽车转行驶产生偏离中心离心力时车轮会产生侧力回正力汽车保持正常行驶影响汽车操稳定性重素
悬架设计中轮胎设计标准严格国家规定汽车设计标准规范吉普指南者轮胎尺寸代号22560R17轮胎参数表41轮胎尺寸参数图解图42
表41 轮胎参数表
轮胎参数
断面宽度B
轮胎直径D
轮辋直径d
断面高度H
参数值
225mm
702mm
432mm
135mm
图42 轮胎尺寸参数图解
432建立螺旋弹簧模型
螺旋弹簧麦弗逊式悬架中功受垂直载荷作螺旋弹簧产生扭转应力弹簧弹性势外界汽车悬架击形成量守恒汽车颠簸路面缓螺旋弹簧建模功体现出螺旋弹簧CATIA三维建模图43二维图图44参数表42
表42 螺旋弹簧参数表
参数
间距
长度
螺旋半径
数值
355mm
345mm
135mm
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图43 螺旋弹簧建模
图44 弹簧二维图
433建立减震器模型
减震器麦弗逊式悬架中弹性元件联安装起达汽车行驶性目二者间存关联弹性元件受击减震器产生振动仿真模拟中减震器运动范围摆动创建螺旋弹簧模型进行动态仿真中需创建减震器三维模型图45二维图图46减震器参数表43
表43 减震器参数表
参数
油缸直径
油缸壁厚
工作直径
工作行程
压缩总长
数值
51mm
27mm
45mm
390mm
554mm
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图45 减震器建模
图46 减震器二维图
434建立三角形摆臂模型
三角形摆臂悬架常摆臂功承载整车身减震器外汽车行驶产生振动时减缓路面带击完备悬架系统离开弹性元件减震器摆臂作需三角形摆臂模型建立起图47二维图图48三角形摆臂参数表44
表44 三角形摆臂参数表
参数
臂宽B
臂长L
臂宽B1
壁厚B2
数值
363mm
412mm
314mm
406mm
图47 三角形摆臂建模
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图48 三角形摆臂二维图
435建立横稳定杆模型
横稳定杆类似U字杆件横置汽车两侧车轮间两端杆头需稳固悬架杆件中间部分通套筒铰接车架原理汽车转弯行驶发生横侧倾时横稳定杆拉动车轮扭转起横稳定作垂直运动时悬架两侧刚度没改变横稳定杆车身发生垂直运动时没发挥作汽车中装横稳定杆转弯行驶时减侧倾角度减缓横角度带振动研究汽车跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性横稳定杆建模悬架仿真必少模型图49二维图图410参数表45
表45 横稳定杆参数
稳定杆横跨度H
1076mm
稳定杆跨度M
216mm
稳定杆安装位置称面距离C
304mm
弯曲半径R
32mm
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图49 横稳定杆建模
图410 横稳定杆二维图
结合述悬架零部件三维模型导入CATIA 产品设计模块中进行装配设计麦弗逊式悬架三维模型图411
图411 悬架三维模型
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5 悬架系统动态仿真
51 DMU运动机构模块中建立动态仿真模型
悬架装配设计图完成创建悬架三维模型动态仿真动态仿真步骤：
1进入数字化装配里DMU运动机构台开装配悬架产品文件开始菜单进入数字化装配DMU运动机构中创建动态仿真前提
2悬架部件创建必约束摆臂端通铰链车架连接外端通球铰链转节连接减振器端车架连接减振器端转节连接车轮受侧力部分横摆臂承受余部分减振器活塞活塞杆承受
3DMU运动机构台创建机构运动副首先INSERT机械装置机械装置树形图创建机构运动副创建机构会动弹出运动副话框机构命令运动副命令程中会根选命令进行话框更新机构建立悬架部件施加合理运动副驱动命令步骤动态仿真尤重设计中悬架摆臂车架相连轴销建立旋转副连接
4定义固定件动态仿真中定义固定件必少重步骤没设计固定件时系统会直接提示创建固定件没固定件动态仿真会正常运行根汽车麦弗逊式悬架特点分析车辆运动整程中车架相悬架说车身动悬架仿真中车架作固定件
5定义驱动命令驱动命令动态仿真模型中取决悬架否正常运动关键步骤DMU运动机构中定义驱动命令两种方法第种第二种直接创建运动副直接定义驱动命令第二种步骤创建运动副双击树形图运动副命令会出现驱动命令话框完成驱动命令设计中悬架动态仿真模型摆臂驱动命令角驱动
6整悬架模型进行动态仿真通输入值悬架样机模型正常运动需注意树形图机械装置度零进行模型运动设计通改变杆件角度长度模拟悬架极限状态运动状况汽车悬架极限状态5种状态
（1） 悬架处然衡状态图51示汽车稳定状态行驶时车轮减震器摆臂没发生改变DMU运动机构中表现0驱动
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图51 悬架衡状态
（2） 悬架处跳左转极限状态车轮减震器受路面影响跳动三角形摆臂受左限位块限制处极限位置图52示轮辋转拉杆间隙16199mm10mm转拉杆足够运动空间摆臂副车架间隙318mm摆臂球头销夹角24993°0～25°间符合摆臂技术求
图52 跳左转极限状态
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（3） 悬架处跳右转极限状态图53示车轮减震器受路面影响跳动三角形摆臂受右限位块限制处极限位置轮辋转拉杆间隙328mm10mm转拉杆足够运动空间摆臂副车架间隙7207mm减震器驱动轴间隙33204mm满足悬架技术求
图53 跳右转极限状态
（4） 悬架处跳右转极限状态图54示轮辋转拉杆间隙36181mm10mm转拉杆足够运动空间减震器跳动极限长度478329mm减震器工作行程390mm满足减震器活塞杆运动空间需求
图54跳右转极限状态
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（5） 悬架处跳左转极限状态图55示轮辋转拉杆间隙25217mm10mm转拉杆足够运动空间
图55跳左转转极限状态
52悬架运动件动态干涉
悬架动态仿真中动态干涉确定悬架设计否合理进步验证方法DMU模块进行动态干涉分析实质指根定义位置文件计算产品产品组动态势体外壳[7]进行动态干涉分析前提悬架三维建模已完成部件三维模型参数数严格汽车设计标准文参考吉普指南者中麦弗逊式悬架数悬架设计动态仿真相辅相成样充分展现动态仿真悬架模型设计作实际CATIA中运零件设计模块悬架11例设计模型悬架动态仿真进行控制说实体悬架修改数直接三维模型中体现出动态仿真反映出产品设计修改动态仿真动态干涉分析时进行样集成设计相传统设计说质量效率提高
悬架进行动态干涉分析车轮减震器三角形摆臂进行动态干涉分析车轮行驶路面时受击会产生剧烈跳动发生跳动某时刻轮罩等部件进行干涉减震器汽车行驶程中汽车底盘零部件发生干涉悬架摆臂会悬架部件发生干涉车轮减振器摆臂运动分进行运动干涉分析必悬架设计中动态干涉分析通车轮减震器摆臂创建包络体完成输出包络体运动部件运动范围运动零部件位置包络体位置相互间没突符合设计求面分输出车轮减震器摆臂包络体图56图57图58
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图56 车轮某参数形成包络体
图57 减震器某参数形成包络体
图58 摆臂某参数形成包络体
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通干涉分析知道运动部件运动程中发生干涉干涉部件进行修改干涉消修改干涉部件分析需重新更新干涉结果保存更新干涉结果保存文件名应选择XML作文件缀
6 结
61文总结
着科学进步汽车交通工具逐渐进入生活高速公路发展交通密度增加提高汽车性安全问题更加关心汽车悬架设计解决汽车性安全问题重举措——悬架行驶性安全性操稳定性密切相关重部件文通CATIA软件零件设计模块悬架设计DMU模块悬架模型动态仿真仅避免传统设计造成力物力浪费通动态仿真模拟汽车跳动转极限汽车安全性进步保障文总结：
1研究吉普指南者悬架设计仿真前阅读量文献解悬架发展结构构成分类电子样机技术CATIADMU运动机构模块进行深入研究
2选吉普指南者前悬架麦弗逊式悬架作文设计容针麦弗逊式悬架结构进行设计参数进行计算校核悬架零部件构建三维建模进行装配建模程中CATIA 软件功模块充分解
3设计悬架程中认真阅读关文务书围绕务书目标完成文写作避免错误方浪费时间精力
62文足处学方
文完成车辆跳动极限转极限范围保证汽车行驶安全性操稳定性目标汽车悬架动态仿真技术探索重做实纸谈兵需许时间精力完成
力限然努力完成课题中目标否认学术足需改进方希答辩老师教授提出批评改正
参考文献
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[2] 喻 汽车动力学[M] 北京：机械出版社2005
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[3] 丁渭 汽车CAE技术[M] 四川：西南交通学出版社2010
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[12] 王智明杨旭海涛 知识工程专家系统[M] 北京：化学工业出版社2006
[13] 胡挺吴立军 CATIAV5二次开发技术基础[M] 北京：电子工业出版社2006
附录
New model and simulation of McPherson suspension system for ride control applications
MS FALLAH R BHAT and WF XIE*
Department of Mechanical and Industrial Engineering Concordia University Montreal Quebec Canada
1 Introduction
The McPherson suspension was made in the Ford Motor Company by Earl S McPherson for the first time in 1949 This kind of suspension (Figure 1) is widely employed in many modern vehicles because of its light weight compact size and simple structure Although it can be used for both front and rear suspensions it is usually found in the front of the vehicle
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Figure1 McPherson strut wheel suspension
The main functions of suspension systems are to adequately support the vehicle weight to provide effective isolation of the chassis against road excitation to maintain the wheels in appropriate position on the road surface and to keep tire contact with the ground Hence the wheel suspension characteristics are important to enhance the handling performance and ride quality of the car to minimize the forces transmitted to the body and also to reduce the noise Conventionally suspension designers encounter conflicting requirements of the road holding and passenger comfort While in primary vehicle suspensions the geometric and dynamical properties of the suspension structure would be chosen by compromising some of those criteria in modern suspension structures a fully active or semiactive device is incorporated to meet these conflicting requirements
Based on a simplified two degreeoffreedom (DOF) quartercar model referred to as a conventional model in this paper various semiactive and active control algorithms have been developed to improve the ride quality (passenger comfort) and handling performance However it should be noted that without considering the effect of the suspension kinematics and related linkage the simple model may not be significantly effective Thus the need for an accurate model of the McPherson suspension system to study the impact of suspension kinematics on the dynamic behavior of the system becomes increasingly important for ride control design
Another shortcoming of the conventional suspension model is that it cannot facilitate the evaluation of the effect of variation of the kinematic parameters which is useful in improving the stability and handling performances of the vehicle Some of those parameters that play an important role in chassis design are camber angle kingpin angle caster angle and track Camber angle alterations increase tire wear and produce lateral forces acting on the wheel causing the vehicle to steer to one side Variations of kingpin and
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caster angles affect the selfaligning torques and consequently affect the stability and handling of the vehicle when wheels bounce or rebound When the wheels travel on a rough road the track changes cause the rolling tire to slip producing lateral forces and even influencing the steering To sum up proper kinematic parameter performance ensures greater driving safety easier steering longer tire life the greater fuel economy less steering and less strain in suspension components
In spite of a variety of control strategies proposed in the literature for ride improvement the modeling of suspension such as McPherson suspension to facilitate the study of its kinematic parameter variations is rare For example To consider a model of suspension system and designed a nonlinear control strategy to improve the ride quality of the car their model is not suitable for tracking of the suspension kinematic parameters Proposed three nonlinear models for the McPherson suspension in order to analysis the nonlinear dynamical behavior JONSSON carried out a finite element analysis for assessing the deformation of the components of this structure A spatial model of the McPherson suspension to conduct kinematic and dynamic analysis was formulated by FALLAH SUHChen used a threedimensional (3D) model of the McPherson suspension to estimate its dynamic parameters These models would be appropriate to analysis the structure but are not sufficient for ride control design In addition Kim tried to identify the parameters of the conventional model based on a 3D model of the McPherson suspension developed in ADAMS software Proposed a new model of the McPherson suspension for control purposes but this model is simplified as the structure of the spindle has not been taken into consideration Hence based on the cited models it is impossible or difficult to study the handling performance subjected to kinematic parameter variations in active and passive situations and under different types of controllers
One of the disadvantages of the McPherson suspension is its less poor kinematic characteristics compared to other types of suspensions For example the track change adversely affects the body roll central variation during wheel travelling Moreover camber angle does not show a good performance of alterations in switching of bounce and jounce of wheel travel In order to improve the ride quality and to optimize the performance of the kinematic parameters subjected to a ride control force at the same time a comprehensive model of the McPherson strut wheel suspension system with spindle properties is proposed and discussed in the present study The model considers the kinematic properties the vertical acceleration of the sprung mass and the motions of the no sprung mass subjected to control arm connection In addition it includes physical characteristics of the spindle such as mass and inertia moment With this model it is convenient to observe the improvement of ride quality and the variation of suspension kinematic par
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ameters such as camber angle kingpin angle caster angle and track subjected to control actuation force
The paper is arranged as follows Section 1 introduces the idea discussed in this paper and presents a literature review In Section 2 a new mathematical model of the McPherson suspension is developed The kinematic relations and constraints of the mechanism are derived using displacement matrices method while structure nonlinear equations of motion are derived by one’s method Subsequently the new model is modified for semiactive ride control applications In Section 3 the conventional linear and nonlinear model performances are compared Section 4 introduces the suspension simulation of ADAMS Section 5 is the summary
2 New model of McPherson suspension for active ride control applications
A McPherson suspension shown in Figure 2 consists of control arm spindle and piston rod and strut including spring and damper The control arm is connected to the chassis with a rotational joint A spherical joint connects the control arm and the spindle Wheels are installed on the strut’s spindle A cylindrical joint connects the strut to the piston rod The piston rod is connected to the chassis with a spherical joint A spring and damper are installed between the strut and the chassis along the piston rod to absorb the vibration and shock caused by a bumpy road
Figure2 Schematic of the McPherson strut suspension
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A twodimensional model (2D) of the McPherson suspension system is shown in Figure 3 formed of a quartercar body a spindle and a tire a helical spring control arm and a load disturbance Considering the joint between the strut and the car body at point D as a bushing and the mass of the strut it has three DOF However if the mass of the strut is ignored and the bushing is assumed to be a pin joint it has two DOF including the vertical displacement of the sprung mass and the rotational motion of the control arm Link CD shows the strut and link AB depicts the control arm which is modeled as a rod The rotary joint connecting control arm and chassis is modeled as a rotational joint at point B This model is more general than the conventional model and is more accurate than that which was proposed In the model the structure of the spindle which is important in the definition of the suspension kinematic parameters is ignored They also assumed that the control arm and strut are connected together at one point whereas in the McPherson suspension system there is no connection between control arm and strut at any point
The detailed assumptions made in this model are as follows
(1) The sprung mass has only vertical displacement and the motion of the body in other directions is zero
(2) The no spring mass (spindle and tire) is connected to the car body through the damper and spring and through the control arm
(3) The values of ZSand θare measured from the static equilibrium position and are considered as a generalized coordinates
(4) The camber angle is assumed to be zero when the suspension system is at static equilibrium
(5) Compared to other links the mass of the strut is negligible
(6) The coil spring deflection the tire deflection and the damping force are assumed to be linear
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Figure3 Model of McPherson suspension
3 Comparison of the conventional and the new model
Representing the two dominant modes of a quartercar model the conventional model is composed of two lumped masses connected via a spring and a damper and the tire stiffness This model shown in Figure 4 considers the vertical motions of the sprung (vehicle body) and the no spring (wheel) masses In order to compare the linear and conventional models the frequency responses are plotted in Figures5 with values taken from ADAMS software
Figure4 Conventional quartercar model
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Figure5 Frequency responses of the new model (Case 2) and the conventional model
In the conventional model the output variables are the displacement of the sprung mass ZSand no spring mass ZU The new model is more accurate than the conventional model unless the angle between strut and vertical axes is zero where in the models will be identical The output variable compared between two models is in terms of the displacement of the sprung mass ZS
This frequency analysis shows that the conventional model could be a good approximation of the McPherson suspension in terms of the vehicle ride quality due to its simple structure Kim developed a 3D model of the McPherson suspension system in ADAMS software and compared its time response to that of the conventional model and concluded that both time responses are analogous Similarly the result of the new developed model is matching both conventional and 3D models
4 Suspension simulation based on ADAMS
In order to verify variations of the kinematic parameters a virtual prototype of the McPherson suspension based on the key point positions and dynamic properties is developed in ADAMSChassis software package as shown in Figure 6 ADAMS is commercialbody dynamic analysis software that provides a virtual atmosphere similar to that of the actual system In the Figure the connections between strut and car body and also between control arm and car body are through bushings A tie rod the link which connects steering gear to front wheel is considered as we
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ll And the road input is given at the rightside wheel
Figure6 A virtual prototype of the McPherson suspension system in ADAMS
5 Conclusion
A new nonlinear model of the McPherson suspension is proposed and equations of motion are derived This model provides one more extra DOF than the conventional model where the bushing and mass of strut are taken into account From the simulation results it is seen that the frequency responses of conventional and liner new model are similar under a specific case namely where the angle of strut with respect to the vertical to the road is zero and the strut and tire are connected together at the central of the wheel The new model is more accurate than the conventional model where structure of suspension and wheel rotation resulting from kinematics of the system is considered In addition the new model allows investigation of the kinematic parameters which was difficult or impossible in the previous ride control implementation models The nonlinear and linear responses of the model are investigated and shown to have a small discrepancy between them As a result it can be concluded that while both the conventional and new models have similar ride performance regarding passenger comfort the new proposed model allows the observations of the behavior of the suspension kinematic characteristics which are important in enhancement of the handling of the vehicleunder rough road disturbances It is also concluded that the effect of a certain active force on the ride quality is less than that of semiactive force but the former is better in improving the stability of the vehicle in terms of the performance of the kinematic parameters Finally the model is verified by comparing it with a 3D model developed in ADAMS software
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and shown that the 2D linear model represents a logical approximation of real structure
麦弗逊式悬架系统新模型仿真分析
MS法拉赫R巴特WF谢
加魁北克省蒙特利尔康卡迪亚学机械工业工程系
1前言
1949年麦弗逊式悬架第次制作伯爵麦克弗森福特汽车公司制作完成麦弗逊式悬架重量轻体积结构简单等优点现代汽车中广泛应图1然前悬架常车辆前悬挂
图1麦弗逊式支撑轮悬架
悬架系统功充分支撑车辆重量效隔离底盘防止路面激励保持车轮路面适位置保持轮胎面接触车轮悬挂特性提高汽车操性坐舒适减传递车身力降低噪声具重意义传统意义中悬架设计员遇路面性客舒适性矛盾问题车辆悬架中悬架结构动力学特性通折衷中标准选择现代悬架结构中满足相互突求采全动悬架装置半动悬架装置
简化二度四分轿车模型（文称常规模型）基础开发种半动动控制算法提高坐质量（客舒适性）操性需注意果考虑悬架运动学相关连杆机构影响简单模型会显著效果麦弗逊悬架系统进行精确建模研究悬架运动学系统动力学行影响性控制设计显越越重
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传统悬架模型缺点方便知道运动参数变化影响利提高车辆稳定性操性底盘设计中起重作参数外倾角销倾角倾角轮距外倾角改变会增加轮胎磨损产生作车轮侧力车辆转侧销销倾角变化会影响准扭矩影响车轮弹跳回弹时车辆稳定性操性车轮崎岖道路行驶时轮距变化会导致滚动轮胎滑产生侧力甚影响转综述适运动参数性确保更高驾驶安全性相容易转拥较长轮胎寿命燃油济性较高转较少悬架部件应变
次提出种样控制策略改善性少悬架（麦弗逊悬架）进行建模便研究运动参数变化考虑悬架系统模型设计种非线性控制策略提高汽车性模型适悬架运动参数踪分析麦弗逊悬架非线性动力学行提出两种非线性模型进行限元分析评估该结构构件变形文中建立麦弗逊式悬架空间模型进行运动学动力学分析麦弗逊式悬架三维模型估计动态参数模型适合分析结构足进行行驶控制设计外ADAMS软件开发麦弗逊式悬架三维模型基础尝试传统模型参数进行辨识提出种新控制麦弗逊悬架模型没考虑轴结构该模型简化基引模型动动情况类型控制器研究运动参数变化操性影响者较困难
麦弗逊悬架缺点类型悬架相运动特性较差例车轮行驶程中轮距变化会车身侧倾中心变化产生利影响外外倾角车轮行程弹跳振动切换方面没表现出良变化性提高性时优化性控制力作运动参数性提出讨具轴特性麦弗逊支重轮悬架系统综合模型该模型考虑控制臂连接时簧载质量运动特性垂直加速度非簧载质量运动外包括轴物理特性质量惯性矩利该模型方便观察外倾角销角销倾角轨道等悬架运动参数控制驱动力作变化悬架性改善
文容：第章介绍文研究思路相关文献进行综述第二章建立麦弗逊悬架数学模型针半动性控制应新模型进行改进第三章中较传统线性模型性第四节介绍ADAMS悬架仿真第五节总结
2动性控制新型麦弗逊式悬架
图2中示麦弗逊式悬架控制臂轴活塞杆包括弹簧减震器支柱组成控制臂通旋转接头连接底盘球形接头连接控制臂轴车轮安装支柱轴圆柱接头支柱连接活塞杆活塞杆通球形接头连接底盘支柱底盘间活塞杆安装弹簧减震器吸收颠簸路面引起振动击
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图2麦弗逊支柱悬架示意图
麦弗逊悬架系统二维模型图3示四分车体轴轮胎螺旋弹簧控制臂负载扰动组成考虑支柱车体D点处连接衬套支柱质量三度果忽略支柱质量假设衬套销接头两度包括弹簧质量垂直位移控制臂旋转运动线CD显示支柱线AB显示控制臂控制臂建模根杆连接控制臂底盘旋转关节建模B点处旋转关节该模型传统模型更通提出模型更精确该模型中忽略轴结构轴结构确定悬架运动参数重素假设控制臂支柱点连接起麦弗逊悬架系统中控制臂支柱点没连接
该模型中详细假设：
(1) 簧载质量垂直位移物体方运动零
(2) 非簧载质量（轴轮胎）通减震器弹簧控制臂连接车身
(3) ZSθ值静态衡位置测视广义坐标
(4) 悬架系统处静态衡时外倾角假定零
(5) 杆件相支柱质量忽略计
(6) 假设螺旋弹簧挠度轮胎挠度阻尼力线性
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图3麦弗逊式悬架模型
3传统模式新模式较
传统模型两集中质量块通弹簧阻尼器连接轮胎刚度组成代表四分车模型两种模式图4示模型考虑弹簧（车身）没弹簧（车轮）质量垂直运动较线性模型传统模型图5绘制频率响应图数值取ADAMS软件
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图4 常规四分车模型
图5 新模型（案例2）传统模型频率响应
传统模型中输出变量簧载质量ZS簧载质量ZU位移新模型传统模型更精确非支柱垂直轴间夹角零模型中夹角相两种模型输出变量较簧载质量ZS位移
频率响应图分析表明传统模型结构简单逼麦弗逊悬架性ADAMS软件中建立麦弗逊式悬架系统三维模型传统模型时间响应进行较出两者时间响应相似结样新开发模型结果传统模型三维模型匹配
4基ADAMS悬架仿真
验证运动参数变化ADAMSChassis软件中开发基关键点位置动力学特性麦弗逊式悬架虚拟样机图6示ADAMS商业化体动力学分析软件提供实际系统相似虚拟环境图中支柱车身间控制臂车身间连接通衬套连接横拉杆连接转器前轮连杆道路输入右侧车轮处
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图6ADAMS麦弗逊悬架系统虚拟样机
5结
文提出种新麦弗逊悬架非线性模型该模型传统模型提供额外度中考虑衬套支柱质量仿真结果出特定情况传统模型线性模型频率响应相似支杆相路面垂直角零支杆轮胎车轮中心连接起新模型传统模型更精确该模型考虑系统运动学引起悬架结构车轮转动外新模型允许运动参数进行研究前行驶控制实现模型中较困难研究该模型非线性线性响应发现间差异较结果表明然传统模型新模型客舒适性方面具相似坐性新模型允许观察悬架运动特性行提高车辆崎岖路面扰动操性具重意义研究表明定动力汽车性影响半动力运动参数性动力汽车性改善效果更通ADAMS软件开发三维模型较验证该模型正确性表明该二维线性模型代表真实结构逻辑似
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