adams軟件在汽車前懸架－轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運(yùn)動學(xué)及動力學(xué)分析中的應(yīng)用(參考版)
2024-11-07 05:31本頁面
【正文】 四、結(jié) 束 語 本文以 ADAMS的應(yīng)用為目的，從空間機(jī)構(gòu)建模到應(yīng)用分析，形成了系統(tǒng)的概念和方 法。 側(cè)滑時重直反作用力 Ｙ 1右＝Ｇ 1g 式中： －側(cè)向滑移附著系數(shù)，Ｂ 1－輪距。 最大縱和載荷 Ｘ 1maxY1 該車的量大縱向載荷Ｘ 1max=,其它各點(diǎn)受力值見表 1和圖 12。第二工況：當(dāng)車輪上縱向力達(dá)到最大時－汽車加速或緊急制動時產(chǎn)生的最大慣性力 引起縱向動載荷。 最大垂直載荷 Ymax= 式中 : G1前輪 靜軸荷 , k動載系數(shù) . 該車的最大垂直載荷 , 其它各點(diǎn)力值見表 1和圖 12。 根據(jù)圖 11可以確定車身的車輪罩板的外形和尺寸 美國 MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司 2020 年中國用戶年會論文集 237 圖 12為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的受力分析示意圖（以前左輪為例），雙橫臂獨(dú)立懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)中各桿件受力情況按以下三種極限工況下車輪上的動載荷值核算： 據(jù)此圖可確定 該系統(tǒng)前懸架剛度，進(jìn)而確定共側(cè)傾角剛度。有人推薦，設(shè)計位置時，前懸架的側(cè)傾中心高于路面 0－ 90mm， 9可知，設(shè)計位置時前懸架的側(cè)傾中心離地高度 h0=,滿足 090mm范圍 ,全行程輪距變化(單輪 )也小于 810mm。前懸架的側(cè)傾中心位置影響側(cè)向載荷在內(nèi)外輪間的再分配，即側(cè)傾中心過高會使輪距變化增大，輪胎磨損加劇，以及車輪上下跳動時對懸架質(zhì)量沖擊加大。此外，這時的滾動阻力、輪胎磨損和輪胎噪聲都將減少。 對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)的分析表明，內(nèi)輪的轉(zhuǎn)角有減小的趨勢（相對于外輪轉(zhuǎn)角而言），換句話說，美國 MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司 2020 年中國用戶年會論文集 236 即汽車曲線行駛時，其內(nèi)外車輪角接近相等。從圖 5可知，該系統(tǒng)前懸架每跳動 10mm，主銷后傾角變化 － , 滿足希望的范圍。從圖 5 可見 ,該系統(tǒng)的外傾角變化范圍符合上述范圍，這樣就能使汽車保持一定的不足轉(zhuǎn)向特性，并保證最小的輪距變化，即提高了輪胎的使用壽命，又無輪胎左右移動造成的車身舉升和路面騷擾感，提高了舒適性的行駛穩(wěn)定性。 我們知道在導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與前輪定位角的關(guān)系中，首先，應(yīng)考慮前輪外傾角和主銷后傾角的 變化特性，固為前輪外段角變化規(guī)律確定后，也就確定了主銷內(nèi)傾角和前輪前束的變化規(guī)律。滿載時上下跳限位塊與車架限位板間的距離分別為 ?？蛰d到滿載時車輪上跳 。車輪上跳位移為 ，車輪下跳位移為 。 圖 4為方向盤轉(zhuǎn)角為零時，前懸架狀態(tài)圖。此外，我們還可以清楚地了解該系統(tǒng)在運(yùn)動過程中是否發(fā)生干涉；車輪跳動時定位參數(shù)的變化；汽車轉(zhuǎn)向時，內(nèi)、 外側(cè)輪胎轉(zhuǎn)角變化情況；輪胎跳動和轉(zhuǎn)向時生成的包絡(luò)面及運(yùn)動過程中各構(gòu)件的受力情況等 一系列系統(tǒng)特征信息。 根據(jù)上述模型，我們編制了變參數(shù)模型程序。 美國 MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司 2020 年中國用戶年會論文集 234 僅研究懸架特性時，車身相對地面假設(shè)不動。 輪胎為剛性的。
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