adams軟件在汽車前懸架－轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運動學(xué)及動力學(xué)分析中的應(yīng)用-閱讀頁
2024-11-23 05:31本頁面
【正文】 ，與地面之間通過 移動 副相連，可垂直地上下運動。利用所編的軟件，我們可以改變各構(gòu)件的 幾何參數(shù)，如改變方向盤轉(zhuǎn)角，改變左右車輪上下跳動量，改變上下擺臂安裝參數(shù)，改變整 個拉桿系統(tǒng)安裝參數(shù)，從而考察整個懸架－轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運動和受力情況。以下我們以某輕型小貨車的前 懸架 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為例進(jìn)行分析計算。從圖 4可知，當(dāng)緩沖塊壓縮一半時，若以空載為基準(zhǔn)位置，車輪上跳位移為 ；車輪下跳位移為 ；若以滿載為基準(zhǔn)。而車輪跳動的全行程為 緩沖塊時 ,若以空載為基準(zhǔn)位置 ,車輪上跳位移為 ，車輪下跳位移為 ；若以滿載為基準(zhǔn)位置，車輪上跳位移為 ，車輪下跳位移為 ；而此時車輪跳動的全行程為?？蛰d時上下跳限位塊與車架限位板間的距離分別為 。 美國 MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司 2020 年中國用戶年會論文集 235 圖 5為前輪定位角運動特性曲線。 從有關(guān)資料得知，較好的結(jié)構(gòu)中，車輪外傾角隨彈簧壓縮行程的增大而減小，其彎化范 轉(zhuǎn)為＋ 30，在常用 車輪跳動范圍內(nèi)（＋ 40mm） ,外傾角變化量小于＋ 10。 希望在前懸架每跳動 10mm，主銷后傾角變化為 ，因為，主銷后傾角變得太 大時，會使支承處反力距過大，同時使系統(tǒng)對側(cè)向力十分敏感，極易造成車輪閃動或方 向盤上力的變化。 圖 6和圖 7分別表示設(shè)計位置時轉(zhuǎn)向梯形運動圖和內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角Ｂ和Ｈ的關(guān)系曲線。這時可以保證作用在內(nèi)外車輪上的側(cè)向力與垂直載荷大致成比例，這樣汽車便具有較大的抗側(cè)滑穩(wěn)定性。 圖 8 車輪黃向滑移運動特性曲線 圖 9 國身傾中心高度運動特性 曲線 圖 8和圖 9示出了在車輪跳動時側(cè)傾中心和輪距的變化曲線。為了獲得良好的汽車行駛穩(wěn)定性，側(cè)傾中心高度希望盡量不隨載荷的大小而變化。 圖 10為汽車前懸架彈性曲線。 懸架剛度Ｃ＝ dZ/df，式中： dZ－車輪上的微量垂直反力； df－車輪在 dZ作用下的微量垂直位移。第一工況：當(dāng)路面作用到車輪上的垂直力達(dá)到最大時－汽車駛上路面凸起障礙或落入洼坑，車輪與路面沖擊時發(fā)生的載荷。 前輪垂直反力 Y1=m1G1g 式中： －作用在前軸上的重量分配系數(shù)， －車輪與道路附著 系數(shù)，Ｇ a－汽車靜重，Ｌ－軸距， hg 重心高度。 第三工況：當(dāng)車輪側(cè)向力達(dá)到最大時－汽車轉(zhuǎn)彎發(fā)生側(cè)滑是產(chǎn)生最大側(cè)向力（假定 汽車向右側(cè)滑）。 最大側(cè)向力Ｚ 1max=，其它各點的受力見表 1和圖 12 美國 MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司 2020 年中國用戶年會論文集 238 除了上述的分析計算以外，為了改善該車性能，避免在不良條件下工作，以及找出影響定位參數(shù)的因素，我們對該車進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計和正交模擬實驗研究，得出了具 有工程價值的結(jié)論，在此就不介紹了。特別是以某車型為實例，全面、系統(tǒng)地分析計算了懸架－轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特性，并在此基 礎(chǔ)上進(jìn)行了結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化，得出了許多具有實際工程意義的數(shù)據(jù)和結(jié)論，從而大大提高了產(chǎn) 品設(shè)計的質(zhì)量、精度，并縮短了
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