汽車雙橫臂獨(dú)立懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和計(jì)算

1、收稿日期:20010711作者簡(jiǎn)介:戴旭文(1969- , 男, 吉林市人, 碩士研究生, 研究方向?yàn)槠囓嚿碓O(shè)計(jì).文章編號(hào):10094687(2002 02002905汽車雙橫臂獨(dú)立懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和計(jì)算戴旭文, 谷中麗, 劉劍(北京理工大學(xué)車輛與交通工程學(xué)院, 北京100081摘要:進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析, . 構(gòu)學(xué)方法與現(xiàn)代數(shù)值計(jì)算方法相結(jié)合, .關(guān)鍵詞:雙橫臂獨(dú)立懸架; 導(dǎo)向機(jī)構(gòu); 中圖分類號(hào):U463133+1:A1引言, 所以在現(xiàn)代汽車上得. 通常情況下, 在汽車設(shè)計(jì)過(guò)程中對(duì)前輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求如下1:當(dāng)車輪與車身產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí), 保證輪距變化在一定的范圍之內(nèi)(±410

2、mm , 以免輪胎過(guò)早磨損; 當(dāng)車輪上下跳動(dòng)時(shí), 前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性, 不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度. 轉(zhuǎn)彎時(shí), 應(yīng)使車輪與車身傾斜方向相同, 增加汽車的不足轉(zhuǎn)向效應(yīng).雙橫臂獨(dú)立懸架的布置是空間的, 機(jī)構(gòu)的空間運(yùn)動(dòng)分析過(guò)程比較復(fù)雜, 計(jì)算量很大. 傳統(tǒng)設(shè)計(jì)一般采用經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)、查表法以及作圖等方法, 設(shè)計(jì)雖然可以基本滿足要求, 但精度和效率不高. 作者建立了懸架機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)模型, 簡(jiǎn)化了運(yùn)動(dòng)分析過(guò)程; 數(shù)值計(jì)算模型的建立和計(jì)算機(jī)的使用, 減輕了手工計(jì)算量, 提高工作效率.2雙橫臂獨(dú)立懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析典型的雙橫臂獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)如圖1所示. 為了簡(jiǎn)化分析, 圖中略去了轉(zhuǎn)向節(jié)臂. A , D

3、分別為上、下橫臂的回轉(zhuǎn)中心點(diǎn), 主軸銷通過(guò)B , C 兩個(gè)球面副與上下橫臂相連接. 1、2、3、4桿組成的空間機(jī)構(gòu), 是由A , D 兩個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)副與車身相連組成的一個(gè)典型RSSR 閉環(huán)空間機(jī)構(gòu).211系統(tǒng)的上橫臂輸入2與下橫臂輸出1按照Denavit Hartenberg 坐標(biāo)系的規(guī)定2, 取坐標(biāo)系如圖1. k 1, k 4軸分別與轉(zhuǎn)動(dòng)副的軸線重合, k 2與k 1平行(2=0 且通過(guò)球面副B 的中心, k 3軸通過(guò)主銷球頭的中心. 另外取兩個(gè)回轉(zhuǎn)軸的公垂線為i 1, 通過(guò)球心B 垂直于k 1與直線i 2.2002年第2期車輛與動(dòng)力技術(shù)Vehicle &Power Technology

4、總第86期 圖1DC 下橫臂; B C 主軸銷; AB 上橫臂; JQ ; A , D ; , C 球副; Q ; G 接地點(diǎn)機(jī)構(gòu)的位姿方程:k 2i 2E 23E 34E k 1E i 1=I , (123E 41為歐拉變換, 分別為1, 2, 1, 2的函數(shù); I 為單位陣.20, E i 2=I , 式(1 簡(jiǎn)化為:E k 2E 23E 34E k 1E i 1=I , (2根據(jù)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)2可知:P =6m j =1(h j i j +s j k j =h 1i 1+s 1k 1+h 2i 2+l k 3+h 4i 4-s 4k 4=0, (3參數(shù)代入、化簡(jiǎn)可得:A 1sin 1+A 2

5、cos 1+A 3=0,(4 其中A 1=s 1h 4sin 1-h 2h 4sin 2cos 1, A 2=h 1h 4+h 2h 4cos 2,A 3=2(s 24+h 21+s 21+h 22+h 24-l 2 -s 4s 1cos 1+h 1h 2cos 2-s 4h 2sin 1sin 2. 進(jìn)一步求解得到:1=2arctan ±A 222A 2-A 3. (5式(5 描述了上橫臂的角輸入2與相應(yīng)的下橫臂的角輸出1之間存在的確定的函數(shù)關(guān)系, 通過(guò)式(5 可以對(duì)整個(gè)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析、計(jì)算.212主銷兩球頭坐標(biāo)的求解由機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)原理可知, 設(shè)有某一任意軸方向向量為:=(1

6、, 2, 3 , 那么繞回轉(zhuǎn)的變換矩陣為E , 則主銷兩端B , C 兩點(diǎn)的坐標(biāo)為:B =E (1-01 B 0C =E (2-02 C0, (6 03車輛與動(dòng)力技術(shù)2002年其中01, 02, B 0, C 0是初始值.B , C 的坐標(biāo)求出后, 設(shè)=|BJ |/|B C |, 車輪回轉(zhuǎn)中心點(diǎn)J 的坐標(biāo)J =(1- B +C.J 點(diǎn)是懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和車輪的理論連接點(diǎn), 它的確定是進(jìn)一步分析車輪運(yùn)動(dòng)的基礎(chǔ). 3汽車車輪部分的運(yùn)動(dòng)分析311車輪中心點(diǎn)Q 的坐標(biāo)求解第一步先求解出轉(zhuǎn)向節(jié)臂的回轉(zhuǎn)中心H 點(diǎn)的坐標(biāo).將B -C -J -Q -G 從圖1中分離出來(lái), 見圖2. H :圖2車輪及轉(zhuǎn)向節(jié)I H

7、轉(zhuǎn)向拉桿; J H 轉(zhuǎn)向節(jié)臂; H , I 球副|HJ |=con st 1|HB |=con st 2|HI |=con st ,(7 其中con st 1, con st 2, con st 3始條件獲得. B , I , J 所以式(7 3解得H (H Y H Z .B , C , H 的距離不變,:|Q H |=con st 4|QB |=con st 5|QC |=con st ,(8 其中con st 4, con st 5, con st 6可以根據(jù)系統(tǒng)的初始條件獲得.解之得Q 點(diǎn)的坐標(biāo):(Q X , Q Y , Q Z .312車輪接地點(diǎn)G 的坐標(biāo)求解設(shè)車輪平面的方向向量n =

8、(a , b , c T , 根據(jù)汽車結(jié)構(gòu)的特點(diǎn), 車輪平面的法線方向向量與QJ 軸的方向向量相同, 且Q 點(diǎn)位于車輪平面內(nèi), 由此可以設(shè)車輪平面的方程為:aX +b Y +cZ +d =0; 另外G 點(diǎn)位于車輪的圓周上, 車輪圓周的方程為:aX +b Y +cZ +d =0(X -Q X 2+(Y -Q Y 2+(Z -Q Z 2=R 20, (9其中R 0為車輪半徑. G 點(diǎn)是這個(gè)圓周上Z 坐標(biāo)值最小的一點(diǎn), 可以利用計(jì)算機(jī)采用優(yōu)化解法求得G 點(diǎn)的坐標(biāo).4車輪定位參數(shù)的確定汽車車輪定位參數(shù)可按照下面的公式計(jì)算4:主銷的后傾角ZH =arctanB Z -C Z ; 主銷的內(nèi)傾角ZN =ar

9、ctan B Z -C Z; 13第2期戴旭文等:汽車雙橫臂獨(dú)立懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和計(jì)算車輪的外傾角L Y =arctanQ Z -; 車輪的前束角QS =arctanQ Y -J Y ; 輪距的變化量=2(G X -G X 0 2+(G Y -G Y 0 2+(G Z -G Z 0 2; 車輪的縱向加速度a =G Z -G Z 0a Z. 汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)外側(cè)車輪處于壓縮行程, 前束角減小; 內(nèi)側(cè)車輪處于復(fù)原行程, 前束角增大; 車輪向汽車縱向中心轉(zhuǎn)動(dòng), 增加了不足轉(zhuǎn)向量. 出車輪在跳動(dòng)時(shí)的附加縱向加速度.汽車行駛過(guò)程中, 車輪上下跳運(yùn)時(shí), 內(nèi), 且車輪運(yùn)動(dòng)與導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)彼此協(xié)調(diào), 性和平順性

10、.5計(jì)算實(shí)例如圖, , 原點(diǎn)位于A 點(diǎn). k 1和k 2Z X 軸的夾角分別為-115115°, 6°. 初始時(shí)刻A , B , C , D , J , Q , H , (mm 為:A (0, 0, 0 , B (3, 281, -21144 , C (7, 317, -295 ,D (10, -121, -238 ,H (154, 256, -327 , I (74, -151, -264 ,Q (815, 419, -241 , J (518, 306, 31515 . 將上述坐標(biāo)轉(zhuǎn)化為Denavit -Hartenberg 坐標(biāo), 計(jì)算車輪的定位參數(shù). 當(dāng)車輪上下跳動(dòng)

11、的范圍為±50mm 時(shí):前輪外傾角的變化范圍:-014217°車輪前束角的變化范圍:11157°車輪橫向滑移變化范圍:-714612mm ;主銷內(nèi)傾角的變化范圍:7159°主銷后傾角的變化范圍:01651°車輪的縱向加速度為:01076a Z .從上面的數(shù)據(jù)來(lái)看, 此設(shè)計(jì)的指標(biāo)不高, 尤其是車輪的滑移特性很差. 另外, 車輪前束角和主銷后傾角的變化范圍有些大, 總之這個(gè)設(shè)計(jì)方案不十分理想.利用上述所建的模型對(duì)所選坐標(biāo)(mm 進(jìn)行優(yōu)化, 得到:A (0, 0, 0 , B (516, 266, -74 , C (1217, 30118, -345

12、 ,D (59, -159, -286 ,H (201, 212, -277 , I (11313, -199, -214 ,Q (1318, 469, -271 , J (43, 291, 298 . 優(yōu)化后的設(shè)計(jì)方案(車輪上下跳動(dòng)±50mm 車輪定位參數(shù)如下:前輪外傾角的變化范圍:01341173°車輪前束角的變化范圍:11031110°車輪橫向滑移變化范圍:-21962102mm ;23車輛與動(dòng)力技術(shù)2002年主銷內(nèi)傾角的變化范圍:6139142°主銷后傾角的變化范圍:11341184°車輪的縱向加速度為:01045a Z .從所得的數(shù)據(jù)

13、來(lái)看, 雖然主銷內(nèi)傾角的變化范圍有所增加, 但是其他指標(biāo)都有了一定的改善, 尤其是車輪滑移特性得到了明顯的提高. 綜合比較, 第二個(gè)方案比較理想.6結(jié)論本文所建立的運(yùn)動(dòng)模型適合于RSSR 結(jié)構(gòu)的各種車型雙橫臂獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì), 具有較高的設(shè)計(jì)精度, 同時(shí)可以對(duì)各個(gè)參數(shù)進(jìn)行定量及定性的分析, 地了解懸架的各種運(yùn)動(dòng)特性.在具體的實(shí)用軟件的使用中, 化設(shè)計(jì). 設(shè)計(jì)者只需要了解參數(shù)的實(shí)際含義. 由于計(jì)算機(jī)的使用, , , 同時(shí)還可以提高設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性.參考文獻(xiàn)1. M .北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 1989.2, 鄭時(shí)雄, 林怡青. 空間機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)M .上海:上?？茖W(xué)技術(shù)出版社, 1996.3丁麗娟.

14、數(shù)值計(jì)算方法M .北京:北京理工大學(xué)出版社, 1997.4毛明, 張相麟. 輪式車輛雙橫臂獨(dú)立懸架的運(yùn)動(dòng)優(yōu)化設(shè)計(jì). 汽車工程J.1997(3 :38-45.Kinem atics Analysis and C alculation of the Double -WishboneIndependent Suspension of Wheeled -V ehicleDA I Xu 2wen , GU Zhong 2li , L IU Jian(School of Vehicle and Trans portation Engineering , Beijing Institute of Techn

15、ology , Beijing 100081, China Abstract :The article adopts the methods of coordinate conversion and numerical calculation for the kinematics analysis and calculation and then creates a model for the optionization of a double -wishbone suspension system of wheeled -vehicle. The result of the example indicates that the combination of traditional mechanism kinematics with modern nume