基于ADAMS对独立悬架主销偏移距优化设计

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轮毂电机驱动、四轮独立转向的分布式电驱动汽车是电动汽车发展的-个新方向.该类型汽车可以实现传统四轮转向的正向偏转和逆向偏转外，还可以进行横向行驶 (车轮单侧转向角度达到 90。)以及原地转向，见图 llJ.由于该电动汽车车轮的转向角度过大，传统的悬架系统不能满足此要求，目前己有针对此种汽车设计的新型悬架系统，然而悬架系统的设计是-项非常复杂的内容，作为评价 目标的参数非常多，侧重不同的评价目标会导致不-样的设计.本论文针对某种新型悬架系统进行研究，借助 ADAMS软件以主销偏移距作为主要评价目标，对该新型悬架系统作进-步优化。

≮∥ - 毫原地转向 横向行使 同向偏转 逆向偏转图 1 四轮独立转向功能 ]1 独立悬架导向及其实际应用中出现的问题1.1 某新型独立悬架导向机构简介目前某新型悬架系统的前悬架机构设计如图2和图 3所示，该悬架系统具有承载力强，提供的转向空间大 (车轮转向角度可达±90。)等特点，其相关参数见表 l所示。

1.下横臂；2.车架；3.上横臂；4.减震器；5.转向电机；6.减速器；7套筒8.插销；9.推力轴承；1O.主销；11.轮毂电机轴；l2.车轮；13.球铰；14.车身高度调整机构；15.扭杆弹簧；16.扭杆弹簧摆臂；17.固定转动铰；18.固定转动铰；19.主销转向角传感器图2 独立悬架在汽车纵向的视图图3 独立悬架在汽车垂向的视图收稿日期：2013-03 10作者简介：李占玉 (1983)，男，广东人，高级技师，主要研究方向：汽车电子控制及维修- 3O- http：//xb.szpt.edu.cn表 1 前悬架导向机构的设计参数 (mm)参数名称 参数值轮胎半径 220下横臂 1 330上横臂 3 247上横臂铰接点 B与主销 10的距离 ( 口G) 23车轮中心与主销 10的距离 (LEF) 100轮毂 电机轴与下横臂 1的距离 ( F) 70主销 10的长度 1701.2 某新型独立悬架导向机构实际应用中出现的问题按照表 1确定的参数制造出样机应用于电动汽车，在驾驶电动车时发现转向力矩比较大，汽车操控性很差，轮胎磨损量大.出现此种现象，原因主要有两方面，第-、车轮定位参数不正确；第二、悬架的主销偏移距过大.首先对汽车进行四轮定位检测，检查发现车轮的定位参数符合原车的出厂要求，判断导致上述问题的原因是该悬架的主销偏移距过大.主销偏移距是指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点到车轮中心平面与支承平面交线间的距离L2J，据此可以判断该悬架的主销偏移距就是车轮中心与主销的距离100mm，远远大于标准.10～30mmLjJ，因此该悬架系统需要进-步优化设计。

2 独立悬架系统的优化设计2.1 主销偏移距优化方案的选择缩小主销偏移距的方法有很多，例如增大主销内倾角，增大车轮外倾角和缩小车轮与主销的距离.在该独立悬架系统中由于受到转向电机和车轮尺寸的限制，车轮与主销之间的距离不能进- 步缩小，否则会产生运动干涉，车轮外倾角要求非常小，对减小主销偏移距意义不大，因此减小主销偏移距的可行方法就是增大正值主销内倾角。

2.2 导向机构的评价目标在实际应用中悬架系统的问题大都出现在车轮跳动的状态，尤为重要的是车轮横向位移量，它是导致轮胎磨损的直接因素.因此在对该独立悬架系统进行优化时评价的目标包括车轮跳动时车轮横向位移量和车轮外倾角的变化量。

在该独立悬架系统中，悬架导向机构可以简化为图4所示的几何模型。

由于受到转向电机和车轮尺寸的限制，在图4的简化模型中 点不能进-步往车轮靠拢，所以只能使 点向左平移来增大正值主销内倾角.主销内倾角的范围是 7。～13。希望认小的值 J.当主销内倾角取 7。时， 点向左平移 20.87 mm，此时主销偏移距由 100mm减小到 81.58 mm，比标准范围仍然偏大；当主销内倾角取 130极限时， 点向左平移 39 mm，此时主销偏移距由 100 mm减小到 65 mm.虽然与标准相比仍然偏大，但已经有很大的改善，为此暂定主销内倾角取 13。为目标，利用 ADAMS软件建立模型并仿真分析评价目标是否满足要求。

2.3 仿真分析在 ADAMS软件建立独立悬架的模型，车轮着地点的中心P在XY平面的坐标是Po(430，-150)，车轮中心 Q在 平面的坐标是 Qo(430，70)，悬架的主销内倾角为 13。.给车轮加载-个向上的变力 该力与时间成余弦函数关系，模拟车轮在实际道路中的上下跳动，进行仿真分析.导出跳动时车轮垂直方向变化的曲线，如图5所示。

最高跳动量时车轮接地中心 P 在 平面的坐标如图7，8所示。

. GF，CD为下横臂与车身的铰接点及坐标原点；A为下横臂与主销的铰接点：B，D为上横臂两端的铰接点；E为车轮中心；F为轮毂电机轴与主销的连接点；C为车轮接地 中心点；G为过 B点作与主销的垂直线，该垂直线与主销的交点图4 悬架导向机构几何模型http：//xb.szpt.edu.cn深圳职业技术学院学报 2013，12(5) -31-、 ，j n～是Q (425.6，119.8)，由几何关系可以推断轮胎上跳时轮胎外倾角的偏移量为负值，且轮胎外倾角的偏移量与轮胎跳动量成正比，因此轮胎跳动量最高时轮胎外倾角的偏移量达到最大，由几何关系可以推断出车轮外倾角的变化量为：A0arctg[(X - Q)/( -yP)J (1)把 尸m 和 Q 的坐标值带入 (1)式计算得出可以得出 A0 小于 1。，即车轮外倾角的最大变化量小于-1。。

按照车轮从满载位置起，上下跳动 50mm 的范围内，单轮轮距变化-般不超过士5.0mm和轮胎上跳 50mm 时，车轮外倾角变化量在-2。～0.5。

进过优化设计之后，新的悬架系统如图 11所示，其设计参数如表 2所示。

图 11 优化后的新悬架系统表 2 优化后前悬架导向机构的设计参数 (film)参数名称 参数值轮胎半径 (Lc)下横臂 1上横臂 3上横臂铰接点B与主销 1O的距离 ( 嬲)主销偏移距 (LEF)22033020823653 结 论设计轮毂电机驱动、四轮独立转向的分布式电驱动汽车的独立悬架，评价的目标不-样时，设计的结果可能有区别.以优化主销偏移距，减轻转向和轮胎磨损为目标，将悬架机构简化为几何模型，再根据该几何模型在ADAMS软件里建立参数化模型，对悬架导向机构进行仿真实验并分析，符合设计要求.该方法同样适用于后悬架的设计。