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基于多體動力學的懸架零部件載荷分析
1.模型的建立
建模忽略實際車輛的不對稱性，懸架左右側所有硬點、部件質(zhì)量屬性和彈簧、減震器及襯套性能參數(shù)均認識完全一致。利用懸架模型導入整理后的硬點數(shù)據(jù)文件，定義部件和連接關系后建立的麥弗遜前懸架模型如下圖所示：
圖1 麥弗遜前懸架模型
模型主要由車輪、轉向節(jié)、轉向橫拉桿、下控制臂、減震器、螺旋彈簧、柔性穩(wěn)定桿、橡膠襯套及轉向系組成。下控制臂內(nèi)端通過前、后兩個襯套與車體相連，外端通過球副與轉向節(jié)相連；減震器下支柱與轉向節(jié)固定，上支柱通過襯套與車體相連，上下支柱通過圓柱副和彈簧相連；轉向橫拉桿外端與轉向節(jié)通過球副相連，內(nèi)端通過萬向節(jié)副與轉向系相連。
在實際工程中，汽車前懸架下控制臂存在前后襯套的軸向力過大而拔出，外端球頭的拔脫力及擠壓力過大而拔脫或擠壓破壞的情況等，這些都將影響汽車的行車安全和正常行駛。因此，本文將在不同典型工況下對這些關健零部件進行受力分析。
2.模型的驗證
模型通過調(diào)試和優(yōu)化后，仿真結果與臺架試驗數(shù)據(jù)對比情況如下表所示：
表1 仿真與試驗數(shù)據(jù)對比結果
平行輪跳對比圖如下：
圖2 懸架剛度
圖3 車輪跳動轉向梯度
圖4 車輪跳動外傾梯度
圖5 車輪跳動輪心縱向位移梯度
圖6 車輪跳動輪心側向位移梯度
同向側向力作用對比圖如下：
圖7 懸架側向柔度
圖8 變形轉向系數(shù)
圖9 變形外傾系數(shù)
同向縱向制動力作用對比圖如下：
圖10 懸架縱向柔度
圖11 變形轉向系數(shù)
圖12 變形外傾系數(shù)
回正力矩作用對比圖如下：
圖13 變形轉向系數(shù)
從對比數(shù)據(jù)及對比圖可以看出，仿真結果與試驗數(shù)據(jù)吻合較好，故該模型能夠用于預測各種工況下前懸架的運動學與動力學性能。
3.各種典型工況下的靜力分析
對汽車在實際使用中最常見的典型工況前懸架進行靜力分析是研究前懸架零部件載荷的基礎。本文將選擇最大垂直力工況、最大制動力工況和最大側向力工況來進行靜力分析，整車參數(shù)如下表所示：
表2 整車部分參數(shù)
3.1 最大垂直力工況
汽車滿載靜止于水平地面時前懸兩側車輪所受的垂直的載荷分別為：
Wf=1/2×mg×b/L=4030.98N
考慮到汽車在不平路面上的沖擊，取FL的2.5倍作為最大垂直載荷。
3.2 最大制動力工況
圖14 制動工況受力圖
汽車在水平路面上制動時，受到一個慣性力作用在其重心，方向與速度方向相同，大小為ma，a取最大制動加速度g。
前懸單側車輪制動力為：
Ff=1/2×ma×μ=4890.28N
由后輪接地點力矩平衡方程得：
Wf=1/2×(ma×h+mg×b)/L=5455.4N
3.2 最大側向力工況
當汽車達到側翻臨界狀態(tài)時，側翻方向車輪的垂直反力和側向力達到最大，左側的車輪不受力。
圖15 最大側向力工況受力圖
臨界右側翻時，對于剛性汽車，由力矩平橫可知，汽車右輪所受的最大總側向力為：
Fy=ma=(mg×B/2)/h=13818N
對于帶懸架的汽車，由于側傾引起汽車質(zhì)心位置的偏移及外側輪胎的彈性變形使輪胎接地中心向內(nèi)偏移，使輪距B減小，根據(jù)經(jīng)驗取Fy的0.9倍作為最大側向力。
由后懸右輪力矩平衡可知，前懸架右輪所受最大側向力為：
Fyf=0.9Fy×b/L=6660.57N
4.仿真結果和結論
將以上工況靜力分析結果加載到前懸上進行仿真，仿真結果如下表所示：
表3 各工況前懸零部件載荷仿真結果
從表中可以看出橫拉桿球頭的拔出力與擠壓力都很小，可以不作技術要求，下擺臂襯套及球頭不同工況下的最大受力都較大，應作技術要求以保證汽車的安全性。下擺臂前襯套可以軸向安裝力不小于10KN作為技術要求；下擺臂后襯套可以軸向安裝力不小于5KN作為技術要求；下擺臂球頭可以抗拔出力不小于5KN，抗擠壓力不小于25KN作為技術要求。通過本文方法，利用LMS Motion多體動力學方法計算出關健零部件的載荷，能使整車廠向相關供應商提出更加合理、精確的技術要求。
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