汽車懸架系統在傳遞車輪與車架之間力的同時，也緩和了大量來自路面的沖擊載荷，減小了由此引起的承載系統的振動，保證了汽車行駛的平順性、理想的運動特性和操縱穩定性。由于汽車前懸架部件之間運動關系復雜，一般都設計成主銷內傾和后傾，并且控制臂軸也大多傾斜布置，給懸架的運動學、動力學分析帶來很大困難。以某汽車麥弗遜前懸架為例，擬采用雙輪同向激振方式對其進行仿真計算和優化分析，研究其在汽車運行過程中汽車麥弗遜前懸架的動力學特性，以改善懸架系統性能。

1. 汽車麥弗遜前懸架模型的建立

通過逆向工程和試驗，得到了汽車前懸架幾何參數、彈簧阻尼元件特性以及關鍵連接部位彈性襯套剛度等，麥弗遜前懸架系統的主要參數( 整備質量狀態) 如表1。

表1汽車懸架系統主要參數

對模型的建立作如下假設: 懸架中所有零部件都認為是剛體; 減振器簡化為線性彈簧和阻尼; 各運動副內的摩擦力忽略不計; 輪胎簡化為剛性體。創建的模型如圖 1。運用 ADAMS /CAR 模塊建立與表1相對應的汽車前懸架的運動學模型，具體的模型如圖 1 所示。

圖1 麥弗遜懸架多體動力學模型

1. 麥弗遜懸架運動學仿真分析

根據前輪上下跳動量，采用雙輪同向激振方式設置激勵方程，車輪的上下跳動行程為 0-150mm。此驅動函數用來模擬車輪通過不平路面時的情景。仿真結果如圖2 -圖3所示。

圖2 前懸架輪荷隨車輪跳動的變化曲線

圖3 前懸架垂向剛度隨車輪跳動的變化曲線

靜平衡時，汽車前懸架垂向剛度為45.87 N/ mm，限位塊發生作用垂向剛度變為80N/mm 左右。

1. 四輪定位參數仿真

主銷后傾角：靜平衡時，汽車主銷后傾角對應的值為7.39°，該值與汽車給定的主銷后傾角 4°34' 相差約 3°，這主要是由于整車姿態角以及硬點坐標的準確性造成的。當車輪上跳時，每壓縮10 mm，后傾角的變化范圍為0.0277°-0.011°。從圖4中可以看出每壓縮10 mm，后傾角變化約0.0335°，其主銷后傾角隨車輪跳動的具體變化如圖4所示。

圖4 主銷后傾角隨車輪跳動的變化曲線

主銷內傾角：靜平衡時，汽車主銷內傾角對應的值為7°21′，與汽車給定的主銷內傾角 7°23′基本一致。主銷內傾角的存在能夠提高轉向輕便性和制動穩定性，通常希望其變化越小越好，車輪跳動±40 mm對應內傾角變化2.14°，其主銷內傾角隨車輪跳動的具體變化如圖5所示。

圖4 主銷內傾角隨車輪跳動的變化曲線

車輪外傾角：靜平衡位置時，汽車車輪外傾角對應的值為-0.73°，外傾角的變化應考慮操縱穩定性和輪胎的磨損兩方面因素。輪跳每變化25mm前束角變化應在-0.4-0.6°之間，且一般希望前懸架外傾角變化量為負值。

圖5 外傾角隨車輪跳動的變化曲線

車輪前束角：靜平衡時，汽車對應的前束角為0.31°，通常希望前束角變化小一些好，且盡可能呈現線性變化趨勢。輪跳每變化25mm前束角變化應在0.1°-0.2°之間，且一般希望前束角值的變化量為負值，這樣將會有利于增加不足轉向特性。

圖6 前束角隨車輪跳動的變化曲線

輪距的變化：輪距隨車輪跳動變化曲線如圖7所示。這里 的輪距測量點為車輪中心。

圖7 前束角隨車輪跳動的變化曲線

通常希望輪距的變化要小些，以減少輪胎的磨損。從圖中可以看出，車輪向上跳動時輪距的變化更小一些，這樣可以減小載荷增加時輪胎的磨損，轉向斷開點向外移30mm后輪距變化對應的值基本不變。

4.總結

本文研究的車輪跳動過程中車輪定位參數與輪胎磨損的關系，以及定位參數相互之間的影響將為汽車的初始設計提供可靠的技術依據，有效地減小車輪側滑，降低輪胎磨損，提高汽車轉向的輕便性和穩定性。

最后，有相關仿真需求歡迎通過公眾號“320科技工作室”與我們聯絡。