運(yùn)用多體法對(duì)扭轉(zhuǎn)梁后懸架進(jìn)行建模

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1、運(yùn)用多體法對(duì)扭轉(zhuǎn)梁后懸架進(jìn)行建 G.FICHERA,M.LACAGNINAandF.PETRONE 卡塔尼亞艾迪大學(xué)，瓦倫阿多利亞6,95100卡塔尼亞，意大利； 電子郵箱：@ （收稿2003年7月7日，從2004年4月27日接受修訂） 摘要：多體系統(tǒng)分析已經(jīng)成為計(jì)算輪載下汽車懸架的彈塑性運(yùn)動(dòng)學(xué)特征或?qū)崿F(xiàn)復(fù)雜的整車模型去預(yù)測(cè)處置性能和NVH（噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度）質(zhì)量的一種主要的仿真技術(shù)。扭轉(zhuǎn)梁式后懸架建?！贐或C類汽車中普遍采用——提出了一些由結(jié)構(gòu)性能所組成而產(chǎn)生的問(wèn)題。線性方式是一個(gè)基于構(gòu)建模態(tài)綜合的方式，用來(lái)在多體模型中表示柔性扭轉(zhuǎn)梁。這種方式是與非線性有限元分析相較較而

2、言的。懸架的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析是由利用了S1MPACK的多體代碼完成的。主要的懸架參數(shù)（前束角，外傾角,軸距和軌跡轉(zhuǎn)變）的計(jì)算是通過(guò)改變車輪旅行和負(fù)載而取得的。涉及到大位移的靜態(tài)分析表明，不同數(shù)量的模式被以為是在扭轉(zhuǎn)梁模態(tài)縮合。多體模型的結(jié)果與從非線性有限元取得的模型相較較?？紤]連接扭轉(zhuǎn)梁和車輛底盤的軸套的不同剛度值在內(nèi)。 關(guān)鍵字：乘用車扭轉(zhuǎn)梁懸架彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 1 .簡(jiǎn)介 車輛懸架系統(tǒng)的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析一般是運(yùn)用多體系統(tǒng)仿真（MBS）的方式。實(shí)際上，因?yàn)橛旋嫶笃絼?dòng)旋轉(zhuǎn)位移和非線性力量，一個(gè)數(shù)值的懸架模型必需考慮非線性效應(yīng)。對(duì)于懸架系統(tǒng)彈性性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析的多體模型是典型的剛體組裝，構(gòu)件的靜態(tài)變形

3、與連接部件（彈簧、緩沖塊、襯套等）的變形相較通常能夠忽略不計(jì)。 剛體不能表現(xiàn)出像防傾桿或有特定結(jié)構(gòu)部件的彈性變形對(duì)彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)特性的懸架有影響的結(jié)組成份。這是扭轉(zhuǎn)梁式后懸架的典型案例。扭力梁已經(jīng)被視為一個(gè)彈性體模型，因?yàn)槠渑まD(zhuǎn)變形的目的就為了解開(kāi)由梁連接的車輪的垂直運(yùn)動(dòng)。扭力梁的彈性變形，取決于車輪移動(dòng)和所施加外負(fù)荷,影響著懸架幾何特征的轉(zhuǎn)變。 彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析的扭轉(zhuǎn)梁后懸架的多體模型是依托SIMPACK代碼組合起來(lái)的。扭轉(zhuǎn)梁里面的易彎曲模型是通過(guò)基于綜合組成模式的線性方式來(lái)講明的。該模型減少了從線性有限元（FE）扭轉(zhuǎn)梁模型開(kāi)始的操作。對(duì)兒個(gè)車輪進(jìn)行動(dòng)態(tài)和靜態(tài)分析，底盤連接的套管有不同的剛度。

4、多體模型的結(jié)果與從非線性有限元取得的模型相較較，是為了評(píng)估多體模型可能的范圍，其扭轉(zhuǎn)梁的彈性形變是基于線性模態(tài)疊加的方式。 2 .有限元模型 第一創(chuàng)建扭轉(zhuǎn)梁的網(wǎng)格（圖1）。一樣的網(wǎng)通常都被用來(lái)成立一個(gè)非線性有限元（ABAQUS）和一個(gè)線性有限元模型（\ASTRA\）。附屬于底盤和其它懸架部件的梁的結(jié)構(gòu)模型是由殼元素和剛體元素在點(diǎn)上成立的。其附著點(diǎn)（如圖1所示） ? 底盤襯套附件：點(diǎn)1,2; ? 下彈簧附件：點(diǎn)3,4; ? 下避震附件：點(diǎn)5,6; ? 輪轂軸承中心：點(diǎn)7,8o 圖1：扭轉(zhuǎn)梁外殼和剛體元素的網(wǎng)格 表1：free-free模態(tài)分析的特征值 序號(hào) 頻率 1

5、 2 3 4 5 6 7 8 9 10 非線性有限元模型包括的其它懸架元素，比如：彈簧，緩沖塊，底盤附件襯套，車輪軸承和減振器彈性力。它還包括靜態(tài)子情形下運(yùn)行的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。這些子情形是由分派到車輪中心的垂直位移或外加負(fù)荷的命令組成的。結(jié)構(gòu)的free-free模態(tài)分析是由線性有限元模型執(zhí)行的。前十個(gè)特征值（不包括零頻率剛體模式）列于表lo在多體模型中為了介紹扭轉(zhuǎn)梁的彈性體，線性有限元模型也用于執(zhí)行動(dòng)態(tài)凝結(jié)。 3.多體模型 .概述 懸架多體模型的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析包括： ? 慣性系統(tǒng)，其代表為汽車底盤； ? 視作彈性體的扭轉(zhuǎn)

6、梁； ? 視作剛性體的其它懸架部件，比如：減振器，輪輛和輪胎環(huán)； ? 連接力：彈簧，減震器，緩沖塊，reboundstops,輪轂軸承，底盤附件襯套和輪胎垂直剛度； ? testrig分派的在車輪中心的垂直位移或載荷（側(cè)向負(fù)載，調(diào)整扭矩，制動(dòng)或牽引力）。 .視作彈性體的扭轉(zhuǎn)梁 彈性體能夠由接口程序（FEMBS）和有限元編碼引入到一個(gè)SIMPACK的多體模型中。從一個(gè)特定的有限元結(jié)構(gòu)分析的結(jié)果開(kāi)始，接口程序生成的數(shù)據(jù)將輸入到彈性體中。這些數(shù)據(jù)都以文本的格式貯存在一個(gè)叫作標(biāo)準(zhǔn)輸入的數(shù)據(jù)（SID）的文件中。彈性體在SIMPACK中的代碼像其它商業(yè)多體代碼一樣，是基于： ? 參考系得構(gòu)建

7、［廣3］：全數(shù)大量的非線性體隨同微小的變形運(yùn)動(dòng)u（c,t）,在它為變形的地方，矢量c從體的固定的參考系到彈性體的任何點(diǎn)；?Ritz法（模態(tài)方式）：彈性位移u（c,t）表示為一個(gè)空間-依賴形狀函數(shù)的線性組合和時(shí)刻-依賴坐標(biāo)： u（cj）=［＜＞（c）］q（r）.（1） 那個(gè)彈性體的運(yùn)動(dòng)方程在多體系統(tǒng)中所需要的信息： ? 附著點(diǎn)的位置和觀測(cè)點(diǎn)（其中標(biāo)志座落于）； ? 剛體質(zhì)量性能； ? 模式形狀①（C）： ? 模態(tài)質(zhì)量，剛度和阻尼矩陣，其坐標(biāo)描述剛體運(yùn)動(dòng)的耦合矩陣。 / IImX = /Pm K] J Uij J = \() 該模態(tài)質(zhì)量和剛度矩陣的計(jì)算是基于組成模式綜合方式［4-6

8、］o通過(guò)把彈性體的位移矢量u分解為一個(gè)包括附著點(diǎn)（主節(jié)點(diǎn)）的位移矢量urn和一個(gè)包括其余節(jié)點(diǎn)位移（內(nèi)部節(jié)點(diǎn)）的矢量的ui運(yùn)動(dòng)方程的彈性體能夠?qū)懗桑? ［NF］」＜?）+ 內(nèi)部節(jié)點(diǎn)的位移可表示為在主節(jié)點(diǎn)位移的線性組合和某一數(shù)值的廣義自由度。 Ui=_［Kii尸［K叫Um+［中投（3） 廣義的自由程度都與一個(gè)特殊的模態(tài)矩陣［①］」叫］，...，1】：］,其中包括幾乎為全系統(tǒng)的特征向量約束數(shù)q。矩陣是長(zhǎng)方形（酸；內(nèi)部自由度數(shù)）若是涉及到超級(jí)高的頻率的模式會(huì)被排除（它們的奉獻(xiàn)往往忽略不計(jì)）。模態(tài)矩陣［①］的計(jì)算公式，通過(guò)求解特征值設(shè)置到零主節(jié)點(diǎn)位移（UnrO）取得。該轉(zhuǎn)換矩陣［T］,利用公式（3

9、）計(jì)算，用于獲取系統(tǒng)減少的質(zhì)量和剛度矩陣： 0 [I] _[心「1依叫 [0廠 闡一 (4) [Mm]=[T]t[M][T]（5） [Km]=[T]T[K][T],（6） 該模式的形狀和減少幾乎無(wú)約束系統(tǒng)的相應(yīng)頻率的計(jì)算特征方程求解如下： [[Km]-^[Mm]]iim=0.⑺ 矩陣計(jì)算所需的數(shù)學(xué)操作是通過(guò)有限元朝碼執(zhí)行的。該進(jìn)程分為兩個(gè)步驟，它們都是單一的執(zhí)行分析： 1 .主節(jié)點(diǎn)Um（在B集搜集）的位移設(shè)置為零,整個(gè)幾乎約束系統(tǒng)進(jìn)行的模態(tài)分析，是為了計(jì)算模態(tài)矩陣[中]。那個(gè)數(shù)字，Q的有效本征模，是選擇在q集。一個(gè)內(nèi)部節(jié)點(diǎn)的必然數(shù)量（在c集搜集）可選擇測(cè)量點(diǎn)和點(diǎn)的

10、圖形來(lái)表示。 2 .減少的幾乎無(wú)約束系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，以取得特征向量[①力和相應(yīng)的特征值9m,這應(yīng)該是接近原始系統(tǒng)的。 對(duì)于扭轉(zhuǎn)梁來(lái)講，B主節(jié)點(diǎn)集包括附著點(diǎn)從1到8（圖1）的必需在多體模型的應(yīng)用的力和約束。在C集合包括圖示法表示的一些內(nèi)部節(jié)點(diǎn)的變形。 動(dòng)態(tài)自由度的數(shù)量在Q集中等于16（二6個(gè)剛體模式+10個(gè)本征模和500HZ）為了以后的動(dòng)態(tài)分析考慮，頻率范圍最大為￡^.二250^。在表2,減少無(wú)約束系統(tǒng)（不包括剛體模式）的特征值是一路與原系統(tǒng)顯示的。 該彈性體的表示，必需考慮到與多體系統(tǒng)的其他部份的彼此作用，所提供的力和約束應(yīng)用于彈性體。為了取得良好的表示，建議包括采用靜態(tài)負(fù)荷的附著點(diǎn)

11、（主節(jié)點(diǎn)）的所謂的靜態(tài)模式都通過(guò)計(jì)算取得了相應(yīng)的變形。取而代之的是靜態(tài)的方式方式，另一種方式是基于通用的另一組特定的模式計(jì)算：頻率響應(yīng)模式（FRM的）。頻率響應(yīng)模式是通過(guò)應(yīng)用動(dòng)載荷Pm（用給予的鼓勵(lì)頻率調(diào)和時(shí)刻）計(jì)算附著點(diǎn)： =pm（8） 表2.無(wú)約束扭力梁的特征值 序號(hào) 原始頻率 （HZ） 衰減后頻率 （HZ） 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 若是從彈性體的鼓勵(lì)頻率與固有頻率不同，F(xiàn)RM就是一個(gè)有效的方式。 FRY的數(shù)量取決于應(yīng)用到彈性體的力和約束的類型。在本征模和

12、頻率響應(yīng)模式的組合中，對(duì)本征模和其它每一個(gè)模來(lái)講，需要一些額外的轉(zhuǎn)換，以減弱關(guān)于剛體模型的頻率響應(yīng)［7］。FRM的計(jì)算和所需的額外的轉(zhuǎn)變直接山FEMBS進(jìn)行。最大的益處就是FRM的方式所給出的改變邊界條件的機(jī)緣不用進(jìn)行新的有限元分析。固然,整體節(jié)點(diǎn)必需包括所有被施加了力的點(diǎn)。動(dòng)態(tài)載荷概念是在特定負(fù)載情形下受的力（或時(shí).刻）的模量和方向均選用理想的附著點(diǎn)。 關(guān)于扭轉(zhuǎn)梁，36種不同工況的創(chuàng)建，以計(jì)算FRM的。底盤套管附件和車輪軸承中心（節(jié)點(diǎn)第1、2、7、8）的負(fù)教情形由3個(gè)單元力和3個(gè)單元扭矩獨(dú)立地應(yīng)用于每一個(gè)節(jié)點(diǎn)中所有方向的慣性系統(tǒng)。彈簧和減震器附件的負(fù)載情形（節(jié)點(diǎn)3,4,5,6）僅有3個(gè)單位

13、力。1赫茲的鼓勵(lì)頻率被選為FRM的計(jì)算。 總之，考慮每種模式的自然阻尼來(lái)講明彈性體阻尼： Gi=2h西嬴（9） kii和mii是序號(hào)為i的模型的剛度和質(zhì)量；對(duì)于典型的剛結(jié)構(gòu)，每一個(gè)模型的hi的值等于。 6000 4000 2000 0 -2000 -4000 -6000 圖2.全數(shù)多體模型 .懸架的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析的完整模型 扭力梁實(shí)施作為一種彈性體后，就開(kāi)始創(chuàng)建懸架的其它元件的模型：減振器，彈簧，緩沖塊，回彈塊，輪轂軸承和底盤附件套管。 第一，在各個(gè)方向把套管比作平移剛度超級(jí)高（K=50,000N/min）和轉(zhuǎn)動(dòng)剛度為零的單球接頭，選擇這種操作，是為了評(píng)估在

14、懸架參數(shù)上扭力梁變形的影響，因?yàn)樘坠茏冃文軌蚝雎圆挥?jì)。緩沖塊一樣也有不變剛度。 然后，以套管為模型的考慮可行的非線性力變形與剛度增加曲線（圖2）,不斷在各個(gè)方向［8,9］轉(zhuǎn)動(dòng)剛度。緩沖塊也非直線力變形曲線。 最后，實(shí)驗(yàn)臺(tái)上的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析產(chǎn)生了。它包括零部件，關(guān)節(jié)和數(shù)值函數(shù)分派到車輪垂直位移或采用輪載。垂直運(yùn)動(dòng)能夠被分派到車輪中心直接或輪胎接觸面，包括輪胎垂直靜態(tài)剛度。完整的模型如圖2所示。 提交兩種模擬的分析：車輪動(dòng)態(tài)分析和靜態(tài)分析。車輪動(dòng)態(tài)的分析說(shuō)明如下（+為顛簸運(yùn)動(dòng)，一為反彈運(yùn)動(dòng)）： ? 并行車輪的動(dòng)態(tài)分析，z0=0毫米：等于垂直位移分派給兩個(gè)車輪中心的范圍±80毫米，從最初的名

15、義位置： ? 相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析，zO二0毫米：相對(duì)的垂直位移分派給兩個(gè)車輪中心的范圍±80毫米，從最初的名義位置； ? 相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析，zO二-40毫米：相對(duì)的垂直位移被分派在兩個(gè)車輪中心的范圍土40毫米-40毫米的初始位置； ? 相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析，z0=+40毫米：相對(duì)的垂直位移被分派在兩個(gè)車輪中心的范圍土40毫米+40毫米初步位置。 靜載分析說(shuō)明如下： ? 橫向負(fù)荷：適用于左車輪接觸片，范鬧為±4000N； ? 調(diào)整扭矩：應(yīng)用于左車輪的垂直軸應(yīng)用，其范圍是土lOONm； ? 制動(dòng)力：一個(gè)縱向力施加到左輪中心和反映扭矩（二力量之間的半徑和裝入輪胎產(chǎn)品）是適用于垂直的，該

16、力的范圍為±3000N； ?動(dòng)力：一個(gè)縱向力施加到左輪中心，范圍全力為±3000N。 主要懸浮彈運(yùn)動(dòng)特性進(jìn)行了計(jì)算：垂直載荷，前束角，外傾角，半跟蹤和軸距的轉(zhuǎn)變。多體分析結(jié)果與非線性有限元分析進(jìn)行了比較。從線性襯套緩和沖塊模型取得的結(jié)果顯示在至節(jié)，而非直線軸承緩和沖塊所得的結(jié)果在和所示。 4 .線性套管緩和沖塊的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 .并行車輪的動(dòng)態(tài)分析 在并行車輪的運(yùn)動(dòng)中梁沒(méi)有扭轉(zhuǎn)變形。由于只受垂直車輪載荷，彈簧緩和沖塊的力，只有小彎曲變形。因此，多體分析的結(jié)果與非線性有限元分析一致（見(jiàn)圖3）o.相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析 在相對(duì)車輪的運(yùn)動(dòng)中，梁發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形：變形隨垂直行程的增加而增加。因此，

17、多體分析對(duì)于前束角及軸距的轉(zhuǎn)變就不夠精準(zhǔn)（見(jiàn)圖4）。因?yàn)橐r套的高硬度，用線性方式來(lái)表示多體模型內(nèi)部的彈性體便致使了這些錯(cuò)誤。 專門是，當(dāng)梁是受到較高的扭轉(zhuǎn)變形，即當(dāng)車輪達(dá)到車輪運(yùn)動(dòng)的極限時(shí),在前束角轉(zhuǎn)變曲線觀察到了較大的不同。因?yàn)檐囕喯鄬?duì)較低的垂直位移（土40亳米），不同的初始位置（40,圖5或-40,圖6）相對(duì)運(yùn)動(dòng)分析取得了更好的結(jié)果。因?yàn)榉治龅慕Y(jié)果z0=-40mm是最好的，以至于緩沖塊能夠不用再分析了。 車輪距本轉(zhuǎn)變曲線表現(xiàn)出了較大的誤差，專門是當(dāng)車輪從最初的位置開(kāi)始移動(dòng)時(shí)。由于梁的扭轉(zhuǎn)變形，多體模型不能正確計(jì)算車輪中心的縱向運(yùn)動(dòng)。事實(shí)上，當(dāng)達(dá)到最大垂直位移時(shí)，就會(huì)有很多不同的曲線。

18、 而當(dāng)多體模型在整個(gè)車輛模型中的用于評(píng)價(jià)乘坐舒適性時(shí)，這些揭露的錯(cuò)誤的似乎也并非十分嚴(yán)峻。事實(shí)上，當(dāng)車輛的行為主如果與輪胎的非線性行為有關(guān)時(shí)，只能是在達(dá)到最大橫向加速度的情形下，垂直位移才能達(dá)到最大值。軸距的轉(zhuǎn)變計(jì)算誤差只能影響那些涉及車輪相對(duì)位移的乘坐舒適性的分析，如車輛通過(guò)不對(duì)稱的障礙或洞。 .靜態(tài)載荷分析 靜教分析結(jié)果證明，多體模型與非線性有限元模型是一致的。除前束角與側(cè)向載荷的轉(zhuǎn)變，曲線老是疊加的。 Wheeitravel(mml Wheeltravel Verticalloadvariation-Leftwheel Toeanglevariation-Leftwheel

19、 一603BQU< Wheeltravel 3 -60 -40 -20 0 20 40 60 80 Wheel travel (mml 0.2 4 6 B EE一S6U31 Wheelbasevariation-Leftwheel 2.0 圖3.并行車輪的動(dòng)態(tài)分析：zO的=0亳米；-一多體分析--非線性有限元分析 VGrticalloadvariation-Leftwheel Toeanglevariation-Leftwheel 圖6.相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析:zO的=-40毫米; - -

20、多體分析--非線性有限元分析 -60SO-20020406080 Wheeltravel(mm) Camberanglevariation-Leftw*ieel -M-60-40-20020406080 Wheeltravel(mm) Wheeltrackvariation-Leftwheel 15.0 10.0 -5.0 -10.0 -15.0 -60-40-20020406080 Wheeltravel[mm] -20.0 -80-60-40-20020406080 Wheeltravel[mm] Wheelbasevariation-Leftwhee

21、l 20 oooooO 。-2Y書-610 ■ 5豆￡6081 -80-60-40-20020406080 Wheeltravel(mml 圖4.相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析：zO的=0亳米：-一多體分析-一非線性有限元分析 WheeltravelImm) Wheelbasevariation-Leftwhool60402.000-20-40-6.0-80-100 -50-40-30-20-100102030405C Wheeltravelfmml 圖5.相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析：zO的二+40,第米；；-一多體分析一非線性有限元分析 Toeanglevariation-Leftw

22、heel -50-40-30-20-1001020304050 Wheeltravel【mm] Wheelbasevariation-Leftwheel6040200.0-20-40-60-80-100 -SO-40-30-20-100102030405C Whwltravel(mm) Toe angle variation - Left wheel -4000-30

23、00-2000-100001000200030004000 Lateralload（Nl 圖9.相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析：z0的二+40毫米；——多體分析--非線性有限元分析 圖7.靜負(fù)載分析：側(cè)向荷載：-一多體分析---非線性有限元分析 5 .非線性套管緩和沖塊的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 下面的結(jié)果是通過(guò)考慮可行的非線性力一變形曲線取得的，包括底盤連接套管和懸掛緩沖塊。 從并行車輪動(dòng)態(tài)分析中取得的結(jié)果說(shuō)明了多體模型和非線性有限元模型之間的完全一致，如所示。因?yàn)樗械那€疊加，該圖形被省略。.相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析 通過(guò)減少連接襯套的剛度，多體模型在前束角轉(zhuǎn)變

24、計(jì)算中給出了更好的結(jié)果（圖8~10）。更大的錯(cuò)誤留在輪距轉(zhuǎn)變的計(jì)算中，這證明了當(dāng)梁的扭轉(zhuǎn)變形的增加時(shí)，精準(zhǔn)地”?算出車輪中心縱向運(yùn)動(dòng)的多體模型的極限。專門是，左輪中心由于沿縱軸附件襯套的剛度降低而向后移動(dòng)（圖8正輪距轉(zhuǎn)變）。 10 20 30 40 50 Wheel travel (mm] Toe angle variation - Left wheel 0.3 2 10 12 。O.。 4-0. -682. -10 0 -50 -40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 5C Wheel travel (mm) 圖8,相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析：z0的二0亳米多

25、體分析--非線性有限元分析 Toe angle variation - Left wheel ?40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 W Wheel travel fmml 543210123 O.QO.。。。。。。 SQP - 0O)U4 Wheel base variation - Left wheel 40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 5C Wheel travel (mml OOOOOOOOO 8 42624680. 【EE】 UBUO-J 50 ? Tog angle variation - Left wheel W

26、heel base variation - Left wheel Wheel travel [mm] Wheel travel [mm] Toe angle variation - Left wheel ■4000 -3000 -2000 -1000 0 1000 2000 3000 4000 Lateral load IN] 【EE】JCOU3 40302010810203040 28ou< Wheel base variation - Left wheel mio.相對(duì)車輪的動(dòng)態(tài)分析：zO的=-40亳米：-一多體分析--非線性有限元分析 2.0 1.5 1.

27、0 05 00 -4000.3000.2000.10000100020003000400C LateralloadINI 圖11.靜力分析：側(cè)向荷載：-一多體分析--非線性有限元分析 .靜態(tài)載荷分析 靜載分析的結(jié)果顯示因?yàn)橐r套剛度的降低，位移出現(xiàn)較高的值。多體模型和非線性有限元模型仍然一致。唯一表現(xiàn)出明顯不同的仍然還在那些橫向荷載分析的曲線（圖n）° 6 .結(jié)論 扭轉(zhuǎn)梁的后懸架的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析是由運(yùn)用多體系統(tǒng)仿真的方式。這是將扭轉(zhuǎn)梁的多體模型作為一個(gè)彈性體運(yùn)用基于組合綜合模態(tài)的線性方式實(shí)施的。只考慮了前10個(gè)無(wú)約束減少結(jié)構(gòu)的本征模。頻率響應(yīng)模式，一樣也是考慮了應(yīng)用于附著點(diǎn)的力

28、和扭矩的計(jì)算。車輪的動(dòng)態(tài)分析包括了龐大位移和靜態(tài)載荷的分析。多體模型的結(jié)果與從非線性有限元取得的模型相較較取得的。比較的目的是為了評(píng)價(jià)多體方式利用線性模態(tài)疊加法計(jì)算彈性變形的可能極限范圍。 起初，底盤連接套管被同化為平移剛度超級(jí)高的單球接頭。在這種情形下，所有懸架參數(shù)的轉(zhuǎn)變依賴于扭轉(zhuǎn)梁的結(jié)構(gòu)性能。仿真結(jié)果表明，多體模型給出的錯(cuò)誤結(jié)果及即便相對(duì)車輪動(dòng)態(tài)的軸距轉(zhuǎn)變。前束角的轉(zhuǎn)變出現(xiàn)的一些錯(cuò)誤，也只是當(dāng)相對(duì)車輪運(yùn)動(dòng)或橫向荷載達(dá)到最高值的時(shí)候。通過(guò)考慮的襯套緩和沖塊更可行力變形曲線，前束角的轉(zhuǎn)變曲線在車輪運(yùn)動(dòng) 時(shí)變得相當(dāng)吻合。相反，在計(jì)算相對(duì)車輪運(yùn)動(dòng)的輪距時(shí)，多體模型仍熱給出了不佳的結(jié)果。

29、當(dāng)梁的扭轉(zhuǎn)變形的增加時(shí)，多體模型無(wú)法準(zhǔn)確地計(jì)算出車輪中心的縱向運(yùn)動(dòng)。 雖然如此，多體模型僅僅需要很短的時(shí)刻就可以完成對(duì)懸架的彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。因此，用它來(lái)進(jìn)行測(cè)試不同的配置的參數(shù)分析是可行的。另外,若是懸架系統(tǒng)被包括于整車系統(tǒng)中，用于處置乘坐舒適性的分析的話，這些披露的錯(cuò)誤似乎就沒(méi)那么關(guān)鍵了。當(dāng)車輛的行為主如果由輪胎的帝?線性力的影響時(shí)，車輪垂直位移的最大值只有在側(cè)向加速度達(dá)到最大時(shí)才能達(dá)到。軸距的轉(zhuǎn)變計(jì)算誤差只能影響那些涉及車輪相對(duì)位移的乘坐舒適性的分析，如車輛通過(guò)不對(duì)稱的障礙或洞。 7 .參考文獻(xiàn) 1. Schwertassek,R.,Wallrapp,O.andShabana,'Fl

30、exiblemultibodysimulationandchoiceofshapefunctions',NonlinearDynamics20(4),1999,361-380. 2. Schiehlen,W.,'Multibodysystemdynamics—Rootsand perspectives?,MultibodySystemDynamics1,1997,149-188. 3. Shabana,'Flexiblemultibodydynamics:reviewofpastandrecentdevelopments',MultibodySystemDynamicsl,1997,18

31、9-222. 4. Dietz,S.,4Vibrationandfatigueanalysisofvehiclesystemsusingcomponentmodes*,FortschrittBerichteVDI,Reihe12,Nr.401,1999. 5. Likins,"Modalmethodforanalysisoffreerotationsofspacecraft,AIAAJournals,1967,1304-1308. 6. Craig,.andBampton,'Couplingofsubstructuresfordynamicanalysisf,AIAAJoumal6,19

32、68,1313-1319. 7. Dietz,S?,Wallrapp,O.andWiedemann,S.,4Nodalvs.modalrepresentationinflexiblemultibody systemdynamics*tinproceedingsofMultibodyDynamics2003,IDMEC/IST,Lisbon,Portugal,July1-4,2003. 8. H.Shimatani,Murata,S.andWatanabe,K?,'DevelopmentoftorsionbeamrearsuspensionwithtoecontrollinksJ,SAE,

33、1999. 9. Kuo.，4Testingandcharacterizationofelastomericbushingsforlargedeflectionbehaviour*,SAE970099,1999. 原文出處：G.FICHERA,M.LACAGNINAandF.PETRONE,ModellingofTorsionBeamRearSuspensionbyUsingMultibodyMethod[C],MultibodySystem Dynamics12:303-316,KluwerAcademicPublishers,Printedinthe Netherlands,2004