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考虑减震器摩擦在ADAMS软件环境下乘用车麦弗逊悬架动态分析

安德烈哈勒克，克日什托夫古巴

别尔斯科比尔大学

摘要

本文提出了一种分析具有麦弗逊悬架系统的客车的动力学方法，这使考虑发生在主要组件如活塞杆和气缸，前减震器之间的摩擦成为可能。利用现代工具对支持的工程设计过程进行分析，即三维设计软件程序（用于构造处于开发阶段的汽车几何模型），和MSC.ADAMS软件（在这种环境下，对处于研发阶段的汽车结构模型的动力学进行了分析）。该分析包括对突然变道操作时车身重量在车轮间的重新分配趋势的调查，尤其是在汽车的一个减震器存在严重缺陷的情况（溢油），减震器将无法充分发挥作用。这种情况下，在有缺陷的减震器配件之间可能会发生干摩擦，会阻碍（甚至阻止）减震器部件间的相对运动。在作者看来，对于汽车麦弗逊悬架系统的设计者而言本研究的提出的可能是有趣的。

关键词：动力学、乘用车、麦弗逊悬架、减震器摩擦、Adams软件。

别尔斯科比尔大学，机械工程与计算机科学系，机械系，2威柔瓦街，43-309别尔斯科比尔，电子邮件：aharlecki@ath.bielsko.pl

别尔斯科比尔大学，机械工程与计算机科学系，机械系，

2 威柔瓦街，43-309别尔斯科比尔，电子邮件：kkubas@ath.bielsko.pl

1. 引言

麦弗逊悬架是广泛使用的设计形式，主要用于小排量的流行中级车。

旋转轴，左

旋转轴，右

悬架臂，右

悬架臂，左

麦弗逊悬架，左

转向杆，右

转向器

转向杆，左

转向柱

麦弗逊悬架减震器，右

图1.麦弗逊前悬架系统，全图

这种悬挂系统的一个重要的优势是，它占用的车内空间小，易于组装和安装。然而，它也有一些缺点，其中之一与上部悬挂臂缺失有关，导致减震器的主要部件，代替了吊臂的功能（图2），活塞杆和气缸，不仅承受轴力也有显著的横向力和弯矩。它可以在图中看出来，活塞杆在气缸和活塞内的铜质衬套内运动，活塞杆的一端形成，活塞与内筒表面通过塑料密封圈密封。横向力和弯矩引起减震器组件显著的交替变形（弯曲）。这反过来又导致增加值。这导致发生在部件接触区的正常反应力增加，因此，摩擦力增加。这些力量影响前悬架组件的振动阻尼；因此，这些力改变悬挂系统的物理性能并显著损害弹簧质量。摩擦甚至可能导致气缸活塞杆的临时性的自干扰。在这样的情况下，当减震器“分离件”被卡住后活塞杆上作用的轴向力可能不足（即他们相对运动的开始）。 车辆转弯时，这可能发生在几乎完全平整的道路上，作用于汽车前轮的法向力不足以引发 “缺陷” 减震器配合零件的相对运动（这被称为“林荫大道的影响[ 10 ]）。自干扰可能发生减振器有关部件的相应位置 ；它也可能发生在一个减震器或两个。这可能会导致车身重量在车轮间分配的变化，很难在一个特定的情况下的预测车体的实际位置 由于无限多可能的组合（因此，车体的位置是完全随机的）。随机化的身体重量分布会危及车辆运动的稳定性。因为，定位的前轮会“往前走”地面传输给左右车轮的载荷并不相同；因此，由转向杆施加给转向器的力 ，通过小齿轮 向转向柱和转向盘传递 ，也不相等。转向器上的非对称载荷可能导致“倾斜”；如果司机试图阻止这一倾向， 可能会出现转向盘抖动（在德国被称为“兰卡摆动”[ 10 ]）。车身重量在左右轮分配不均的问题由先前被认为适用主要的商用车（即车辆的高重心）减震器前部的摩擦引起，但更多深入的研究工作表明，这个问题对客车也是很重要的，根据[ 10 ]。

带塑料密封圈的活塞

接触区

气缸

活塞杆

埋置螺母

接触区

图2.麦弗逊悬架系统的减震器构造

配套的减震器组件在摩擦力增加特别是在石油从装置飞出的极端情况下表现出更快的磨损。图3显示 一个 安装在用于业余体育比赛汽车上的一个 减震器 的相当大的磨损部分的表面外观（活塞杆）， 其遭受特别严重的工作条件时，往往没有充分的响应。

根据[ 10 ]和[ 12 ]，所有的努力都是使减震器组件的接触区域间的摩擦力最小化。

在最小化过程中， 接触区域滑动面间尽量选择低摩擦系数的适当材料（提出使用聚四氟乙烯混合物的材料）。然而，这种材料也表现出不好的耐磨性；因此，不能推广应用。

图3.活塞杆磨损部分[15]:(a)这部分与黄铜接触; (b)活塞密封环

另一个想法是将减震器摩擦接触区的正常反应力最小化。

根据专著[ 18 ]， 在两个活塞杆和气缸之间的接触区域的摩擦力值（即正常的反应力）可通过减少连接悬挂臂和转动轴的球铰中心与车轮同地面垂直接触点间的距离来实现最小化（在图4 “B” 中表示）。

另一种方法是增加两个主要的减振元件接触区之间的距离（记为“L”，如图2所示），即增加气缸的长度。此外，试图改变减震器弹簧与减振器中心线间的倾斜角度，使弹簧更倾向于在横向平面。这两种方法是现在汽车制造商最常用的做法。不经常使用的方法包括，对弹簧和减震器中心线进行补偿；有时候，安装弧形弹簧（或将弹簧的外侧做得更硬）。在某些方案中， 弹簧安装在灵活的座椅中。在减震器和车身之间还设计有一个额外的水平弹簧，弹簧中心线横向布置并关系到汽车行驶方向。在一些其他设计中，偏移量提出了将连接活塞杆与车身的轴承移向汽车的重心（从而引入应力释放弯矩）。

车轮旋转轴

麦弗逊悬架减震器

悬架臂节点

悬架臂

旋转轴中心线

弹簧

滚动轴承

车身

图4.汽车左前轮悬架系统

除了上面提到的，确保减振器组件抗干扰的概念作品也已开展。

如一个例子，一个概念设计中激发减震器组件横向振动的共振，由于正常反应力的值及在摩擦接触区的摩擦力将减少。事实上，这类振动的激发难以被实行；此外，第一个“有效”的共振频率值太低（分别为90 Hz和270 Hz），影响汽车的乘坐舒适性。另一个消除减振器元件的“自我干扰”的方法是活塞杆轴向振动超声激励。然而，实际上，由于减振器元件之间的密封油和材料特性而激发高频振动承受着巨大的阻尼。另外，对用来减少“自干扰效应”的高成本方法也进行了尝试。在其中的一个概念提出的问题是，对减振器元件轴向相对运动遇到的阻塞应通过部件旋转加以克服（部件在一个方向的疏导 在其他方向上包括轴向运动 的运动的阻塞被消除）。另一种方法，连接活塞杆与车身的轴承在轴向力的影响下可弹性弯曲，由于这一点，能对活塞杆施加一个足以克服减震器元件之间 静摩擦力矩的扭矩（克服摩擦力矩的目的是启动相对运动的零件，包括轴向运动）。还有一个方法包括一个额外部分的配件，起 “飞轮” 的作用，在活塞杆上贯穿扭簧。这些载荷的振动为了便于将减震器组件的“自干扰”的现象消除实际上，然而，这个方法被证明不够有效）。一个有趣的方法，虽然在一个更大的实际规模中没有实施，是活塞杆在小电机驱动下连续旋转[ 7 ]。这种解决方案，会产生减振器配套组件不断的进行相对运动，肯定能消除这些部分的 “自干扰”。

2.摩擦模型

2.1动摩擦模型；斯特里贝克曲线

出版者经常引用斯特里贝克曲线处理摩擦学问题，斯特里贝克曲线最早出现在1902年。[21]曲线表示一个特定的摩擦接触面积时 ，动摩擦系数值与相对速度V值的关系，得到如图5所示（根据图，如果V = 0静摩擦系数的值是多少）。

干摩擦

边界摩擦

混合摩擦

湿摩擦

动摩擦系数

摩擦接触区的相对速度v

图5.斯特里贝克曲线的一般形式

这条曲线的分析表明，在一个特定的摩擦接触区湿摩擦只发生在以一个适当相对速度相对运动的元件之间。如果相对速度值低于阈值，则摩擦可能会成为“混合摩擦”（“干”和“湿”摩擦之间的中间状态 ），“边界摩擦”（润滑层的厚度是第十几的顺序一微米），甚至“干摩擦”（在非常低的摩擦速度下，充分的润滑条件难以实现）。当特定的摩擦接触区的动摩擦力难以测定时，基础数值用 库仑公式（N是接触区正反应力，未知量是动摩擦系数值），对机械系统在动力学方面进行必要的计算分析，引入代表零相对速度时的动摩擦系数值的连续函数（图5）。 机械系统结构模型广义加速度值的不连续性造成函数结果不连续，在求解运动方程确定加速度值时会在数值上产生困难。为了避免这种的问题，斯特里贝克曲线的简化模型，有时也使用（图6），忽略靠近相对静止配合零件区域的摩擦。

干摩擦

边界摩擦

混合摩擦

湿摩擦

动摩擦系数

摩擦接触区的相对速度v

图6.斯特里贝克曲线的简化模型

如果斯特里贝克曲线应用于特定的摩擦接触，一个的假设是，如果在这接触区域的运动是同时“停下来”的，即当配套件的相对速度下降到零时，动摩擦系数值亦为零。

通过这种形式的曲线的意味着在静摩擦阶段，传统的定义为相对速度值长期保持为零，不适用于考虑接触面积的情况。出于同样的原因，该曲线不能用于分析运动在其中起着重要的机械系统动力学问题（“爬行”现象发生在一些机械系统中，机床或机器人是重要的例子）。然而，斯特里贝克曲线简化模型可以成功地对连杆机构循环运动的动力学进行分析。这种机构的执行机构有足够的刚性，在实践中，只有动摩擦出现在他们的连接处（“零相对速度”阶段可以忽略不计）。据作者所知，斯特里贝克曲线简化模型最早是以文书的形式出版的[ 3 ]。自那时以来，许多报告已经中，不同机械系统选择性问题的分析以曲线的形式进行分析描述取得了广泛的应用。当写到车身在静摩擦阶段的运动状况时，我们应该提到“蠕变”现象[ 19 ]，即车身收到的静摩擦力低于主动力时引起的“微滑移”现象。两名研究者在20世纪20年代的时候第一对这一现象进行了深入的研究和描述，他们在英国和前苏联独立进行了他们的研究，即兰金 [ 17 ]和威尔乔夫斯基[ 22 ]。然而，据作者所知证实前文所述“微滑移”是实际滑移的最古老的出版物以文书的形式发表在1899[ 20 ]。“蠕变”分为两个阶段：可逆性（弹性变形）和不可逆（塑性变形）。由于“蠕变”过程中对于机械系统相关问题有较高的实际影响，实验和理论工作在这个问题上正在进行。这些工作结果包括美国研究员达尔发现的数学算法。该算法称为达尔模型，它能够对产生在元件摩擦接触区域之间的微位移单独定义其静摩擦力值[4] 。这是研究人员对不同机械系统的控制及动力学相关问题在摩擦方面的分析经常使用的方法（包括在机器人操纵器）。

2.2在Adams环境下建模

本文认为，所提出的分析客车动力学的方法应基于MSC.ADAMS软件[ 23 ]，这是一种用于不同的机械系统动力学研究的先进工具。摩擦建模法，在斯特里贝克曲线简化形式和“蠕变”的过程中已被采用，已阐述的软件环境及算法的使用以FRD的形式存在（摩擦测定），用来确定静摩擦和动摩擦阶段。本程序以方框图的形式呈现在图7。传统上，摩擦系数是一个标量；然而在MSC.ADAMS软件环境下，它以一个向量的形式表示？根据图（在本文随后的部分中，它会被称为摩擦系数“向量”）。

在采用的程序中，静态和动态（或“动态”）摩擦阶段的处理是分开的，“阈值”作为它们的边界。

“静摩擦”阶段（参见图下部）对应的范围在一个特定的摩擦接触区相对速度值从0到V不断变化。.假设与一个或其他元素相关的摩擦副的摩擦系数“向量”（图8）可以由以下方程描述：

矢量

标量

多节点

总节点

向量的大小

图7.FRD过程的框图来确定摩擦系数向量(由作者根据 [23]).

该矢量符号是两个分矢量的矢量和。前者考虑到发生在接触区域的“蠕变”过程的影响（代表这一“蠕变”单位向量）后者定义这个接触区相对滑移速度的影响（代表这个速度的单位量）。两组向量的大小取决于考虑FRD程序因素的电流值。可以在上部和下部的阴影窗口看到图，接触区域的相对速度V是个递增函数，在相同的接触区域的“蠕变”值也是一个递增函数，如果条件满足，限制的“蠕变”（最大）值（如有的话）被满足。

当摩擦接触区的相对速度值超过“阈值”时从静态到动态摩擦阶段的转变将要发生。一般来说，一个假设是，在新的相变完成之后。

元件2

元件1

摩擦表 面

图8.静摩擦阶段摩擦副元素的相互作用。

在动摩擦阶段，摩擦系数向量被表示成以下方程：

动摩擦系数值取决于摩擦接触区相对滑移速度值。这已经说明了这部分图的含义。可以看出，它可以用一个分段函数近似表示。动摩擦发生的范围可分为两个子范围：从 V至1.5V和1.5V以上,在前者，动摩擦系数平稳下降到静摩擦系数水平值，在用于MSC.ADAMS软件环境下的术语被称为“动态摩擦系数”。

最后，动摩擦系数的值是由下列公式确定：

K是一个可变参数，

摩擦接触区的相对速度低于“阈值”时，会从动摩擦到静摩擦阶段过渡，那么，单位向量和摩擦系数“向量可用公式（1）拟合。

对上述论证的验算，我们认为考虑摩擦接触区相对速度和相对位移的当前值的基本输入通过图表呈现。由公式（1）或（2）根据当前的摩擦状态确定的摩擦系数矢量，，将此过程的输出。

补充说明，应当说，采用摩擦系数模型的类似的方法，用简化形式的斯特里贝克曲线考虑“蠕变”现象，在波兰专著中提出[ 5 ]。

3.在ADAMS软件开发软件环境下一辆汽车的结构模

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