麥?zhǔn)綉壹苤麂N位置對(duì)性能影響研究*

李 寧，王海根，鄭 潔，袁林江

（浙江工業(yè)大學(xué) 之江學(xué)院，浙江 杭州 310024）

0 引 言

主銷定義為轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向時(shí)的回轉(zhuǎn)中心，對(duì)于麥?zhǔn)綉壹埽湼ミd懸架）來說，即減振器上點(diǎn)與下擺臂外點(diǎn)的連線。但是對(duì)于麥?zhǔn)綉壹軠p振器上點(diǎn)位置的定義，不同的主機(jī)廠以及設(shè)計(jì)公司分別有自己的定義方法，主要的有兩種定義方法：一種采用安裝中心定義法，定義減振器上支座和車身上安裝平面與減振器軸線的交點(diǎn)為減振器的上點(diǎn)，認(rèn)為減振器和車身安裝后，減振器繞該點(diǎn)旋轉(zhuǎn)，主動(dòng)輪繞由該點(diǎn)和下擺臂外點(diǎn)構(gòu)成的主銷軸線旋轉(zhuǎn)。另一種采用變形中心定義法，定義減振器上支座內(nèi)部骨架中心平面與減振器活塞桿中心線交點(diǎn)為減振器上點(diǎn)，認(rèn)為減振器與車身安裝好以后，當(dāng)受到側(cè)向力或者縱向力時(shí)，上支座會(huì)發(fā)生變形，減振器繞上支座的變形中心進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，主動(dòng)輪繞由該點(diǎn)和下擺臂外點(diǎn)構(gòu)成的主銷軸線旋轉(zhuǎn)。

本研究以某款車前懸架為研究對(duì)象，按照該減振器上點(diǎn)兩種定義方法進(jìn)行建模，對(duì)主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角進(jìn)行仿真計(jì)算和實(shí)車進(jìn)行對(duì)比，以及兩種定義方法對(duì)回正性能的影響進(jìn)行仿真分析。

1 ADAMS分析模型的建立

該車型前懸架為麥?zhǔn)綉壹?，減振器與車的安裝方式為整體安裝。在CATIA中按照兩種硬點(diǎn)定義方法取出減振器上點(diǎn)，如圖1所示，a點(diǎn)為按照安裝中心定義法取得減振器上點(diǎn)，該點(diǎn)坐標(biāo)（1026.51，-567.17，1614.35），b點(diǎn)為按照變形中心定義法取得減振器上點(diǎn)，坐標(biāo)為（1022.31，-566.17，1594.35）。

圖1 減振器上點(diǎn)定義示意圖

本研究在ADAMS中對(duì)該款車前懸架系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)、穩(wěn)定桿系統(tǒng)進(jìn)行建模后完成前懸架模型的裝配，因襯套對(duì)車輛定位參數(shù)以及性能影響比較大，故在建立襯套模型時(shí)，必須保證模型中襯套安裝角度和實(shí)車一致，在ADAMS中建立的前懸架裝配模型如圖2所示[1]。

圖2 前懸架裝配模型

2 車輪參數(shù)變化分析

減振器上點(diǎn)位置不同，會(huì)造成主銷位置不同，從而會(huì)對(duì)主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角造成影響。四輪定位檢測(cè)是車輛下線最重要的一道工序，因減振器上點(diǎn)位置定義不同，導(dǎo)致下線車輛檢測(cè)不合格，將會(huì)嚴(yán)重影響生產(chǎn)效率，因此，采用正確的減振器上點(diǎn)定義意義重大[2-3]。

為了研究減振器上點(diǎn)采用哪種定義的仿真結(jié)果比較符合實(shí)際，筆者借助上一步建立的前懸架裝配模型，對(duì)減振器上點(diǎn)分別采用安裝中心定義法和變形中心定義法修改后進(jìn)行仿真。采用安裝中心定義法主銷內(nèi)傾角仿真結(jié)果為9.342 deg，主銷后傾角仿真結(jié)果3.3 deg。采用變形中心定義法主銷內(nèi)傾角仿真結(jié)果9.716 deg，主銷后傾角仿真結(jié)果3.231 deg。

生產(chǎn)線上四輪定位儀測(cè)量主銷后傾角及主銷內(nèi)傾角的原理是先通過轉(zhuǎn)方向盤帶動(dòng)車輪轉(zhuǎn)動(dòng)，依據(jù)車輪的轉(zhuǎn)動(dòng)找到回轉(zhuǎn)軸（即主銷），從而測(cè)出主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角。為了研究減振器上點(diǎn)采用哪種定義方法的仿真結(jié)果更符合實(shí)際，筆者對(duì)某基地下線的某批次車輛的四輪定位進(jìn)行了匯總，并對(duì)主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角單獨(dú)進(jìn)行分析。該批次車輛主銷內(nèi)傾角分布圖如圖3所示，主銷后傾角分布如圖4所示，圖中黑色的點(diǎn)為每輛車的實(shí)測(cè)值，灰色的線為平均值?？紤]到加工工藝的偏差以及安裝工藝的偏差，因此所有車輛不可能保持完整的一致性，偏差在某個(gè)范圍內(nèi)即認(rèn)為屬于正常，分析時(shí)取該批次的平均值。

圖3 主銷內(nèi)傾角實(shí)測(cè)結(jié)果

圖4 主銷后傾角實(shí)測(cè)結(jié)果

本研究對(duì)該批次車輛主銷后傾角及主銷內(nèi)傾角的平均值進(jìn)行計(jì)算，主銷內(nèi)傾角平均值為9.719 deg，主銷后傾角平均值為3.23 deg。通過跟仿真結(jié)果對(duì)比知，減振器上點(diǎn)采用變形中心定義法仿真結(jié)果跟實(shí)車比較接近。

3 回正力矩影響分析

主銷內(nèi)傾角及主銷后傾角產(chǎn)生的回正力矩主要影響車輛的回正性能及轉(zhuǎn)向感，如果回正力矩設(shè)計(jì)偏小，會(huì)導(dǎo)致車輛回正性能偏差，轉(zhuǎn)向較輕，車輛在行駛中遇到?jīng)_擊時(shí)，容易出現(xiàn)“kick back”現(xiàn)象[4-6]。反之，如果回正力矩設(shè)計(jì)偏大，車輛的回正性會(huì)變好，但轉(zhuǎn)向變重，會(huì)引起顧客的抱怨[7-8]。因此，設(shè)計(jì)合理的主銷內(nèi)傾角及主銷后傾角對(duì)車輛的回正性能及轉(zhuǎn)向感影響非常大。

3.1 主銷內(nèi)傾角產(chǎn)生的回正力矩影響分析

主銷內(nèi)傾角主要跟低速時(shí)車輛的回正性能有關(guān)，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，車輪的最低點(diǎn)將陷入路面以下，但實(shí)際上車輪下邊緣不可能陷入路面以下，而是將轉(zhuǎn)向車輪連同整個(gè)汽車前部向上抬起一個(gè)相應(yīng)的高度，這樣因汽車本身的重力作用，將迫使轉(zhuǎn)向輪回到原來的中間位置，并帶動(dòng)方向盤回到原來位置。由前軸荷、主銷內(nèi)傾偏距及主銷內(nèi)傾角產(chǎn)生的回正力矩計(jì)算公式如下：

式中：M內(nèi)—由前軸軸荷、主銷內(nèi)傾偏距及主銷內(nèi)傾角產(chǎn)生的回正力矩，N·mm；G—前輪軸荷，N；δ—主銷內(nèi)傾角，deg；α—銷后傾角，deg；?—對(duì)應(yīng)的前輪轉(zhuǎn)角，deg；L—銷內(nèi)傾偏距，mm。

由圖5可以看出，主銷位置改變后主銷內(nèi)傾偏距和主銷內(nèi)傾角均發(fā)生了變化，為了分析主銷位置改變對(duì)由主銷內(nèi)傾角和主銷內(nèi)傾偏距構(gòu)成回正力矩的影響，在ADAMS將減振器上點(diǎn)按兩種定義方法修改后進(jìn)行轉(zhuǎn)向仿真。以車輪左轉(zhuǎn)10°為例，通過仿真輸出主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾偏距變化后的值，代入公式（1）中計(jì)算前輪產(chǎn)生的回正力矩M內(nèi)，計(jì)算結(jié)果如表1所示。通過對(duì)比知，減振器上點(diǎn)采用安裝中心定義法建模產(chǎn)生的回正力矩為1517 N·mm，采用變形中心定義法產(chǎn)生的回正力矩為1452 N·mm，可以看出，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動(dòng)10°時(shí)，因減振器上點(diǎn)位置定義的不同，主銷內(nèi)傾產(chǎn)生的回正力矩計(jì)算偏差在65 N·mm，偏差百分比為4.28%。

圖5 主銷內(nèi)傾偏距的變化

表1 主銷內(nèi)傾角產(chǎn)生的回正力矩計(jì)算結(jié)果

3.2 主銷后傾角產(chǎn)生的回正力矩影響分析

主銷后傾角主要影響車輛高速行駛的穩(wěn)定性以及車輛的回正能力。當(dāng)高速行駛的車輛轉(zhuǎn)向時(shí)，由于離心力的作用，車輪將會(huì)繞回轉(zhuǎn)半徑向外滑移，從而輪胎與路面之間會(huì)產(chǎn)生摩擦阻力，同時(shí)該摩擦阻力會(huì)產(chǎn)生繞主銷軸線的回正力矩，該力矩的力臂即為主銷后傾拖距，但同時(shí)，在轉(zhuǎn)向時(shí)，由于輪胎接地點(diǎn)處因受到阻力會(huì)產(chǎn)生變形，并產(chǎn)生氣胎拖距，導(dǎo)致輪胎自身產(chǎn)生回正力矩。因此，計(jì)算由地面摩擦產(chǎn)生的回正力矩時(shí)，應(yīng)該考慮主銷后傾拖距和輪胎拖距共同作用產(chǎn)生的影響，計(jì)算公式如下：

式中:M后—由主銷后傾拖距和輪胎氣胎拖距共同作用產(chǎn)生的回正力矩，N·mm；n—主銷后傾拖距，mm；d—輪胎氣胎拖距，mm；fa—輪胎轉(zhuǎn)向時(shí)由于地面摩擦的作用產(chǎn)生的側(cè)向力，N；m—前輪軸荷，kg；a—轉(zhuǎn)彎時(shí)的側(cè)向加速度，m/s2；γ—主銷后傾角，deg。

主銷位置改變后，主銷后傾角及主銷后傾偏距均發(fā)生了變化，如圖6所示，na、nb分別為減振器上點(diǎn)采用安裝中心定義法和變形中心定義法時(shí)，在準(zhǔn)靜態(tài)下，對(duì)應(yīng)的主銷后傾拖距。為了分析主銷位置不同對(duì)M后造成的影響，以車輛在0.2 g下的轉(zhuǎn)彎工況為例，計(jì)算采用兩種減振器上點(diǎn)定義法產(chǎn)生的M后值，計(jì)算結(jié)果如表2所示，表2中主銷后傾拖距為車輪轉(zhuǎn)向產(chǎn)生0.2 g側(cè)向加速度時(shí)對(duì)應(yīng)的主銷后傾拖距，因不同的輪胎產(chǎn)生的氣胎拖距不同，這里取經(jīng)驗(yàn)值30 mm[9-10]。通過對(duì)比知，減振器上點(diǎn)采用安裝中心定義法產(chǎn)生的回正力矩為67928 N·mm，采用變形中心定義法產(chǎn)生的回正力矩為67702 N·mm不同，減振器上點(diǎn)位置改變對(duì)回正力矩產(chǎn)生的偏差為0.33%。

圖6 主銷后傾偏距的變化

表2 主銷后傾角產(chǎn)生的回正力矩計(jì)算結(jié)果

4 整車性能影響分析

主銷位置的改變對(duì)整車回正性能影響比較大，為研究減振器上點(diǎn)位置改變后對(duì)整車性能的影響以及驗(yàn)證前面的計(jì)算結(jié)果，本研究分別在ADAMS中進(jìn)行低速、高速轉(zhuǎn)向回正仿真試驗(yàn)，并對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行分析。

4.1 轉(zhuǎn)向回正-低速仿真分析

按照國(guó)標(biāo)[11]在ADAMS中進(jìn)行低速仿真分析，仿真車速為29 km/h，仿真過程中橫擺角速度隨時(shí)間的變化曲線如圖7所示，相關(guān)參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如表3所示。通過對(duì)比可以看出，減振器上點(diǎn)采用變形中心定義法（b點(diǎn)）后，橫擺角速度達(dá)到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間變長(zhǎng)，橫擺角速度殘留角和方向盤殘留角均增大。本研究以橫擺角速度殘留角為主要指標(biāo)，評(píng)價(jià)兩種定義方法對(duì)低速時(shí)回正能力的影響，通過計(jì)算知，減振器上點(diǎn)采用兩種方法定義，計(jì)算的車輛低速時(shí)回正性能偏差為5.83%。

圖7 橫擺角速度隨時(shí)間的變化曲線

表3 轉(zhuǎn)向回正-低速時(shí)仿真結(jié)果

通過3.1節(jié)計(jì)算知，減振器上點(diǎn)采用變形中心定義后，由主銷內(nèi)傾角產(chǎn)生的回正力矩均變小，從而將會(huì)導(dǎo)致車輛回正能力變差，跟當(dāng)前整車分析結(jié)果一致。

4.2 轉(zhuǎn)向回正-高速仿真分析

按照國(guó)標(biāo)在ADAMS中進(jìn)行高速仿真分析，仿真車速100 km/h，仿真過程中橫擺角速度隨時(shí)間的變化曲線如圖8所示，相關(guān)參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如表4所示。通過對(duì)比可以看出，減振器上點(diǎn)采用變形中心定義法（b點(diǎn)）后，橫擺角速度達(dá)到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間變長(zhǎng)，橫擺角速度殘留角和方向盤殘留角均增大。以橫擺角速度殘留角為主要指標(biāo)，評(píng)價(jià)兩種定義方法對(duì)高速時(shí)回正能力的影響，通過計(jì)算知，減振器上點(diǎn)采用兩種定義方法，計(jì)算的車輛高速時(shí)回正性能偏差為12.11%。

圖8 橫擺角速度隨時(shí)間的變化曲線

表4 轉(zhuǎn)向回正-高速時(shí)仿真結(jié)果

通過4.2節(jié)計(jì)算可知，減振器上點(diǎn)采用變形中心定義后，由主銷后傾產(chǎn)生的回正力矩變小，從而將會(huì)導(dǎo)致高速時(shí)車輛回正能力變差，跟當(dāng)前整車分析結(jié)果一致。

5 結(jié)束語

本研究通過與實(shí)車對(duì)比，減振器上點(diǎn)采用變形中心定義法仿真的結(jié)果跟實(shí)車比較相符。因此提出，進(jìn)行性能分析時(shí)，減振器上點(diǎn)按照變形中心法進(jìn)行定義。

減振器上點(diǎn)采用兩種定義方法，計(jì)算主銷內(nèi)傾產(chǎn)生的回正力矩偏差為4.28%，主銷后傾產(chǎn)生的回正力矩偏差為0.33%。

減振器上點(diǎn)采用兩種定義方法，計(jì)算的車輛低速時(shí)回正性能偏差為5.83%，高速時(shí)回正性能偏差為12.11%。

（References）:

[1]劉 瑋，李 健，王金洋.基于ADAMS/CAR的麥弗遜式懸架的建模與仿真[J].機(jī)械，2012，39（10）：62-64，70.

[2]徐 觀，蘇 建，陳 熔，等.汽車主銷后傾測(cè)量模型誤差分析及標(biāo)定方法[J].吉林大學(xué)學(xué)報(bào)：工學(xué)版，2008，38（1）:17-20.

[3]管 欣，逄淑一，詹 軍，等.基于轉(zhuǎn)向幾何試驗(yàn)的主銷軸線角度和位置的解算[J].科學(xué)技術(shù)與工程，2009，21（9）:65943-65945.

[4]GILLESPIE T D.車輛動(dòng)力學(xué)基礎(chǔ)[M].趙六奇，金達(dá)鋒，譯.北京：清華大學(xué)出版社，2006.

[5]姜軍平，賈寶光，孫福祿，等.某車型方向盤打手原因分析研究[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2012，50（10）:47-50.

[6]馬 駿，錢立軍，高 軍.基于轉(zhuǎn)向回正性能的主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角解析研究[J].汽車技術(shù)，2012，441（6）:20-23.

[7]王一夫，王 松.客車主銷定位角和回正力矩的計(jì)算及關(guān)系[J].客車技術(shù)與研究，2013（3）:10-13.

[8]陳思忠，倪 俊，吳志成.基于轉(zhuǎn)向輕便性與回正性的方程式賽車主銷內(nèi)傾角優(yōu)化[J].工程設(shè)計(jì)學(xué)報(bào)，2012，19（1）:30-33.

[9]ABE M.車輛操縱動(dòng)力學(xué)[M].喻 凡，譯.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2012.

[10]郭孔輝.汽車操縱動(dòng)力學(xué)原理[M].蘇州:江蘇科學(xué)技術(shù)出版社，2011.

[11]郭孔輝，王德寶.GB/T 6323.4-94.汽車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)方法-轉(zhuǎn)向回正性能試驗(yàn)[S].北京：國(guó)家技術(shù)監(jiān)督局，1994.