整體橋五連桿懸架前輪擺振的動力學(xué)分析

李中好 Li Zhonghao

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整體橋五連桿懸架前輪擺振的動力學(xué)分析

李中好 Li Zhonghao

（北京汽車研究總院有限公司 整車集成及CAE部，北京 101300）

以輪胎與地面之間的受力分析為出發(fā)點(diǎn)，應(yīng)用ADAMS 2013動力學(xué)軟件，詳細(xì)分析整體橋五連桿前懸架的性能參數(shù)變化特性，對引起前輪擺振的動力學(xué)原因進(jìn)行詳細(xì)闡述，指明在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中加裝阻尼器是解決懸架前輪擺振問題非常有效的方法。

五連桿懸架；整體橋；前輪擺振；陀螺效應(yīng)

0 引 言

汽車前輪擺振對整車的操縱穩(wěn)定性、舒適性、安全性及汽車零部件的疲勞壽命均有很大的影響。應(yīng)用ADAMS軟件，搭建五連桿前懸架虛擬模型，以多體動力學(xué)理論為指導(dǎo)，在仿真計算的基礎(chǔ)上，詳細(xì)地分析該懸架產(chǎn)生擺振的機(jī)理，指出在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中增加阻尼器是一個解決前輪擺振非常有效的方法。

1 五連桿整體橋的基本構(gòu)成

整體橋五連桿前懸架的一般結(jié)構(gòu)如圖1所示，2件上縱拉桿，2件下縱拉桿，1件橫拉桿，1件轉(zhuǎn)向梯形中橫拉桿，2個左右轉(zhuǎn)向節(jié)，1件轉(zhuǎn)向阻尼器、2個左右螺旋彈簧、2個左右減振器，2個左右緩沖塊構(gòu)成了整體車橋五連桿前懸架的基本結(jié)構(gòu)。

2 前輪擺振與激勵源的理論分析

根據(jù)整車狀態(tài)的車輪、地面與主銷軸線的相互位置，以左前輪為例構(gòu)造出理論分析模型如圖2所示。以主銷軸線與車輪旋轉(zhuǎn)軸線交點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)，以垂直向上作為軸正向，以水平向后作為軸正向建立圖2所示的空間直角坐標(biāo)系。

圖2中，主銷與地面的交點(diǎn)為；主銷后傾拖矩為；主銷后傾角為；主銷內(nèi)傾角為；磨圓半徑為；左輪旋轉(zhuǎn)角速度為ω；輪胎受到地面、、軸3個方向上的作用力分別為F、F、F；為陀螺力矩，的方向為車輪向下跳動時的狀態(tài)。

根據(jù)圖2中輪胎、地面的作用力與主銷的位置關(guān)系，以及前輪陀螺效應(yīng)，可以得出如下結(jié)論。

1）由于路面激勵的隨機(jī)性，使左、右車輪F、F、F不等；另外由于制造加工誤差，使左、右車輪的主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、主銷后傾拖矩與磨圓半徑也不相同；因而導(dǎo)致左、右車輪對各自主銷的力矩也不相同，二者之差會使車輪繞主銷軸線旋轉(zhuǎn)，使整車具有轉(zhuǎn)向的趨勢。

2）由于車輪本身的制造公差，車輪內(nèi)側(cè)（或外側(cè)）的不平衡量會在平面產(chǎn)生離心力，該離心力對主銷形成一個周期性的力矩，該力矩驅(qū)動車輪繞主銷軸線旋轉(zhuǎn)；另外車輪內(nèi)、外側(cè)的不平衡量會產(chǎn)生一個對軸的離心力矩，該力矩的方向在平面內(nèi)呈現(xiàn)360°旋轉(zhuǎn)，且旋轉(zhuǎn)角速度與車輪轉(zhuǎn)速成正比；因此該力矩在主銷上的投影將形成一個周期性的力矩，也會驅(qū)動車輪繞主銷軸線轉(zhuǎn)動；另外，車輪的動不平衡具有的能量，隨著轉(zhuǎn)速的升高急劇變大。

3）陀螺力矩是促使前輪繞主銷旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的一個非常重要的因素。

陀螺效應(yīng)是指旋轉(zhuǎn)的陀螺軸線在水平位置，其一端被支撐時，陀螺軸繞垂直軸緩慢轉(zhuǎn)動，即進(jìn)動，此力矩即為陀螺效應(yīng)進(jìn)動力矩，簡稱陀螺力矩。

（1）

陀螺進(jìn)動力矩的方向正好使轉(zhuǎn)向輪繞主銷旋轉(zhuǎn)。圖2中陀螺力矩方向?qū)?yīng)高速旋轉(zhuǎn)的左側(cè)車輪向下跳動時的狀態(tài)。

陀螺力矩的方向、車輪旋轉(zhuǎn)角速度的方向和車輪跳動的方向由右手定則來判定。由此可見，高速行駛的汽車，當(dāng)左、右前輪同向跳動時，由于左、右車輪的陀螺力矩方向相反，相互抵消，理論值為零。當(dāng)左、右車輪反向跳動時，左、右車輪的陀螺力矩方向相同，相互疊加，其值加倍。因此左、右車輪陀螺力矩的代數(shù)和驅(qū)動前輪繞主銷軸線旋轉(zhuǎn)，使整車有轉(zhuǎn)向運(yùn)動的趨勢。

基于上述3個方面，在整車高速行駛的各種工況中，所有使前輪繞主銷軸線旋轉(zhuǎn)的力矩之和的大小和方向成周期性變化，如果該力矩疊加到一定數(shù)值（足夠大），必然引起前輪繞主銷軸線往復(fù)振動。當(dāng)這種振動幅度（振動能量）達(dá)到一定程度，克服轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的阻尼，沿著轉(zhuǎn)向系統(tǒng)逆向傳遞并引起轉(zhuǎn)向盤的切向角振動，嚴(yán)重時會導(dǎo)致整車的行駛軌跡不能保持直線，出現(xiàn)“畫龍”現(xiàn)象，嚴(yán)重影響駕駛員的操縱穩(wěn)定性和整車駕駛性能，對行車安全構(gòu)成隱患。

3 五連桿懸架仿真分析結(jié)果

3.1 五連桿前懸架同向跳動仿真結(jié)果

1）由懸架結(jié)構(gòu)的左右對稱性和車輪跳動的對稱性分析可知，磨圓半徑、主銷內(nèi)傾角、車輪外傾角和前束角都不發(fā)生變化。

仿真結(jié)果如圖3所示?？梢钥闯觯珻AE仿真結(jié)果與理論分析結(jié)果相符，整個懸架跳動行程（-80～80 mm）之內(nèi)變化量均為0。

注：toe_angle為前束角；camber_angle為車輪外傾角；scrub_radius為磨圓半徑；kingpin_incl_angle為主銷內(nèi)傾角；Wheel Travel為車輪跳動變化量。

2）因車橋殼體左、右端轉(zhuǎn)角方向相同（殼體本身不承受扭矩，因而不會阻止懸架的同相位跳動），車橋轉(zhuǎn)角左、右端之間不存在制約，所以當(dāng)車輪同向跳動時，橋殼轉(zhuǎn)角絕對值變化非常大，對應(yīng)的主銷后傾角和主銷后傾拖矩變化也很大。仿真結(jié)果如圖4、圖5所示。

當(dāng)車輪處于下跳位置80 mm時，對應(yīng)的主銷后傾角為2.934 6°；當(dāng)車輪處于上跳位置80 mm時，對應(yīng)的主銷后傾角為-3.634 4°。整個行程-80～80 mm對應(yīng)主銷后傾角變化量為6.569°。

注：caster_moment_arm為主銷后傾拖矩。

當(dāng)車輪處于下跳位置80 mm時，對應(yīng)的主銷后傾拖矩為-22.8 mm；當(dāng)車輪處于上跳位置80 mm時，對應(yīng)的主銷后傾拖矩為19.5 mm。整個行程-80～80 mm對應(yīng)主銷后傾拖矩變化量為42.3 mm。

3.2 五連桿前懸架反向跳動仿真結(jié)果

當(dāng)車輪反向跳動時，車橋殼體左、右端轉(zhuǎn)角方向相反（殼體本身承受扭矩，會阻止懸架反相位跳動），車橋本身剛度很大，因而車橋左、右端之間存在很大制約，橋殼轉(zhuǎn)角絕對值變化非常小，對應(yīng)的主銷后傾角變化很小，主銷后傾拖矩變化也很小。仿真結(jié)果如圖8、圖9所示。

前輪定位參數(shù)仿真結(jié)果如圖6、圖7、圖8、圖9和表1所示。

注：caster_angle為主銷后傾角。

以上各圖曲線中涉及的四輪定位參數(shù)極限數(shù)據(jù)及變化量見表1。

3.3 懸架反向跳動，外傾角變化產(chǎn)生陀螺力矩

因懸架反向跳動，車輪的旋轉(zhuǎn)軸線僅在平面內(nèi)擺動（前束角變化很小可以忽略），因此產(chǎn)生的陀螺力矩旋轉(zhuǎn)方向是繞軸旋轉(zhuǎn)[2]，從而驅(qū)動車輪繞主銷旋轉(zhuǎn)。依據(jù)式（1），當(dāng)車輪跳動時間為0.6 s時（路譜采集試驗統(tǒng)計數(shù)據(jù)），應(yīng)用ADAMS后處理計算得出陀螺力矩曲線圖如圖10所示。

表1 懸架反向跳動前輪定位極限數(shù)據(jù)及變化量

車輪反向跳動（左輪上對應(yīng)右輪下）camber_angle（車輪外傾角）/（°）kingpin_incl_angle（主銷內(nèi)傾角）/（°）caster_angle（主銷后傾角）/（°）toe_angle（前束角）/（°）caster_moment_arm（主銷后傾拖矩）/mmscrub_radius（磨圓半徑）/mm 左輪上（80 mm）-5.812 1 5.8120.024 9 0.113 80.000 087 3430 下（-80 mm） 5.812 1-5.8120.068 2-0.129 60.000 361 530 上下跳動變化量極大值11.624 211.6240.222 50.243 40.001 458 70 右輪上（80 mm） 5.812 1-5.8120.024 9-0.129 60.000 087 3430 下（-80 mm）-5.812 1 5.8120.068 20.113 80.003 615 30 上下跳動變化量極大值11.624 211.6240.222 50.243 40.001 458 70

注：Torque_wheel為陀螺力矩。

懸架反向跳動左、右車輪的陀螺力矩大小相等方向相同（24.6 N·m），整車轉(zhuǎn)向形成的轉(zhuǎn)向力矩等于二者之和（49.2 N·m）。在輪胎上下跳動時，該轉(zhuǎn)向力矩引起整車轉(zhuǎn)向，促使汽車的行駛軌跡發(fā)生變化。由試驗數(shù)據(jù)可知，時速100 km/h的汽車轉(zhuǎn)向系干摩擦和阻尼之和一般為0.75～1.8 N·m（0處的轉(zhuǎn)向盤扭矩）[3]，考慮轉(zhuǎn)向器的速比1:17及傳動效率的影響，必須增加額外的阻尼才能克服49.2 N·m的。以此作為邊界條件可以初步確定轉(zhuǎn)向阻尼器參數(shù)的大致范圍，同時，由于整車中間位置轉(zhuǎn)向具有低剛度和低阻尼非線性特點(diǎn)[4]，這就使轉(zhuǎn)向阻尼器的阻尼參數(shù)變得更為復(fù)雜，轉(zhuǎn)向阻尼器的性能參數(shù)必須通過實車操穩(wěn)調(diào)校滿足整車的綜合性能，才能最終鎖定。

4 整體橋五連桿懸架的外界激勵與前輪擺振分析

4.1 前輪受到縱向力和垂向力激勵的典型工況分析

高速行駛汽車的兩個前輪同時受到縱向的行駛阻力（軸方向），左、右車輪同向跳動，懸架性能參數(shù)變化趨勢如圖3～5所示，由于整車懸架的對稱性，左、右車輪分別繞各自的主銷軸線產(chǎn)生相反的力矩（包含4個部分，分別是、、3個方向?qū)χ麂N形成的力矩和陀螺力矩）。該力矩互相抵消一部分，剩余的不平衡力矩對轉(zhuǎn)向系做的功就是前輪擺振的總能量。從理論上講，總能量大小應(yīng)該等于0，但是實際不可能為0，這是由整車前懸架加工、裝配、調(diào)試的誤差及同向跳動激勵的誤差引起的。

高速行駛汽車的兩個前輪同時受到縱向的行駛阻力（軸方向），左、右車輪反向跳動，懸架性能參數(shù)變化趨勢如圖6～10和表1所示，受力分析思路與同向跳動一致。左、右車輪繞主銷軸線旋轉(zhuǎn)的力矩同樣由4個部分組成，因懸架處于非對稱狀態(tài)，除、、3個方向的力對左、右車輪產(chǎn)生的力矩差值增大之外，更重要的是左、右車輪的陀螺力矩是同向的，不能抵消，會使力矩數(shù)值加倍，所以反向跳動產(chǎn)生的總能量比同向跳動大很多。一旦左、右車輪繞軸旋轉(zhuǎn)力矩之和的能量積累達(dá)到一定量，克服了輪胎和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的所有阻尼，會使車輪繞主銷擺轉(zhuǎn)振動，向上傳遞觸發(fā)轉(zhuǎn)向盤的角振動，產(chǎn)生擺振，嚴(yán)重時會影響車輛的行駛軌跡，惡化整車駕駛性和操縱穩(wěn)定性。

另外，五連桿整體橋單輪跳動必然引起另一側(cè)車輪旋轉(zhuǎn)軸線的擺動，這樣由于單側(cè)跳動，產(chǎn)生了兩側(cè)同方向的陀螺力矩。單輪跳動這個行駛工況等同于雙輪反向跳動行駛工況，都存在激勵力矩疊加的現(xiàn)象。

4.2 前輪受到橫向力、縱向力與垂向力激勵的工況分析

此工況下受力分析與前輪受到縱向力和垂向力激勵的典型工況分析一致，在此不再重復(fù)。

在此工況條件下，整體橋五連桿懸架，無論是單輪跳動，還是雙輪同向跳動、雙輪反向跳動，只要主銷后傾角變化較大，主銷后傾拖矩變化也較大，即使外界施加的橫向激勵F不是很大，也會產(chǎn)生繞主銷旋轉(zhuǎn)的很大的變化力矩，易引起擺振。這種擺振現(xiàn)象持續(xù)的過程實際上就是前輪左、右擺轉(zhuǎn)的動能與前橋的簧載質(zhì)量上下移動的重力勢能和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的彈性勢能相互轉(zhuǎn)化的一個過程。若轉(zhuǎn)化過程的阻尼（含機(jī)械摩擦阻尼、輪胎橡膠變形阻尼、液壓助力轉(zhuǎn)向粘稠阻尼和電動轉(zhuǎn)向標(biāo)定阻尼等）較小，則擺振不易收斂。另外，由于彈性元件輪胎的遲滯效應(yīng)客觀存在，在一定車速條件下（32～69 km/h）[1]，存在負(fù)阻尼，非常容易出現(xiàn)擺振。實踐證明，當(dāng)主銷后傾角大于7°時，如果不采取其他措施，大多會引起擺振。

因為懸架的回正性能存在蓄能作用，如果把積蓄的勢能轉(zhuǎn)變成熱能，就能把產(chǎn)生擺振的潛在因素消除，這是解決擺振問題的一個有效方法。國外某款產(chǎn)品及國內(nèi)某款越野車，都是采用整體橋五連桿懸架，并且在轉(zhuǎn)向梯形桿系中增加一個轉(zhuǎn)向阻尼器。通過對阻尼器參數(shù)的匹配設(shè)計，使之成為一個路面激勵輸入的低通濾波器，該阻尼器的作用是對地面輸入的中高頻激勵進(jìn)行衰減濾波，消除轉(zhuǎn)向盤的擺振，解決轉(zhuǎn)向盤異常角振動、手感發(fā)麻的問題，而且對轉(zhuǎn)向盤低頻操縱輸入沒有任何影響。這個方案解決了前輪擺振的系統(tǒng)性問題，實現(xiàn)了五連桿螺旋彈簧的平順性與整體橋越野性能的有機(jī)結(jié)合，盡享駕駛樂趣。

5 結(jié) 論

使用ADAMS 2013對車輪激振進(jìn)行分析和后處理計算，結(jié)合汽車經(jīng)典理論，比較精確地分析整體橋五連桿懸架前輪擺振的影響因素，初步確定轉(zhuǎn)向阻尼器參數(shù)范圍，通過整車操穩(wěn)調(diào)校鎖定阻尼器參數(shù)，解決擺振問題。

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2017-03-20

1002-4581（2017）04-0007-05

U463.42

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10.14175/j.issn.1002-4581.2017.04.003