王基月，李 偉

（鄭州科技學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，河南 鄭州 450064）

1 引言

鉸接式自卸車(chē)前后車(chē)體的非剛性連接使得車(chē)輛行駛穩(wěn)定性變差，造成磨損增加，從而影響整車(chē)安全及使用壽命。具備良好的操縱穩(wěn)定性是保證車(chē)輛高效安全運(yùn)輸?shù)那疤?，而影響其的因素眾多，為?zhǔn)確描述車(chē)輛行駛過(guò)程中表現(xiàn)出的操縱穩(wěn)定性、動(dòng)態(tài)特性，需要根據(jù)鉸接式自卸車(chē)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，建立準(zhǔn)確的簡(jiǎn)化分析模型，是性能研究的前提和保證[1]。

學(xué)者們?nèi)〉靡欢ǔ晒何墨I(xiàn)[2]對(duì)懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)影響整車(chē)性能的因素進(jìn)行了深入的分析，并重點(diǎn)分析了輪胎對(duì)整車(chē)操縱穩(wěn)定性的影響；文獻(xiàn)[3]基于虛擬樣機(jī)技術(shù)對(duì)懸架性能進(jìn)行分析，并研究其對(duì)整車(chē)操縱穩(wěn)定性和平順性的影響；文獻(xiàn)[4]采用多剛體動(dòng)力學(xué)法，搭建了某款汽車(chē)的7自由度振動(dòng)分析模型，將各態(tài)歷經(jīng)的隨機(jī)路面譜作為輸入，研究其對(duì)整車(chē)操縱穩(wěn)定性的影響；文獻(xiàn)[5]采用分析力學(xué)的方法，考慮實(shí)際狀態(tài)，設(shè)計(jì)主管評(píng)判條件，對(duì)整車(chē)操縱穩(wěn)定性進(jìn)行評(píng)價(jià)。

針對(duì)鉸接式自卸車(chē)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，基于動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，搭建整車(chē)數(shù)學(xué)模型和拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，基于此，在ADAMS中建立鉸接車(chē)的多體動(dòng)力學(xué)虛擬樣機(jī)，生成基于正弦波疊加法的三維隨機(jī)路面譜；在AEMSim中搭建轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和油氣懸架系統(tǒng)的液壓模型；在Simulink中設(shè)計(jì)頻率加權(quán)函數(shù)濾波器。通過(guò)ADAMS/AMESim/Simulink三者聯(lián)合，對(duì)整車(chē)操縱穩(wěn)定性進(jìn)行分析。對(duì)整車(chē)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)和轉(zhuǎn)向盤(pán)角階躍輸入試驗(yàn)?zāi)M分析，對(duì)模型進(jìn)行檢驗(yàn)；分析車(chē)體質(zhì)心位置變化、懸掛缸參數(shù)、連通式油氣懸架結(jié)構(gòu)對(duì)整車(chē)操縱穩(wěn)定性的影響。

2 鉸接式自卸車(chē)模型

2.1 整車(chē)數(shù)學(xué)模型

鉸接式自卸車(chē)整車(chē)運(yùn)動(dòng)學(xué)模[6]，如圖1（a）所示。

圖1 整車(chē)模型Fig.1 Model of the Vehicle

圖中：坐標(biāo)系O′X′Y′Z′—固定在地面上的絕對(duì)坐標(biāo)系，根據(jù)右手定則Z軸正方向指向外；OXYZ—將坐標(biāo)原點(diǎn)固結(jié)到前車(chē)體質(zhì)心處的隨動(dòng)坐標(biāo)系，其中X軸方向與前車(chē)體縱軸線重合；O″X(qián)″Y″Z″—坐標(biāo)原點(diǎn)固定在后車(chē)體質(zhì)心位置上的動(dòng)坐標(biāo)系，其中X?軸方向與后車(chē)體縱向軸線重合；δ—前后車(chē)體間的夾角；B—前后車(chē)體輪距；Lf—前輪中心和鉸接點(diǎn)的距離；Lr—后輪中心和鉸接點(diǎn)的距離；hf—前車(chē)體質(zhì)心和鉸接點(diǎn)的距離；hr—后車(chē)體質(zhì)心和鉸接點(diǎn)的距離。u1、v1、r1—前車(chē)體質(zhì)心處的縱向速度、橫向速度和繞Z軸橫擺角速度；u2、v2、r2—后車(chē)體質(zhì)心處的縱向速度、橫向速度和繞Z″軸橫擺角速度。r1、r2之間有如下關(guān)系：

整車(chē)受力模型[8]，如圖 1（b）所示。圖中，a1x、a1y—前車(chē)體質(zhì)心處沿X軸和Y軸的加速度；a2x、a2y—后車(chē)體質(zhì)心處沿X″軸和Y″軸的加速度；Fix、Fiy—地面對(duì)第i個(gè)車(chē)輪的切向力和側(cè)向力（i=1、2、3、4）；T0—前后車(chē)體間的轉(zhuǎn)向內(nèi)力矩；Fx、Fy—鉸接點(diǎn)沿 X 軸和 Y軸的作用力。

由圖1（a）可知，根據(jù)整車(chē)的轉(zhuǎn)向幾何運(yùn)動(dòng)關(guān)系，可以得到各個(gè)車(chē)輪的運(yùn)動(dòng)關(guān)系：

由圖1（b）可知，根據(jù)受力平衡和力矩平衡，可以得車(chē)體轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程組：

2.2 整車(chē)ADAMS多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

在ADAMS中油氣彈簧力學(xué)特性，可通過(guò)Spline方式輸入彈力和阻尼力與變形量和速度非線性關(guān)系來(lái)代替，但由于實(shí)際液壓系統(tǒng)中液壓油存在壓縮性、庫(kù)侖力等因素，采用Spline方式仍存在一定誤差，為使油氣彈簧模型更加符合實(shí)際，采用AMESim建立油氣彈簧模型。ADAMS和AMESim之間數(shù)據(jù)交互是實(shí)時(shí)的，Simulink可以進(jìn)行動(dòng)態(tài)系統(tǒng)建模、仿真和綜合分析，在Simulink環(huán)境下采用第一種方法計(jì)算加權(quán)加速度均方根值，通過(guò)AMESim與Simulink的聯(lián)合仿真，實(shí)現(xiàn)三者間的數(shù)據(jù)交互。聯(lián)合仿真模型，如圖2所示。

圖2 整車(chē)懸架和全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型Fig．2 Joint Simulation Model of Vehicle Suspension and Full Hydraulic Steering System

聯(lián)合仿真模型創(chuàng)建過(guò)程為：

（1）在ADAMS中創(chuàng)建狀態(tài)變量，包括油氣彈簧油缸和活塞桿間相對(duì)位移、相對(duì)速度和油氣彈簧輸出作用力，左右液壓轉(zhuǎn)向缸筒和轉(zhuǎn)向桿間的相對(duì)位移、相對(duì)速度和油缸輸出力，前后車(chē)架間的折轉(zhuǎn)角，座椅三個(gè)軸向的加速度等；將彈簧作用力、左右轉(zhuǎn)向缸作用力定義為控制輸入，將油氣彈簧和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的相對(duì)位移、相對(duì)速度，前后車(chē)架的折轉(zhuǎn)角，座椅三個(gè)軸向的加速度定義控制輸出；

（2）AMESim中導(dǎo)入ADAMS-TO-AMESim模塊，ADAMS中輸出的位移、速度、加速度和折轉(zhuǎn)角等信號(hào)傳給AMESim，AMESim中油氣彈簧根據(jù)其輸入位移和速度計(jì)算其輸出力，液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)得到折轉(zhuǎn)角輸出信號(hào)，與轉(zhuǎn)向輸入信號(hào)進(jìn)行比較，控制轉(zhuǎn)向系統(tǒng)節(jié)流口的開(kāi)度，從而輸出轉(zhuǎn)向缸的作用力；這些力信號(hào)輸入到ADAMS-TO-AMESim模塊中，傳輸給ADAMS；

（3）ADAMS輸出到 AMESim的座椅加速度的信號(hào)在AMESim平臺(tái)下傳輸給Simulink，在Simulink中計(jì)算分析，通過(guò)Simulink imported to AMESim輸出評(píng)價(jià)指標(biāo)和濾波后的加速度時(shí)間歷程到AMESim中。這樣，三者通過(guò)聯(lián)合仿真實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)的相互交互。

3 操縱穩(wěn)定性影響因素分析

3.1 質(zhì)心位置影響

這里討論車(chē)體質(zhì)心位置對(duì)前輪內(nèi)外輪靜態(tài)載荷的影響，前車(chē)體橫擺角速度、側(cè)向加速度和側(cè)傾角響應(yīng)曲線（圖略）。靜態(tài)時(shí)，前、后車(chē)體質(zhì)心距鉸接點(diǎn)距離越大，內(nèi)輪載荷與外輪載荷的差值越大，此時(shí)前車(chē)體簧載質(zhì)量朝向內(nèi)輪的側(cè)傾角越大。當(dāng)車(chē)體處于轉(zhuǎn)彎狀態(tài)時(shí)，由于離心力的作用，外輪載荷變大，內(nèi)輪載荷變小，即車(chē)體有向外產(chǎn)生側(cè)傾的趨勢(shì)。由圖還可以看出，相同距離變化范圍內(nèi)，后車(chē)體質(zhì)心位置對(duì)垂直載荷的影響較前輪質(zhì)心位置對(duì)垂直載荷的影響大。固定轉(zhuǎn)角靜止?fàn)顟B(tài)時(shí)，前輪內(nèi)輪載荷大于外輪載荷，后車(chē)體質(zhì)心越往后移，內(nèi)輪與外輪的載荷差越大，前車(chē)體產(chǎn)生偏向內(nèi)輪的側(cè)傾角越大，當(dāng)車(chē)速較低時(shí)，即使有離心力的作用，但由于側(cè)向加速度較小，側(cè)傾角仍然偏向內(nèi)輪。由圖3（d）的右上圖可知，當(dāng)車(chē)速達(dá)到20km/h時(shí)，側(cè)偏角都是偏向外輪的，后移車(chē)體質(zhì)心會(huì)減小側(cè)偏角。

車(chē)具有不足轉(zhuǎn)向的特性，因此若不考慮懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)等因素的作用，該鉸接式自卸車(chē)的質(zhì)心應(yīng)該位于中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)之前。若后移車(chē)體質(zhì)心，則靜態(tài)儲(chǔ)備系數(shù) S．M．將減小，當(dāng) S．M．＜0，汽車(chē)將過(guò)多轉(zhuǎn)向?，F(xiàn)改變自卸車(chē)后車(chē)體質(zhì)心位置，車(chē)速與轉(zhuǎn)彎半徑的關(guān)系曲線，如圖3所示。

圖3 質(zhì)心位置變化時(shí)的轉(zhuǎn)彎半徑Fig．3 Turning Radius when the Center of Mass Change

3.2 懸掛缸參數(shù)影響

按照懸掛參數(shù)設(shè)置，對(duì)操縱穩(wěn)定性進(jìn)行全因子試驗(yàn)設(shè)計(jì)。各因素對(duì)前車(chē)體側(cè)傾角、側(cè)向加速度和橫擺角速度的影響程度，如圖4所示。

圖4 懸掛缸參數(shù)影響Fig．4 Effect of Suspension Cylinder Parameters

由圖可以看出，影響車(chē)體側(cè)傾角、側(cè)向加速度和橫擺角速度的懸掛缸參數(shù)主要是蓄能器預(yù)充氣壓力、蓄能器體積或者兩者的匹配。

3.3 連通式油氣彈簧影響

鉸接式自卸車(chē)前后車(chē)體間通過(guò)鉸接體和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接，與剛性車(chē)相比其橫向穩(wěn)定性較差，現(xiàn)通過(guò)油路將前橋左右兩側(cè)油氣彈簧聯(lián)系起來(lái)提高車(chē)體的側(cè)傾角剛度，觀察連通油氣彈簧的抗側(cè)傾能力。連通方式，如圖5（a）所示。將鉸接式自卸車(chē)前橋左右油氣彈簧按圖5（a）的形式連通，通過(guò)聯(lián)合仿真對(duì)整車(chē)進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤(pán)角階躍輸入試驗(yàn)，連通前后車(chē)身側(cè)傾角，如圖5（b）、圖5（c）所示。由圖5可以看出，滿載和空載工況下，連通油氣懸架較獨(dú)立懸架能明顯降低車(chē)身側(cè)傾角，說(shuō)明連通油氣懸架有很好的抗側(cè)傾能力。

圖5 連通前后車(chē)身側(cè)傾角變化曲線Fig.5 Chang Curve of Body Side Inclination Angle

4 結(jié)論

通過(guò)ADAMS/AMESim/Simulink三者聯(lián)合仿真，對(duì)鉸接式自卸車(chē)操縱穩(wěn)定性進(jìn)行分析。通過(guò)對(duì)整車(chē)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)，該車(chē)具有不足明顯轉(zhuǎn)向特性?？蛰d和滿載兩種工況下，進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤(pán)角階躍輸入試驗(yàn)，前車(chē)體的側(cè)傾角、橫擺角速度及側(cè)向加速度均隨車(chē)速提高而變大，反應(yīng)時(shí)間也變長(zhǎng)；相同車(chē)速下，滿載與空載相比，車(chē)速較低的時(shí)候，兩種工況的前車(chē)體側(cè)傾角、橫擺角速度及側(cè)向加速度穩(wěn)態(tài)值相差不大，隨著車(chē)速的增大，滿載比空載的側(cè)傾角、橫擺角速度及側(cè)向加速度穩(wěn)態(tài)值均大。總體上，滿載的操縱穩(wěn)定性較空載的差。通過(guò)轉(zhuǎn)向盤(pán)角階躍輸入試驗(yàn)分析影響操縱穩(wěn)定性的因素，可知：

（1）后車(chē)體質(zhì)心位置變化在低速時(shí)對(duì)橫擺角速度和側(cè)向加速度影響不大，隨著車(chē)速提高，質(zhì)心位置越靠后，橫擺角速度和側(cè)向加速度都越大；后移后車(chē)體質(zhì)心位置在中低速時(shí)能降低車(chē)身側(cè)傾角，但高速時(shí)反而增大車(chē)身側(cè)傾角；且后移后車(chē)體質(zhì)心會(huì)降低整車(chē)的不足轉(zhuǎn)向量。

（2）懸掛缸參數(shù)中，蓄能器預(yù)充氣壓力、蓄能器體積或兩者的匹配對(duì)橫擺角速度、側(cè)向加速度和側(cè)傾角影響最大。

（3）連通式油氣懸架能很好的降低車(chē)身側(cè)傾角，且能夠提高乘坐舒適性，因此建議在條件允許的情況下采用連通油氣懸架的懸架結(jié)構(gòu)形式。