夏小均，陳德兵，姚波，賴詩洋

(1.重慶車輛檢測研究院有限公司國家客車質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)中心，重慶 401122；2.重慶工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，重慶 402260)

0 引言

汽車操縱穩(wěn)定性是整車開發(fā)的重要指標(biāo)，決定了汽車高速行駛時(shí)的安全性，是現(xiàn)代汽車的重要性能之一。穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性作為表征汽車操縱穩(wěn)定性的時(shí)域響應(yīng)，十分重要。穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性包括不足轉(zhuǎn)向、中性轉(zhuǎn)向和過多轉(zhuǎn)向，過多轉(zhuǎn)向會導(dǎo)致汽車出現(xiàn)失去穩(wěn)定性的情況，因此汽車應(yīng)具有一定的不足轉(zhuǎn)向特性[1]。

汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性不僅取決于汽車質(zhì)心所在位置和輪胎的使用性能，也受到懸架、傳動系等結(jié)構(gòu)的影響[2]。因此需通過虛擬仿真技術(shù)研究汽車的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性，以節(jié)約時(shí)間和經(jīng)濟(jì)成本。在某新開發(fā)整車模型的基礎(chǔ)上，分析其轉(zhuǎn)向特性，提出增加橫向穩(wěn)定桿的改進(jìn)方法。

1 穩(wěn)定性因數(shù)核算

為了解模型的穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)特性，首先將車輛簡化為線性二自由度模型[3]。在分析過程中忽略轉(zhuǎn)向系的影響，直接使用前輪轉(zhuǎn)角作為輸入；忽略懸架的影響，認(rèn)為汽車車廂只沿z軸移動，繞y軸的俯仰角與繞x軸的側(cè)傾角為0，此外設(shè)汽車沿x軸前進(jìn)速度u為0。因此汽車僅有沿y軸的側(cè)向運(yùn)動與繞z軸的橫擺運(yùn)動。將汽車的側(cè)向加速度設(shè)置在0.4g以下，輪胎的側(cè)偏特性在線性范圍內(nèi)[4]。最終將該車簡化為一個(gè)如圖1所示的兩輪摩托車模型。它是兩自由度汽車模型，由兩個(gè)有側(cè)向彈性的輪胎支撐于地面上，具有側(cè)向及橫擺運(yùn)動。

圖1 二自由度汽車模型式

其中：K是穩(wěn)定性因數(shù)；m是整車質(zhì)量；L是軸距；a是質(zhì)心距前軸的距離；b則是質(zhì)心距后軸的距離；k1、k2分別是前輪和后輪的總側(cè)偏剛度。整車設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。

表1 整車設(shè)計(jì)參數(shù)

可以發(fā)現(xiàn)，整備質(zhì)量工況下穩(wěn)定性因數(shù)是0.000 243 7，即K>0，車輛特性為不足轉(zhuǎn)向。而滿載時(shí)，求得穩(wěn)定性因數(shù)是-0.000 960 81，K<0，理論上該車在滿載工況轉(zhuǎn)彎時(shí)，會出現(xiàn)輕微的過多轉(zhuǎn)向，這可能導(dǎo)致汽車失去穩(wěn)定性。

利用工程分析方法，車輛的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性如下：空載時(shí)體現(xiàn)為不足轉(zhuǎn)向，而滿載時(shí)過多轉(zhuǎn)向。為確保良好操縱穩(wěn)定性能，汽車應(yīng)具有適當(dāng)?shù)牟蛔戕D(zhuǎn)向特性。

在整車設(shè)計(jì)基本定型的基礎(chǔ)上，在前懸架位置安裝橫向穩(wěn)定桿裝置，可在保證經(jīng)濟(jì)和時(shí)間成本的基礎(chǔ)上，一定程度上增加前懸架的側(cè)傾角剛度，使整車朝著增加不足轉(zhuǎn)向的趨勢運(yùn)動[5]。

2 虛擬模型建立

在建立車輛仿真模型之前，首先確定整車模型的坐標(biāo)。在ADAMS中采用了模型坐標(biāo)系，原點(diǎn)位于前軸幾何中心，X軸指向與汽車車速相反的方向，Y軸指向汽車右側(cè)，Z軸指向上方，遵守右手規(guī)則。

2.1 前懸架模型

該車的前懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架，主要由減振器、轉(zhuǎn)向節(jié)總成(減振器下部與轉(zhuǎn)向節(jié)連接在一起)、螺旋彈簧、控制臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿、副車架等組成。表2中是懸架設(shè)計(jì)參數(shù)，圖2是前懸架的模型圖。

表2 懸架建模參數(shù)

圖2 前懸架模型

表3為前減振器性能測試參數(shù)，由供應(yīng)商提供。

表3 前減振器阻尼特性

2.2 后懸架模型

汽車后懸架為板簧縱置式非獨(dú)立懸架。在主簧下加裝了漸變剛度鋼板彈簧作為副簧，板簧中部用兩個(gè)U形螺栓與后橋相連接；前部主片與前支架以裝配式吊耳結(jié)構(gòu)鉸接，后部主片的卷耳與吊耳支架通過吊耳銷及吊耳相連接，可自由擺動，從而形成活動吊耳，吊耳支架通過焊接方式固定在車架上，在主片卷耳和支架之間壓入耐磨襯套；為防止鋼板彈簧變形過大而斷裂，在車橋上以限位塊固定。圖3為后鋼板彈簧懸架的模型。在空載狀態(tài)下主簧起作用，主簧剛度在42.5～47 N/mm之間，與設(shè)計(jì)參考值46.8 N/mm吻合較好；復(fù)合剛度在62.5～67.5 N/mm之間，與設(shè)計(jì)參考值68.6 N/mm吻合較好。表4示出了減振器阻尼特性，圖4表示后懸架仿真剛度特性曲線。

圖3 后懸架模型表4 后減振器阻尼特性

壓縮阻力/N 拉伸阻力/N 0.1 m/s0.3 m/s0.6 m/s1 m/s0.1 m/s0.3 m/s0.6 m/s1 m/s1253585607253658111 2561 813

圖4 后懸架仿真剛度特性曲線

2.3 轉(zhuǎn)向系及橫向穩(wěn)定桿模型

在此車型采用的轉(zhuǎn)向系中，方向盤與轉(zhuǎn)向柱管通過旋轉(zhuǎn)副連接，而轉(zhuǎn)向柱管通過圓柱副與轉(zhuǎn)向柱連接，兩個(gè)運(yùn)動副間傳動比為1。兩個(gè)萬向節(jié)連接轉(zhuǎn)向輸入軸與輸出軸；采用兩個(gè)橡膠襯套使轉(zhuǎn)向齒條套連接到車身。輸出軸與齒條殼通過旋轉(zhuǎn)副連接，齒條殼和齒輪以旋轉(zhuǎn)副連接，兩個(gè)運(yùn)動副定義了力從方向盤傳到轉(zhuǎn)向軸的關(guān)聯(lián)副，傳動比也為1。齒條套和齒條以移動副連接，轉(zhuǎn)向橫拉桿被推拉從而使汽車改變方向；轉(zhuǎn)向齒條通過等速副與轉(zhuǎn)向橫拉桿連接；轉(zhuǎn)向齒輪與轉(zhuǎn)向輸出軸之間為彈性襯套，起到了汽車動力轉(zhuǎn)向器分配閥中的扭桿作用。表5中為轉(zhuǎn)向系建模相關(guān)參數(shù)。

表5 轉(zhuǎn)向系相關(guān)建模參數(shù)

建立好的轉(zhuǎn)向系與橫向穩(wěn)定桿模型分別見圖5和圖6。

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圖5 轉(zhuǎn)向系模型

圖6 橫向穩(wěn)定桿模型

加大懸架的側(cè)傾角剛度，可有效改善汽車穩(wěn)定性，可通過添加橫向穩(wěn)定桿來實(shí)現(xiàn)這一目的。其建模方法為：將橫向穩(wěn)定桿從中部分為兩半，添加旋轉(zhuǎn)副以連接，采用扭簧表達(dá)扭轉(zhuǎn)剛度。橫向穩(wěn)定桿通過一個(gè)球副連接前后兩個(gè)懸架，立柱與橫向穩(wěn)定桿的連接借助襯套，另一端固定在車身上。由于未進(jìn)行扭轉(zhuǎn)力學(xué)實(shí)驗(yàn)，無法獲取實(shí)際的橫向穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)剛度，故采用有限元的方法初步計(jì)算，作為設(shè)計(jì)參數(shù)。

2.4 車身、動力總成及傳動系

簧上質(zhì)量包含動力及傳動系、車身、乘員和駕駛室等，對這些系統(tǒng)作簡化處理，使質(zhì)量集中于車身并用一個(gè)球體來體現(xiàn)。

2.5 前、后輪胎模型

輪胎的側(cè)偏剛度對汽車操縱穩(wěn)定性影響較大，因此需要較為精確的輪胎力學(xué)模型，以確保整車模型的精度。由于未提供輪胎的特性參數(shù)，故參考輪胎型號，借鑒MSC提供的pac2002輪胎模型[6]，修改其部分幾何參數(shù)建立了pac2002_175_70R14輪胎模型。

2.6 整車多體動力學(xué)模型

裝配前述各子系統(tǒng)，得到圖7中的車輛ADAMS模型。

圖7 整車多體動力學(xué)ADAMS模型

進(jìn)行仿真分析前先調(diào)整好車身的質(zhì)心位置和轉(zhuǎn)動慣量，采用SAE經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算車身的轉(zhuǎn)動慣量。

其中：TW為輪距(m)；WB為軸距(m)；m是汽車質(zhì)量(kg)；RH為車頂離地高度(m)；Hg為汽車質(zhì)心高度(m)；L為汽車總長；Kx、Ky、Kz為3個(gè)方向的計(jì)算系數(shù)。

計(jì)算參數(shù)如下：TW=1.43 m，WB=2.72 m，m=1 814 kg，RH=1883 m，Hg=0.669 m，L=4.35 m，Kx=7.984 6，Ky=5.290 1，Kz=2.194 2。

3 仿真試驗(yàn)

3.1 定轉(zhuǎn)角穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)方法

3.2 虛擬試驗(yàn)結(jié)果

此處以空載狀態(tài)為例，對仿真分析過程加以說明，滿載分析流程與之相同。

采用ADAMS/Car中的驅(qū)動控制文件(.dcf)進(jìn)行整車仿真分析，文件中設(shè)置兩個(gè)小工況(mini_maneuver)：第一個(gè)小工況使汽車達(dá)到穩(wěn)定轉(zhuǎn)彎狀態(tài)，最低穩(wěn)定車速取為5 m/s，轉(zhuǎn)彎半徑取20 m；第二個(gè)小工況中汽車方向盤固定，以0.25 m/s2縱向加速度轉(zhuǎn)向行駛，當(dāng)側(cè)向加速度為該車空載狀態(tài)下所能達(dá)到的極限值5.8 m/s2時(shí)結(jié)束。

從圖8和圖9可以看出：在整個(gè)仿真過程中前進(jìn)車速和側(cè)向加速度的變化曲線近似于一條直線，與實(shí)際整車試驗(yàn)場中的穩(wěn)態(tài)測試狀況相符，說明整個(gè)仿真過程滿足實(shí)驗(yàn)要求。

圖8 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)前進(jìn)車速 圖9 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)側(cè)向加速度

以轉(zhuǎn)彎半徑比、前后軸側(cè)偏角之差以及車廂側(cè)傾角對試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行表達(dá)。圖10為轉(zhuǎn)彎半徑比與側(cè)向加速度關(guān)系曲線，圖11為空載和滿載狀態(tài)下前、后軸側(cè)偏角之差與側(cè)向加速度關(guān)系曲線，圖12為空載和滿載狀態(tài)下車廂側(cè)傾角與側(cè)向加速度關(guān)系曲線。

圖10 轉(zhuǎn)彎半徑比與側(cè)向加速度關(guān)系曲線

圖11 前、后軸側(cè)偏角之差與側(cè)向加速度關(guān)系曲線

圖12 車廂側(cè)傾角與側(cè)向加速度關(guān)系曲線

3.3 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)虛擬試驗(yàn)結(jié)果評價(jià)

根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)QC/T 480—1999，對中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)的側(cè)向加速度值、不足轉(zhuǎn)向度和車身側(cè)傾度3項(xiàng)指標(biāo)進(jìn)行評分。前、后軸側(cè)偏角之差與側(cè)向加速度變化趨勢上，斜率為0位置的側(cè)向加速度值即為中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)的側(cè)向加速度值，未出現(xiàn)中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)時(shí)，用最小二乘法依據(jù)無常數(shù)的3次多項(xiàng)式擬合方法進(jìn)行推算。不足轉(zhuǎn)向度是側(cè)向加速度等于2.0 m/s2時(shí)前、后軸側(cè)偏角之差與側(cè)向加速度的平均比值。車廂側(cè)傾度為車廂側(cè)傾角隨側(cè)向加速度變化時(shí)橫軸等于2.0 m/s2時(shí)的平均斜度。最終的虛擬試驗(yàn)值及評分在表6中。

表6 仿真結(jié)果及評價(jià)

注：全側(cè)向加速度范圍內(nèi)未出現(xiàn)中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)，汽車始終為不足轉(zhuǎn)向，該指標(biāo)計(jì)滿分。

通過虛擬試驗(yàn)可以看出，該車轉(zhuǎn)向特性為不足轉(zhuǎn)向，且綜合評價(jià)指標(biāo)值較高，改進(jìn)后汽車在空載和滿載情況下均具有一定的不足轉(zhuǎn)向度。因此，在原車型已經(jīng)基本定型的基礎(chǔ)上，通過加裝橫向穩(wěn)定桿增加不足轉(zhuǎn)向度，是一種節(jié)約經(jīng)濟(jì)和時(shí)間成本的有效方法。

4 結(jié)論

通過核算穩(wěn)定性系數(shù)得出該車在滿載狀態(tài)下具有過度轉(zhuǎn)向特性，提出增加橫向穩(wěn)定桿的改進(jìn)方案。在ADAMS中建立車輛各部分模型后裝配，獲得車輛的多體動力學(xué)模型。采用模型進(jìn)行虛擬定轉(zhuǎn)角穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)并評價(jià)分析，發(fā)現(xiàn)穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)效果較好，加裝橫向穩(wěn)定桿后有效地提高了汽車的不足轉(zhuǎn)向度?？梢钥闯?，車輛的操縱穩(wěn)定性在改進(jìn)后綜合評價(jià)值更高，穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性表現(xiàn)優(yōu)越。