史為成

摘 要：針對(duì)某中型4×2載貨車(chē)空車(chē)到裝滿貨物后方向盤(pán)自動(dòng)偏轉(zhuǎn)的問(wèn)題，文章從轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與前懸架系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)性的角度進(jìn)行分析，分別借助作圖法和ADAMS軟件對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與前懸架系統(tǒng)之間運(yùn)動(dòng)干涉量進(jìn)行計(jì)算分析，并提出具體的優(yōu)化改進(jìn)措施，解決整車(chē)加載過(guò)程中方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)的問(wèn)題。

關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系統(tǒng);前懸架系統(tǒng);運(yùn)動(dòng)干涉;分析;改進(jìn)

中圖分類(lèi)號(hào)：U462 ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A ?文章編號(hào)：1671-7988（2020）06-115-03

Abstract： Aiming at the problem that the steering wheel is automatically deflected when a medium-sized 4×2 truck is loaded with goods， this paper analyzes the coordination between the steering system and the front suspension system. By means of the mapping method and ADAMS software， Driving system and the front suspension system， and puts forward some concrete optimization and improvement measures to solve the problem of steering wheel deflection during vehicle loading.

Keywords： Steering system; Front suspension system; Motion interference; Analysis; Improvement

CLC NO.： U462 ?Document Code： A ?Article ID： 1671-7988（2020）06-115-03

1 前言

某中型4×2載貨車(chē)市場(chǎng)反饋空車(chē)到裝滿貨物后方向盤(pán)發(fā)生自動(dòng)偏轉(zhuǎn)的問(wèn)題，最大偏轉(zhuǎn)角度達(dá)20°，方向盤(pán)自動(dòng)偏轉(zhuǎn)阻擋了駕駛員觀察儀表盤(pán)的視野，影響了駕駛的舒適性。另一方面，當(dāng)汽車(chē)經(jīng)過(guò)顛簸路面時(shí)，方向盤(pán)產(chǎn)生異常擺動(dòng)，甚至發(fā)生打手的現(xiàn)象，影響了駕駛的安全性。針對(duì)該問(wèn)題，從理論設(shè)計(jì)的角度筆者采用作圖法和ADMAS運(yùn)動(dòng)仿真的方法對(duì)前懸架系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)過(guò)程進(jìn)行了模擬，計(jì)算出了空車(chē)到裝滿貨物后方向盤(pán)的偏轉(zhuǎn)角度，并且提出了具體的優(yōu)化改進(jìn)措施，經(jīng)過(guò)計(jì)算分析和加載試驗(yàn)，優(yōu)化改進(jìn)后該問(wèn)題得以徹底解決。所涉及的車(chē)輛基本配置如下表1。

2 原因分析

汽車(chē)從空車(chē)到裝滿貨物的過(guò)程中，前軸載荷逐漸增大，前懸架鋼板彈簧弧高逐漸變小，而轉(zhuǎn)向節(jié)彎臂與縱拉桿的鉸接點(diǎn)（球銷(xiāo)中心A1）一方面隨著鋼板彈簧主片中心C所決定的軌跡JJ'運(yùn)動(dòng)，同時(shí)又繞著縱拉桿另一端B1點(diǎn)擺動(dòng)，其擺動(dòng)軌跡KK'。由于轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)零部件空間布置的限制，導(dǎo)致運(yùn)動(dòng)軌跡JJ'和運(yùn)動(dòng)軌跡KK'不一致，其兩者運(yùn)動(dòng)的差值即為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與前懸架系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)干涉量。汽車(chē)在空車(chē)到裝滿貨物的過(guò)程中，如該干涉量過(guò)大，勢(shì)必會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)向垂臂擺動(dòng)一個(gè)角度，直接會(huì)傳遞到方向盤(pán)上，使方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)一定的角度。如果其偏轉(zhuǎn)的角度超出轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的自由間隙，方向盤(pán)就會(huì)發(fā)生偏轉(zhuǎn)的現(xiàn)象。下圖1為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)模型。

3 現(xiàn)有轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)干涉量校核

該車(chē)實(shí)際使用過(guò)程中，空車(chē)前軸軸荷3t，裝滿貨物后（滿載）前軸載荷6t，以下校核過(guò)程均以實(shí)際使用時(shí)的前軸載荷為依據(jù)。下表2、3為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與前懸架系統(tǒng)的主要結(jié)構(gòu)及性能參數(shù)。

3.1 根據(jù)汽車(chē)設(shè)計(jì)手冊(cè)中的作圖法計(jì)算

根據(jù)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)及前懸架系統(tǒng)各個(gè)元件在整車(chē)上的布置關(guān)系，在UG草圖環(huán)境中確定出轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)各個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)坐標(biāo)，并按汽車(chē)設(shè)計(jì)手冊(cè)所描述的方法繪制出運(yùn)動(dòng)干涉量圖，其校核結(jié)果如圖2所示。

計(jì)算結(jié)果顯示，從空載到滿載懸架運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，運(yùn)動(dòng)干涉量最大θ0為4.2mm，垂臂長(zhǎng)度L1為195mm，導(dǎo)致垂臂的擺動(dòng)角度 ?=1.23°，忽略轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)間隙，方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度θ=θ1i=1.23°×20.48=25.2°。

由以上計(jì)算結(jié)果可以看出，車(chē)輛空車(chē)狀態(tài)到裝滿貨物（滿載）的過(guò)程中，前懸架弧高變化35mm，方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)25.2°。

3.2 運(yùn)用ADAMS運(yùn)動(dòng)仿真方法進(jìn)行計(jì)算

在ADAMS環(huán)境中建立轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系—前懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)模型，對(duì)其在前懸架跳動(dòng)工況下進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真分析?？哲?chē)（前軸負(fù)荷3t）到滿載（前軸負(fù)荷6t）跳動(dòng)工況轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角度分析結(jié)果如下圖3所示。

由以上分析結(jié)果可以看出，車(chē)輛從空車(chē)到滿載過(guò)程中轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角度最大為η=1.2°，其轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)最大干涉量 ? =4.5mm，垂臂擺動(dòng)角度 ? =1.33°，忽略轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)間隙，方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度 ?=1.33°×20.48=27.2°。

由以上計(jì)算結(jié)果可以看出，車(chē)輛空車(chē)狀態(tài)到裝滿貨物（滿載）的過(guò)程中，方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)27.2°。

3.3 現(xiàn)有轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)干涉量校核結(jié)論

為了避免單獨(dú)使用一種計(jì)算方法帶來(lái)的計(jì)算誤差，取兩種計(jì)算方法所求得結(jié)果的平均值作為最終的計(jì)算結(jié)果，即該車(chē)輛從空載（前軸負(fù)荷3t）到滿載（前軸負(fù)荷6t）工況的過(guò)程中，方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)角度 ? =26.2°

通過(guò)以上計(jì)算分析可以看出，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)干涉量過(guò)大是導(dǎo)致方向盤(pán)從空車(chē)到滿載過(guò)程中自動(dòng)偏轉(zhuǎn)的主要原因。

4 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)干涉量?jī)?yōu)化改進(jìn)

轉(zhuǎn)向節(jié)彎臂與縱拉桿的鉸接點(diǎn)A1與轉(zhuǎn)向垂臂縱拉桿的鉸接點(diǎn)B1兩者的相對(duì)位置是影響系統(tǒng)干涉量的主要因素，本文在現(xiàn)有車(chē)型平臺(tái)的基礎(chǔ)上，對(duì)A1與B1兩者之間的相對(duì)位置進(jìn)行調(diào)整，以減小系統(tǒng)的干涉量，消除方向盤(pán)的偏轉(zhuǎn)問(wèn)題。

根據(jù)3.1中所述的作圖法作圖的結(jié)果可以看出，降低B1的位置有利于減小系統(tǒng)干涉量。為了解決現(xiàn)有問(wèn)題，同時(shí)避免系統(tǒng)各個(gè)零部件之間運(yùn)動(dòng)過(guò)程總不會(huì)存在干涉問(wèn)題。使B1點(diǎn)的位置降低60mm。

4.1 運(yùn)用ADAMS運(yùn)動(dòng)仿真方法進(jìn)行校核

根據(jù)以上優(yōu)化改進(jìn)方案，在ADAMS環(huán)境中建立轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系—前懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)模型，對(duì)其在前懸架跳動(dòng)工況下進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真分析?？哲?chē)（前軸負(fù)荷3t）到滿載（前軸負(fù)荷6t）跳動(dòng)工況轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角度優(yōu)化改進(jìn)前后分析結(jié)果如下圖4所示。

由以上仿真分析結(jié)果可知，優(yōu)化改進(jìn)后，轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角值明顯降低，左前輪偏轉(zhuǎn)角度即轉(zhuǎn)向與懸架系統(tǒng)的干涉量保持在一個(gè)相對(duì)較小的區(qū)域中，左前輪最大偏轉(zhuǎn)角度η'為0.28°，其轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)最大干涉量 ?= 1.1，垂臂擺動(dòng)角度 ? =0.31°;忽略轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)間隙，方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度 =0.31°×20.48=6.3°

4.2 優(yōu)化改進(jìn)后效果分析

通過(guò)以上計(jì)算分析可知，優(yōu)化改進(jìn)后車(chē)輛在空車(chē)到滿載的過(guò)程中轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)干涉量明顯降低。優(yōu)化前后在空車(chē)到滿載的過(guò)程中方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)角度等各參數(shù)對(duì)比情況見(jiàn)表4所示：

由以上理論計(jì)算結(jié)果對(duì)比分析可知，優(yōu)化改進(jìn)后在空車(chē)到滿載的過(guò)程中方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)角度為0°，方向盤(pán)自動(dòng)偏轉(zhuǎn)問(wèn)題得以解決。

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

在優(yōu)化改進(jìn)工作完成后，進(jìn)行了樣車(chē)的裝車(chē)及加載試驗(yàn)，并對(duì)空載（前軸負(fù)荷3t）到滿載（前軸負(fù)荷6t）加載過(guò)程中方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)情況進(jìn)行了測(cè)量，在加載過(guò)程中對(duì)方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)角度進(jìn)行測(cè)量，加載試驗(yàn)過(guò)程中方向盤(pán)未發(fā)生偏轉(zhuǎn)現(xiàn)象。從而，優(yōu)化后空車(chē)到滿載過(guò)程中方向盤(pán)偏轉(zhuǎn)問(wèn)題得以徹底解決。

6 結(jié)束語(yǔ)

本文針對(duì)某中型載貨車(chē)空車(chē)到裝滿貨物后方向盤(pán)發(fā)生自動(dòng)偏轉(zhuǎn)的問(wèn)題進(jìn)行了詳細(xì)的理論計(jì)算分析，提出了方向盤(pán)自動(dòng)偏轉(zhuǎn)問(wèn)題的主要原因，制定了優(yōu)化改進(jìn)措施，通過(guò)優(yōu)化轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)干涉量，使問(wèn)題徹底解決，試驗(yàn)驗(yàn)證效果良好，消除了車(chē)輛行駛的安全隱患。該文所及方法和結(jié)論對(duì)類(lèi)似問(wèn)題的解決具有一定的借鑒作用。

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