施佳能

（東風(fēng)柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545005）

隨著高速公路的不斷發(fā)展和汽車制造業(yè)水平的不斷提高，長途貨物運(yùn)輸越來越受到重視，半掛汽車列車作為長途貨物運(yùn)輸?shù)闹饕α浚殉蔀椴豢苫蛉钡倪\(yùn)輸工具[1]。半掛汽車列車由于其整車長、體積大以及后部運(yùn)動放大等特點(diǎn)，造成了轉(zhuǎn)彎半徑和轉(zhuǎn)彎通道寬度大，轉(zhuǎn)彎時(shí)存在安全隱患，因此半掛汽車列車較一般汽車對轉(zhuǎn)向性能提出了更高的要求。當(dāng)然，若能合理的設(shè)計(jì)整車幾何參數(shù)，也能提高行駛的主動安全性，降低安全隱患。

轉(zhuǎn)彎通道圓是衡量半掛牽引車轉(zhuǎn)向性能的主要參數(shù)之一[2]。利用半掛牽引車轉(zhuǎn)彎通道圓理論計(jì)算式，可以準(zhǔn)確的預(yù)測牽引車-半掛車幾何參數(shù)的影響趨勢，為實(shí)車設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)，但是一般忽略了車身側(cè)傾、輪胎側(cè)滑等因素的影響，因此按理論計(jì)算式計(jì)算出的轉(zhuǎn)彎通道圓直徑和實(shí)測值會有一定差異。運(yùn)用虛擬樣機(jī)分析軟件ADAMS中的Car模塊建立起來的半掛牽引車整車仿真模型能很好解決這一問題，不僅在車輛設(shè)計(jì)階段提供了可靠的設(shè)計(jì)工具，提高設(shè)計(jì)一次性通過率，而且為后續(xù)的二次開發(fā)提供了方便。

1 整車虛擬樣機(jī)模型建立

應(yīng)用虛擬樣機(jī)分析軟件ADAMS建立了某半掛牽引車的剛?cè)狍w耦合的整車仿真模型。該模型由駕駛室系統(tǒng)、駕駛室懸置系統(tǒng)、車架系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)、動力傳動系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、輪胎系統(tǒng)以及半掛車系統(tǒng)組成。

1.1 整車基本參數(shù)及建模簡化

該車型牽引車前橋采用多片簧+橫向穩(wěn)定桿結(jié)構(gòu)，雙驅(qū)動后橋采用板簧+空氣囊復(fù)合懸架結(jié)構(gòu)，四氣囊全浮駕駛室；半掛車采用三軸廂式半掛車。整車力學(xué)特性參數(shù)和幾何參數(shù)主要通過零部件測試和幾何參數(shù)測量等手段獲得。整車部分幾何關(guān)鍵參數(shù)見表1。

表1 整車部分關(guān)鍵參數(shù)

為了降低建模的難度，整車建模時(shí)進(jìn)行了合理簡化[3]：

（1）不考慮整車的細(xì)節(jié)特征，而把整車分為多個(gè)系統(tǒng)，分別獲取各個(gè)系統(tǒng)的質(zhì)心位置和轉(zhuǎn)動慣量輸入模型中；

（2）將駕駛室、車架視為剛體，不考慮其柔性對整車的影響；

（3）忽略各運(yùn)動副之間的內(nèi)摩擦力；

（4）采用線性或非線性的彈簧和橡膠襯套來模擬實(shí)際工況下柔性連接的動力學(xué)特性。

1.2 關(guān)鍵系統(tǒng)模型建立

1.2.1 前懸架子系統(tǒng)建立

該車是單前橋轉(zhuǎn)向，前懸架采用多片簧+減振器+橫向穩(wěn)定桿結(jié)構(gòu)。商用車板簧有減振和傳導(dǎo)力的作用，是懸架重要組成部分，對整車模型精度影響很大，因此是懸架建模是重要工作之一。板簧的建模一般采用離散梁法、有限元法、三段梁法。本研究采用三段梁法建模，并考慮了動剛度，動剛度參數(shù)來源于板簧總成剛度測試。試驗(yàn)情況及結(jié)果如圖1和圖2所示。

圖1 板簧剛度測試實(shí)驗(yàn)臺

圖2 板簧動剛度測試結(jié)果

根據(jù)動剛度實(shí)測結(jié)果，定義三段梁之間連接襯套的剛度，通過襯套剛度調(diào)整實(shí)現(xiàn)板簧各向受力及抗扭性能。建立包括減振器、前軸、橫向穩(wěn)定桿在內(nèi)的前懸架子系統(tǒng)模型，并采用雙輪激振的仿真試驗(yàn)驗(yàn)證剛度，前懸架子系統(tǒng)及剛度仿真曲線變化如圖3和圖4所示。

圖3 前懸架子系統(tǒng)模型

圖4 前懸剛度仿真曲線

從前懸剛度曲線來看，剛度是隨位移動態(tài)變化的，小振幅時(shí)剛度比較大，隨著振幅增大，剛度逐漸變小，與實(shí)測情況吻合，實(shí)現(xiàn)了動剛度。振幅達(dá)到一定值時(shí)，板簧剛度接近310 N/mm，與理論值（實(shí)測靜剛度302 N/mm）相近，誤差2.6%，模型精度符合使用要求。

1.2.2 后懸架子系統(tǒng)建立

該車是雙后橋驅(qū)動形式，后懸架為空氣囊和板簧的復(fù)合型懸架?？諝鈶壹芙Y(jié)合高度調(diào)節(jié)裝置，可實(shí)現(xiàn)自適應(yīng)載荷、路況，更好的隔絕路面沖擊和振動，提高舒適性，提高駕乘人員舒適性和保證貨物的完整性。板簧懸架結(jié)構(gòu)簡單，成本低，且可傳遞各種力和力矩，本身能提供一定的摩擦力，可不單獨(dú)安裝減振器。采用復(fù)合懸架兼顧了板簧懸架和空氣懸架的優(yōu)點(diǎn)，在行業(yè)內(nèi)廣泛使用。

復(fù)合懸架建模時(shí)，板簧部分采用柔性體，空氣彈簧、減振器參數(shù)，車橋質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)，橡膠襯套參數(shù)等均按實(shí)測值輸入。

1.3 整車模型裝配與調(diào)整校核

1.3.1 整車裝配

將建立的各個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行裝配，應(yīng)用ADAMS模塊化功能，通過雙輪同向激振試驗(yàn)、懸掛系統(tǒng)模態(tài)分析和整車靜平衡分析對懸掛系統(tǒng)剛度、阻尼，各軸軸荷和整車姿態(tài)進(jìn)行調(diào)整和驗(yàn)證，使仿真模型貼近實(shí)車。最終得到該半掛牽引車的剛?cè)狍w耦合的整車仿真模型，如圖5所示。

圖5 整車仿真模型

1.3.2 模型調(diào)整校核

在子系統(tǒng)建模時(shí)，對相關(guān)零部件進(jìn)行了大量的簡化，整車模型軸荷與實(shí)車會有一定的差別，需要微調(diào)軸荷分配，通過小幅調(diào)整質(zhì)心位置和增加質(zhì)量塊方式即可。實(shí)車軸荷依據(jù)實(shí)車稱重獲得。另外，模型是基于整車裝配狀態(tài)建立的，因此需要輸入相關(guān)彈性元件預(yù)載，保證整車姿態(tài)與設(shè)計(jì)狀態(tài)相符。Adams提供的靜平衡分析仿真可自動計(jì)算整車狀態(tài)下各軸軸荷和所要求的預(yù)載值，軸荷見表2。

表2 實(shí)測與仿真軸荷值

2 整車轉(zhuǎn)彎通道圓通過性分析

2.1 轉(zhuǎn)彎通道圓仿真試驗(yàn)

根據(jù)GB1589-2004和GB/T12540-2009對汽車轉(zhuǎn)彎通道圓直徑和外擺值的限值與測量方法的規(guī)定，汽車必須要能在一個(gè)內(nèi)徑10600 mm、外徑25000 mm的圓環(huán)通道內(nèi)通過，即轉(zhuǎn)彎時(shí)汽車輪廓在水平地面上的投影范圍不能超出國標(biāo)規(guī)定的通道圓[4]。汽車轉(zhuǎn)彎通道圓實(shí)車試驗(yàn)是使汽車沿著直徑為25000 mm的外圓行駛，仿真試驗(yàn)方法必須與實(shí)車試驗(yàn)的方法基本一致，以達(dá)到較高的準(zhǔn)確度。虛擬樣機(jī)分析軟件ADAMS的Car模塊整車仿真能方便的實(shí)現(xiàn)這一方法。

應(yīng)用ADAMS/Car模塊進(jìn)行定轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角仿真，模擬汽車外側(cè)輪廓沿直徑為25000 mm的外圓行駛，得到仿真試驗(yàn)結(jié)果曲線如圖6和圖7所示。

圖6 轉(zhuǎn)彎通道圓仿真曲線

圖7 外擺值仿真曲線

仿真結(jié)果表明，該車依據(jù)國標(biāo)仿真時(shí)前軸內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角分別為31°和26.5°，主掛車夾角達(dá)55°；外擺值為320 mm，滿載國標(biāo)要求（國標(biāo)要求小于700 mm）。車轉(zhuǎn)彎時(shí)外側(cè)輪廓沿直徑為25000 mm的圓，即轉(zhuǎn)彎通道圓外徑為25000 mm，內(nèi)側(cè)輪廓沿直徑為9486 mm的圓，不能滿足國標(biāo)對轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)徑≥10600 mm的要求，說明該車不符合國標(biāo)要求，必須對車輛設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行修改。

2.2 轉(zhuǎn)彎通道圓實(shí)車試驗(yàn)

依據(jù)國標(biāo)轉(zhuǎn)彎通道圓直徑測量方法進(jìn)行試驗(yàn)。在干燥平整的地面上劃出直徑25 m的圓，使汽車以低車速行駛，車輛所有點(diǎn)（后視鏡、下視鏡和天線除外，下同）在平整地面上投影的最大外圓應(yīng)接近但不能超過所畫的軌跡圓，直至所有監(jiān)測點(diǎn)畫出形成完整的圓為止[5]，試驗(yàn)樣車如圖8所示。

圖8 試驗(yàn)樣車

車輛所有點(diǎn)在地面上投影所畫出的最小內(nèi)圓，即為轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)圓直徑[6]。車輛進(jìn)入通道圓之前、沿過車輛最外側(cè)點(diǎn)作一與車輛縱向中心線平行的投影線，由直線行駛過渡到轉(zhuǎn)彎通道圓外圓直徑為25 m的圓上行駛，直到車尾完全進(jìn)入該圓，在此過程中車輛外側(cè)任何部位在地面上的投影形成一組外擺軌跡，這組軌跡與車輛靜止時(shí)車輛最外側(cè)部位在地面形成的投影線的距離即為外擺值[7]。實(shí)測結(jié)果與仿真對比如表3所示。

表3 仿真與實(shí)測值

仿真與試驗(yàn)值相差較小，誤差在10%以內(nèi)，相互驗(yàn)證了可信度，該仿真模型可用于仿真優(yōu)化和二次開發(fā)。該車外擺值較小，滿足國標(biāo)要求；轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)圓與國標(biāo)要求的≥10600 mm相差較大，不能滿足要求。

3 相關(guān)參數(shù)對該車轉(zhuǎn)彎通過性的影響及優(yōu)化

3.1 轉(zhuǎn)彎通道圓理論計(jì)算

半掛牽引車由牽引車和半掛車構(gòu)成，中間通過牽引車的牽引座和半掛車的牽引銷連接起來的。這種半掛車轉(zhuǎn)彎時(shí)的情況如圖9所示。

圖9 半掛牽引車轉(zhuǎn)彎

對于圖9所示的半掛牽引車，轉(zhuǎn)彎時(shí)整車輪廓在水平地面上的投影面外側(cè)不會超過轉(zhuǎn)彎外側(cè)牽引車頭的軌跡線，即圖9中所示半徑為D1的圓，內(nèi)側(cè)不會進(jìn)入半掛車中間軸的軌跡線，即圖9中所示半徑為D2的圓。根據(jù)圖9中幾何關(guān)系可得到外半徑D1、內(nèi)半徑D2的計(jì)算公式：

式（1）和（2）中：D1為轉(zhuǎn)彎通道圓外圓半徑；D2為轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)圓半徑；B為牽引車前懸長度；E為牽引車一二軸軸距；C為牽引車前軸主銷中心距（圖中未標(biāo)出）；H為牽引車二三軸軸距；M為牽引車寬度；P為鞍座至半掛車中橋距離；G為鞍座前置距（圖中未標(biāo)出）；α為轉(zhuǎn)向輪外輪轉(zhuǎn)角；N為半掛車寬度。

該半掛牽引車B=1270 mm，E=4500 mm，C=1830 mm，H=1350 mm，M=2550 mm，P=7775 mm，N=2550 mm，G=50 mm。

根據(jù)實(shí)車試驗(yàn)的方法，使汽車沿著直徑為25000 mm的外圓行駛，即保證式（1）中的D1=12500 mm，得出對應(yīng)的轉(zhuǎn)向輪外輪轉(zhuǎn)角α=30.560，代入式（2）中得到D2=3259 mm，該車轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)徑為6518 mm，小于10600 mm，因此該車不能通過GB1589-2004和GB/T12540-2009規(guī)定的通道圓。該車實(shí)車試驗(yàn)得到的轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)徑為9287 mm，與理論計(jì)算差別較大，理論計(jì)算一般忽略了車身側(cè)傾、輪胎側(cè)滑等因素的影響，因此按理論計(jì)算公式得出的轉(zhuǎn)彎通道圓直徑和實(shí)測值有一定差異，理論計(jì)算不能代替實(shí)車試驗(yàn)，但可對相關(guān)幾何參數(shù)的影響趨勢進(jìn)行預(yù)測。

為了使汽車能通過GB1589-2004和GB/T 12540-2009規(guī)定的內(nèi)徑10600 mm、外徑25000 mm轉(zhuǎn)彎通道寬度，一般希望汽車沿外徑25 m的軌跡圓轉(zhuǎn)彎時(shí)，轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)徑D2盡可能大。由式（1）和（2）可知，通過減小牽引車前懸B、牽引車寬度M、半掛車寬度N、鞍座至半掛車中軸距離P、轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角α，或者加大鞍座前置距G，均可增大轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)圓半徑D2。通常，對于該類型的半掛牽引車普遍存在轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)徑過小的問題，轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角設(shè)計(jì)值都能滿足國標(biāo)對轉(zhuǎn)彎通道圓外圓的要求，因此理論上推薦采用增大鞍座前置距和減小鞍座至半掛車中橋距離等方法來增大轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)徑。

3.2 相關(guān)參數(shù)影響趨勢分析

通常主機(jī)廠僅生產(chǎn)牽引車，半掛車由第三方企業(yè)生產(chǎn)，因此在確定分析參數(shù)時(shí)，半掛車相關(guān)參數(shù)定為常量，即牽引銷至掛車軸距離P、半掛車軸距、半掛車后懸長度等參數(shù)視為不變。選取牽引車前懸長度B、牽引車一二軸軸距E、鞍座前置距G（鞍座至牽引車第三軸距離）作為變量?？紤]工程實(shí)際情況，確定分析時(shí)各參數(shù)的關(guān)聯(lián)情況，如表4所示。

表4 分析參數(shù)關(guān)聯(lián)情況

應(yīng)用ADAMS對選取的變量進(jìn)行通道圓仿真分析，得到各參數(shù)的影響趨勢和靈敏度，如表5所示。

表5 分析參數(shù)影響趨勢和靈敏度

由表5知，縮短牽引車前懸長度B、縮短一二軸軸距E（即后移第一軸）、鞍座前移，均可改善半掛牽引車的通過性能。鞍座前置距G、前懸長度B、一二軸軸距E的靈敏度依次降低，各參數(shù)靈敏度相差不大。

3.3 仿真優(yōu)化及實(shí)車驗(yàn)證

從工程應(yīng)用出發(fā)，鞍座前置距大范圍調(diào)整會導(dǎo)致軸荷大幅變化，不建議調(diào)整。因此本次優(yōu)化牽引車前懸長度B和一二軸軸距E。優(yōu)化方案及優(yōu)化前后仿真結(jié)果如圖10和表6所示。

圖10 優(yōu)化前后轉(zhuǎn)彎通道圓內(nèi)徑對比

表6 優(yōu)化前后參數(shù)、結(jié)果對比

仿真結(jié)果表明，通過縮短牽引車前懸50 mm和縮短一二軸軸距550 mm，可滿足國標(biāo)要求，并通過了實(shí)車驗(yàn)證。

4 結(jié)論

（1）應(yīng)用ADAMS/Car虛擬仿真軟件，建立了剛?cè)狍w耦合的整車動力學(xué)模型。前懸板簧采用三段梁法建模，模型考慮了板簧動剛度，即根據(jù)板簧動剛度測試結(jié)果設(shè)置三段梁參數(shù)，并通過雙輪激振仿真試驗(yàn)驗(yàn)證了可行性。

（2）基于建立的整車動力學(xué)模型進(jìn)行了轉(zhuǎn)彎通道圓仿真試驗(yàn)，與實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果對比，得出了仿真值與實(shí)測值相差較小，誤差在7%以內(nèi)，說明整車模型可信度較高，可用于進(jìn)一步優(yōu)化。

（3）分析了半掛牽引車轉(zhuǎn)彎通道圓的理論計(jì)算公式，并對該車進(jìn)行了理論計(jì)算，得出的理論計(jì)算結(jié)果與實(shí)測值、仿真值均有較大差別，并給出了差異的原因。

（4）應(yīng)用ADAMS仿真軟件，對整車部分幾何參數(shù)進(jìn)行了影響趨勢、靈敏度分析和優(yōu)化，得出了優(yōu)化方案，并通過了實(shí)車驗(yàn)證。

（5）應(yīng)用虛擬仿真技術(shù)開展整車轉(zhuǎn)彎通道圓仿真，在產(chǎn)品設(shè)計(jì)開發(fā)階段即可介入，對提高設(shè)計(jì)成功率、縮短開發(fā)周期、減少開發(fā)成本具有重要意義，可在雙掛車、長頭牽引車、載貨車等車型上推廣應(yīng)用。