王長新,郭志軍,劉美蘭,王喜明,杜 干

(河南科技大學(xué)車輛與動力工程學(xué)院,河南洛陽 471003)

0 前言

隨著中國經(jīng)濟建設(shè)的快速發(fā)展,鉸接式自卸車在水利水電、交通基礎(chǔ)建設(shè)、礦產(chǎn)開發(fā)等方面得到廣泛應(yīng)用,中國一些廠家也開始生產(chǎn)這類車輛。鉸接式自卸車前車體振動系統(tǒng)復(fù)雜,質(zhì)量小的前車體與質(zhì)量大的后車體在側(cè)傾上幾乎不相互影響,加上鉸接式自卸車行駛路況惡劣,使得前車體的側(cè)傾振動明顯[1-2]。前車體側(cè)傾振動比較厲害也是實際工作中這類車輛駕駛員反映突出的問題。側(cè)傾振動不僅影響駕駛員的疲勞程度,也會影響零部件的壽命。通常車輛振動研究把車輛左右兩側(cè)的激勵視為一樣,加上普通公路車輛側(cè)傾振動不明顯,很少考慮車輛的側(cè)傾振動[3-4]。鉸接式自卸車車身結(jié)構(gòu)特殊及主要在非公路條件下行駛,側(cè)傾振動較大,況且側(cè)傾角振動是所有對人體影響最大的角振動[5],所以需要對其進行研究。本文采用多體系統(tǒng)動力學(xué)方法對該種車輛前車體側(cè)傾振動進行分析,建立 6自由度鉸接式自卸車前車體側(cè)傾振動模型[2,6-8],對其在特殊激勵下強迫側(cè)傾振動進行分析,并討論系統(tǒng)參數(shù)對側(cè)傾振動的影響,為考慮側(cè)傾振動的車輛懸架和駕駛室懸置設(shè)計或改進提供理論指導(dǎo)。

1 模型建立

1.1 模型假設(shè)

圖1 鉸接原理示意圖

鉸接式自卸車從總體上可以視為前、后兩大車體,即主要包括前橋、前車架、發(fā)動機、變速器、液壓轉(zhuǎn)向裝置及駕駛室的前車體,以及主要包括中橋、后橋、后車架、平衡懸架、舉升系統(tǒng)和車廂的后車體。前車體通過擺動環(huán),相對于后車體繞汽車行駛方向,即 x軸獨立轉(zhuǎn)動。水平面內(nèi),利用支承在鉸接點上左、右兩個轉(zhuǎn)向液壓缸推動前車體相對于后車體繞垂直方向,即 z軸方向轉(zhuǎn)動,以實現(xiàn)轉(zhuǎn)向功能。它的鉸接原理見圖1。

鉸接式自卸車前車體為保護動力總成,并使駕駛員獲得良好的乘坐舒適性,在車橋與車架、車架與駕駛室、駕駛室與座椅之間均設(shè)置了彈性元件,振動系統(tǒng)復(fù)雜。在建立如圖2的振動模型時作了以下假設(shè):將車橋、車架和駕駛室視為剛體;各彈性元件的剛度視為位移的線性函數(shù),而且左、右兩側(cè)的剛度相同;阻尼視為速度的線性函數(shù),左、右兩側(cè)的阻尼也相同;輪胎的剛度也視為位移的線性函數(shù),忽略其阻尼;路面不平度激勵僅作用在垂直方向上;車輛對稱于它的縱軸線;忽略發(fā)動機、傳動軸的振動影響;不考慮座椅的影響。

在圖2中,q1(t)、q2(t)分別為左、右車輪的路面激勵;k1、k2、kt分別為懸架剛度、駕駛室懸置剛度和輪胎剛度;c1、c2分別為懸架阻尼、駕駛室懸置阻尼;m1、m2、m3分別為非簧載質(zhì)量、懸架簧載質(zhì)量、駕駛室簧載質(zhì)量;J1、J2、J3分別為車軸、車架、駕駛室轉(zhuǎn)動慣量;l1為輪距,l2為左、右懸架間距,l3為駕駛室左、右懸置間距;x1(t)、x2(t)、x3(t)為垂向位移;φ1(t)、φ2(t)、φ3(t)為角位移。

1.2 動力學(xué)方程

由第二類拉格朗日方程[6]可得系統(tǒng)的運動微分方程:

圖2 6自由度鉸接式自卸車前車體振動模型

其矩陣形式為:

2 動態(tài)響應(yīng)計算及分析

分析過程中所選激勵為左、右車輪受到幅值和頻率相同、相角相差 π的諧波激勵,激勵頻率為系統(tǒng)側(cè)傾振動的一階固有頻率。其目的是選擇一種盡量使前車體發(fā)生側(cè)傾振動,而車輛中心不發(fā)生垂直方向振動的特殊工況,以便更有利于研究該車的側(cè)傾振動特性[9-11]。各系統(tǒng)參數(shù)設(shè)置變化規(guī)律見表1。

表1 各系統(tǒng)參數(shù)變化對改善側(cè)傾振動的效果

通過分析表1可以看出:懸架間距、懸架剛度及懸架阻尼對側(cè)傾振動影響最大,其值的優(yōu)化對側(cè)傾振動的改善也最有利。由于懸架間距的改變會受車身空間結(jié)構(gòu)的限制,所以懸架間距不能減小過多。懸架剛度的減小不僅使側(cè)傾振動強度減小,也會帶來響應(yīng)的振動周期延長,振動頻率減小,對側(cè)傾振動減小更有利。通過增加懸架阻尼能有效抑制車輛側(cè)傾振動。駕駛室懸置剛度和阻尼對側(cè)傾振動的影響較大,可以通過改變其值以滿足側(cè)傾振動要求。隨著駕駛室懸置剛度的增大,側(cè)傾振動先大幅增大后小幅減小,可見當前 k2的值選擇并不合適。如果車輛結(jié)構(gòu)空間允許,應(yīng)當減小其值。因此,駕駛室懸置剛度 k2的大小需要認真選擇。輪距對側(cè)傾振動的影響也不小,但其值受到國家標準 GB1589—2004道路車輛的車身寬度最大限制要求的限制,不易變化或不能變化。駕駛室左右懸置間距 l3對側(cè)傾振動的影響較特別,在現(xiàn)有值基礎(chǔ)上適當減少 l3并沒有減少側(cè)傾振動的強度,而是增加了,再繼續(xù)減少 l3時才出現(xiàn)側(cè)傾振動的強度減少,并且在現(xiàn)有值基礎(chǔ)上增加 l3,側(cè)傾振動的強度減小。這說明中間有一過渡峰值。同樣駕駛室懸置間距 l3的選擇也要慎重,建議在現(xiàn)值基礎(chǔ)上適量增加。輪胎剛度及各個轉(zhuǎn)動慣量的影響最小。改變輪胎剛度 kt的值對側(cè)傾振動強度的減小沒有太明顯的影響,所以實際車輛改進可以使用原輪胎。對比各個轉(zhuǎn)動慣量對響應(yīng)的影響,應(yīng)盡量減小 J1,增加 J2和 J3,即是要減少非簧載質(zhì)量,增加簧載質(zhì)量。

3 結(jié)論

通過鉸接式自卸車前車體的 6自由度振動模型,在兩側(cè)受正反諧波激勵下的強迫振動仿真分析認為:(1)兩側(cè)懸架間距、懸架的剛度及阻尼對側(cè)傾振動的影響較大,其次是駕駛室懸置剛度、輪距、簧載質(zhì)量轉(zhuǎn)動慣量、駕駛室懸置間距、駕駛室懸置阻尼,其他系統(tǒng)參數(shù)的影響較小。(2)通過分析發(fā)現(xiàn)實車的駕駛室懸置剛度 k2和駕駛室懸置間距 l3的取值不合適,當兩者的值由小變大時,側(cè)傾振動都是先大幅增大后小幅減小,所以二者的取值要綜合考慮。(3)增加簧載質(zhì)量,減小非簧載質(zhì)量對減小車輛側(cè)傾振動也是有利的。(4)用貢獻率概念直觀地表現(xiàn)了各個系統(tǒng)參數(shù)對側(cè)傾振動的影響。

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