萬(wàn)茂林，張光慧，郭明

(1. 武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院，湖北武漢430070; 2. 合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽合肥230009)

0 引言

懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動(dòng)以及調(diào)節(jié)汽車行駛中車身位置等有關(guān)裝置的總稱。懸架是現(xiàn)代汽車的重要組成之一，懸架的性能的好壞將直接影響到汽車在行駛過(guò)程中的操縱穩(wěn)定性和平順性。同樣也將影響到汽車使用者的主觀評(píng)價(jià)。汽車在行駛時(shí)，由于車輪與路面之間的動(dòng)載荷，會(huì)影響到車輪的附著效應(yīng)，因而也會(huì)影響到汽車的安全性。當(dāng)車輪在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，處于不平衡狀態(tài)下，會(huì)導(dǎo)致車輛在行駛中產(chǎn)生車輪抖動(dòng)、方向盤震動(dòng)的現(xiàn)象。另外，懸架性能還會(huì)引起車身姿態(tài)發(fā)生變化(側(cè)傾或俯仰)，也會(huì)影響到行車的安全和使乘客感到不舒適。由此可見，懸架性能對(duì)汽車的各個(gè)方面的性能很關(guān)鍵。

在文中將使用ADAMS 軟件研究在汽車使用過(guò)程中，由于各種原因?qū)е碌能囕喸诟咚俎D(zhuǎn)動(dòng)中失去平衡狀態(tài)對(duì)懸架系統(tǒng)的振動(dòng)影響。其中導(dǎo)致車輪在高速運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中失去平衡的原因有以下幾種：

(1) 車輪定位不當(dāng)，尤其是前束和主銷傾角。

(2) 輪胎和輪輞以及擋圈等因幾何形狀失準(zhǔn)或密度不均勻而先天形成的重心偏離。

(3) 高速行駛中制動(dòng)抱死而引起的縱向和橫向滑移，會(huì)造成局部的不均勻磨損。

(4) 車輪碰撞造成的變形引起的質(zhì)心位移。

(5) 維修過(guò)程的拆裝改變了整體綜合質(zhì)心，破壞了原有的良好平衡狀態(tài)。

(6) 因輪轂和輪輞定位誤差使安裝中心與旋轉(zhuǎn)中心不重合。

1 懸架模型的建立

雙橫臂獨(dú)立懸架是使用上、下擺臂分別將左、右車輪(或車身) 連接起來(lái)的懸架形式。上、下擺臂一般做成A 字型結(jié)構(gòu)，這種懸架實(shí)際上是一種在橫向平面內(nèi)運(yùn)動(dòng)的四連桿機(jī)構(gòu)。雙橫臂獨(dú)立懸架是目前汽車上使用最廣泛的獨(dú)立懸架之一，主要運(yùn)用于轎車、輕型客車和輕型貨車的前懸架上［1］。其空間結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1 所示。

根據(jù)雙橫臂獨(dú)立懸架的空間結(jié)構(gòu)求出各個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)的絕對(duì)坐標(biāo)，并使用ADAMS 建立雙橫臂前獨(dú)立懸架的模型，并對(duì)懸架的各個(gè)構(gòu)件施加約束副，約束各個(gè)構(gòu)件的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，建立好的懸架模型如圖2 所示。

2 懸架在自由模態(tài)下的振動(dòng)分析

在進(jìn)行受迫振動(dòng)分析之前，對(duì)建立好的懸架模型進(jìn)行自由模態(tài)下的振動(dòng)分析有利于對(duì)已建立的懸架模型進(jìn)行檢查，看是否各個(gè)構(gòu)件之間連接合理，可以很好地避免在施加激勵(lì)后出現(xiàn)錯(cuò)誤所引起的問題。并且通過(guò)對(duì)懸架進(jìn)行自由模態(tài)下的振動(dòng)分析，可以給我們一個(gè)大致的參考，對(duì)分析受迫振動(dòng)分析的結(jié)果也是相當(dāng)有必要的。通過(guò)對(duì)懸架自由模態(tài)下的振動(dòng)分析，可以看到懸架在各階模態(tài)下的振動(dòng)頻率和振動(dòng)情況［2］如下：

(1) 在一階模態(tài)下，懸架的固有頻率為0.94 Hz，主要表現(xiàn)為底盤的振動(dòng);

(2) 在二階模態(tài)下，懸架的固有頻率為22.3 Hz，主要表現(xiàn)為輪胎的跳動(dòng);

(3) 在三階模態(tài)下，懸架的固有頻率為81.1 Hz，主要表現(xiàn)為輪胎的左右擺動(dòng)，這對(duì)汽車的操縱穩(wěn)定性有重大影響，是應(yīng)該極力避免的。

3 懸架的受迫振動(dòng)分析

當(dāng)汽車車輪在高速運(yùn)轉(zhuǎn)中處于不平衡狀態(tài)時(shí)，就相當(dāng)于一個(gè)不平衡的物塊繞著車軸轉(zhuǎn)動(dòng)，由于該不平衡的物塊處于高速轉(zhuǎn)動(dòng)中，對(duì)車軸有一個(gè)向心力的作用，該向心力可分解為垂直方向的力和水平方向力，又由于向心力與車輪的支撐點(diǎn)不在同一個(gè)平面，2 個(gè)分力將分別在車輪支撐點(diǎn)處產(chǎn)生一個(gè)力矩。作用力矩的原理簡(jiǎn)圖如圖3、4 所示。

根據(jù)公式可知，不平衡質(zhì)量作用在車軸的離心力大小為F=mw2r，其中m 為不平衡物塊的質(zhì)量，w 為車輪的轉(zhuǎn)速，r 為不平衡物塊到車軸的徑向距離。力矩大小為M=mw2rd，d 為不平衡塊旋轉(zhuǎn)平面到車軸支撐點(diǎn)的垂直距離。當(dāng)把離心力產(chǎn)生的力矩施加到懸架系統(tǒng)時(shí)，必須把該力矩分解為水平方向和豎直方向的力矩，分解后可得［3］：

水平方向：

Mx= mw2rdcos(wt)

豎直方向：

My= mw2rdsin(wt)

在使用ADAMS 對(duì)懸架系統(tǒng)進(jìn)行受力振動(dòng)分析后，可以得出懸架系統(tǒng)的振動(dòng)特性曲線，如圖5 所示。

通過(guò)對(duì)懸架系統(tǒng)的振動(dòng)特性曲線的分析，可以發(fā)現(xiàn)，懸架振動(dòng)幅值整體上隨著車輪轉(zhuǎn)速(即頻率) 的增加而增加，但在頻率為0.94 Hz、22.3 Hz 和81.1 Hz 時(shí)，發(fā)生突增，這一結(jié)果與自由模態(tài)下的振動(dòng)分析所得到的懸架在各階模態(tài)下的固有頻率值相等。通過(guò)該特性曲線不難得出結(jié)論： 當(dāng)車輪處于非平衡狀態(tài)時(shí)，車速越高，其對(duì)懸架系統(tǒng)的影響越大［4］。下面通過(guò)對(duì)計(jì)算各個(gè)機(jī)構(gòu)的動(dòng)能的大小來(lái)分析在不同的轉(zhuǎn)速下，車輪的不平衡狀態(tài)對(duì)懸架各個(gè)構(gòu)件的影響。懸架受力振動(dòng)分析的各階模態(tài)下的動(dòng)能分別如圖6、7 和8 所示。

4 結(jié)論

從動(dòng)能表中，可以看出，在一階模態(tài)即頻率為0.94 Hz 下，底盤所承受的動(dòng)能最大為99.44%，說(shuō)明在一階模態(tài)下底盤承受的振動(dòng)最大，主要表現(xiàn)為豎直方向的振動(dòng)。在二階模態(tài)即頻率為22.3 Hz 時(shí)，車軸所承受的動(dòng)能最大達(dá)到95%，說(shuō)明在二階模態(tài)下車軸承受的振動(dòng)最大，主要表現(xiàn)為輪胎豎直方向的振動(dòng)。在三階模態(tài)下即頻率為81.1 Hz 時(shí)，車軸所承受的動(dòng)能最大為91%，說(shuō)明在三階模態(tài)下車軸承受的振動(dòng)最大，主要表現(xiàn)為輪胎在車軸軸向的擺動(dòng)，這將導(dǎo)致方向盤抖動(dòng)，對(duì)汽車的操縱穩(wěn)定性有很大影響。

【1】劉惟信.汽車設(shè)計(jì)［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2002.

【2】陳黎卿.基于ADAMS 的懸架優(yōu)化及控制研究［D］. 合肥： 合肥工業(yè)大學(xué)，2005.

【3】喻凡，林逸. 汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)［M］. 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社，2005.

【4】戴海燕.基于ADAMS 的懸架仿真分析［J］. 實(shí)驗(yàn)科學(xué)與技術(shù)，2010，8(3) ：27-30.