楊凌云，牛志剛，毛俊明，王鐵

（1.太原理工大學(xué) 車輛工程系，山西 太原 030024；2.大運汽車制造有限公司，山西 運城 044000）

某三軸載貨車軸荷的優(yōu)化設(shè)計

楊凌云1,2，牛志剛1，毛俊明2，王鐵1

（1.太原理工大學(xué) 車輛工程系，山西 太原 030024；2.大運汽車制造有限公司，山西 運城 044000）

某三軸載貨車在實際行駛時，出現(xiàn)了轉(zhuǎn)向沉重、輪胎磨損嚴重等問題，究其原因是一、二橋軸荷相差大造成的。為了徹底解決雙前橋軸荷不一致造成的影響，根據(jù)工程實際經(jīng)驗，本文利用一種軸荷計算方法，并結(jié)合企業(yè)實際情況，對車輛出現(xiàn)的問題提出了簡單而有效的優(yōu)化方案。優(yōu)化后車輛的實測軸荷與理論計算值一致，且一、二橋的軸荷幾乎相等，此方法的應(yīng)用為同類車型的開發(fā)提供了設(shè)計依據(jù)。

三軸載貨車；軸荷；超靜定；模型

CLC NO.: U463.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)01-78-04

前言

某雙前橋三軸載貨車在行駛時,一、二橋的軸荷差別大，導(dǎo)致車輛行駛時轉(zhuǎn)向沉重，輪胎磨損不均勻等一系列問題。針對上述問題，本文利用一種軸荷計算方法，解決了車輛一、二軸軸荷不一致的問題。

多軸汽車的軸荷是汽車方案設(shè)計過程中進行總體布局、車架強度校核、整車動力學(xué)分析尤其是車輛制動性能分析評估時的必要參數(shù)。對兩軸汽車的軸荷計算，可以根據(jù)靜力平衡方法（將整車簡化為簡支梁）獲得軸荷，而多軸汽車是一種典型的超靜定結(jié)構(gòu)，無法采用簡單的靜力平衡方法確定軸荷的分配和轉(zhuǎn)移。

多年來，人們對多軸汽車的軸荷計算模型進行了一定的研究，大都將懸架和輪胎視為彈性支座，不考慮車架變形引起的軸荷分配。由于采用這種應(yīng)用方法建立的模型簡單、實用，在實踐中得到了廣泛。本文在此基礎(chǔ)上，結(jié)合具體案例，充分考慮企業(yè)生產(chǎn)的實際情況，運用簡單的方法調(diào)整三軸載貨車的軸荷分布。并總結(jié)各個影響因素，方便今后同類車型的設(shè)計開發(fā)。

1、模型的建立及分析

1.1 求解車輛總重及質(zhì)心

計算多軸汽車的軸荷時，車輛的總重及其總的質(zhì)心位置是最重要的參數(shù)，兩者直接決定軸荷計算的準確性。

一般情況下，整車的重量由底盤、車廂、貨物、人和其它等組成。求車輛總重及質(zhì)心有兩種計算方法：

（1）根據(jù)已經(jīng)有的結(jié)構(gòu)相似的整車結(jié)構(gòu)進行類比計算，即由原整車的重量及每根軸上的載荷算出車輛的質(zhì)心位置，單位長度車的重量等，計算出新整車的質(zhì)心位置、重量及軸荷分布。

（2）找出每個零部件的質(zhì)心位置和重量，計算出整個車的重量和質(zhì)心位置，質(zhì)心公式為：

其中M為車總重，mi為車的單個零件的質(zhì)量，xi為以單個零件質(zhì)心在整車坐標系中的坐標（一般以第一個軸的軸心線建立坐標）。

本文采用第二種方法進行質(zhì)心的計算，并通過稱重實驗對質(zhì)心位置加以矯正修改，通過試驗與理論結(jié)合的方法使質(zhì)心位置計算結(jié)果更加準確。

1.2 建立模型

在建立模型的時候，將懸架看作彈性元，將其視為彈性支承，并將汽車縱梁看作一個剛性梁（因為車架的剛度遠遠大于彈性支撐，因此可視為剛體），車架不發(fā)生變形，這樣可以認為整車質(zhì)量集中于車的質(zhì)心 。

車輛軸荷的分布主要決定于懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)狀態(tài)，因此建立模型時主要是對懸架系統(tǒng)進行簡化。圖1為車輛示意圖，圖2為簡化后的模型圖。

在車輛設(shè)計時，各軸的懸架結(jié)構(gòu)是不同的。假設(shè)車輛的簧上質(zhì)量為零，懸架的板簧不受力，板簧弧高沒有變化時，各軸輪胎中心到車架的距離是不同的。將一、三軸輪胎中心點連成一條直線，則二軸輪胎中心點與這條直線有三種狀態(tài)。

（a）在直線上方（圖3 ）

（b）在直線上（圖4）

（c）在直線下方（圖5）

1.2.1 模型分析

當(dāng)各軸的輪胎中心點在一條直線上時，模型較為簡單。簧上質(zhì)量作用于車架，各軸懸架受力發(fā)生彈性形變，輪胎中心點產(chǎn)生位移，最終受力平衡，如（圖6），具體計算公式如（1）所示。

列方程組：

已知量：

1. F—簧上總質(zhì)量

2. a—一二軸軸距

3. b—二三軸軸距

4. c—簧上總質(zhì)量質(zhì)心距一軸距離

5. E1—一軸板簧剛度

6. E2—二軸板簧剛度

7. E3—三軸板簧剛度

未知量：

1. F1—一軸軸荷

2. F2—二軸軸荷

3. F3—三軸軸荷

4. s1—一軸板簧弧高變量

5. s2—二軸板簧弧高變量

6. s3—三軸板簧弧高變量

當(dāng)各軸的輪胎中心點不在一條直線上時（二軸輪胎中心在直線上方或在直線下方），首先要通過懸架結(jié)構(gòu)計算出二軸輪胎中心到直線的距離h2（稱之為二軸補差值），然后帶入下述方程組中求解計算，具體計算公式如（2）所示。在代入方程組時，當(dāng)二軸輪胎中心點在直線上方時，h2為正（圖7），當(dāng)二軸輪胎中心點在直線下方時，h2為負（圖8），在直線上時，h2為零。

列方程組：

已知量：

1. F—簧上總質(zhì)量

2. a—一二軸軸距

3. b—二三軸軸距

4. c—簧上總質(zhì)量質(zhì)心距一軸距離

5. E1—一軸板簧剛度

6. E2—二軸板簧剛度

7. E3—三軸板簧剛度

8. h2—二軸補差值

未知量：

1. F1—一軸軸荷

2. F2—二軸軸荷

3. F3—三軸軸荷

4. s1—一軸板簧弧高變量

5. s2—二軸板簧弧高變量

6. s3—三軸板簧弧高變量

7. h1—h2對應(yīng)一軸補差值

8. h3—h2對應(yīng)三軸補差值

解方程組可求得各軸的軸荷。

1.2.2 模型求解

將本文所研究車輛的實際數(shù)值代入方程組求解車輛的軸荷。

（1）簧上總質(zhì)量 F=5590 kg

（2）一二軸軸距a=1800mm

（3）二三軸軸距b= 5000mm

（4）簧上總質(zhì)量質(zhì)心距一軸距離c=2715mm

（5）一軸板簧剛度E1= 58.2 kg/mm

（6）二軸板簧剛度E2= 58.2 kg/mm

（7）三軸板簧剛度E3= 124 kg/mm

（8）二軸補差值h2= 14.35mm

解方程組求得各軸的軸荷并與實測值進行對比（單位：kg）

表1

從表1中數(shù)據(jù)可以看出，計算結(jié)果與實測值誤差很小，說明計算模型準確可靠。

2、優(yōu)化方案

從表1中數(shù)據(jù)看出一、二軸的軸荷差別較大，是本文需要解決的問題。

從計算模型所建立的方程組分析，方程組中的8個已知量，都能對一、二軸的軸荷分布產(chǎn)生影響，但影響最大是二軸補差值h2，由于本文所研究車輛已定型，已知量的前7項已不可能發(fā)生較大變化， 所以從實際出發(fā)，調(diào)整二軸補差值h2，是解決方案的首選。

給定一組h2數(shù)值，解方程組求得各軸軸荷。

表2

從表2中的數(shù)據(jù)可以看出當(dāng)h2=-5時，一、二軸的軸荷最接近，滿足設(shè)計要求。

h2值的大小是由三個軸的胎輪中心到車架的距離所決定的，而輪胎中心到車架的距離是由懸架的結(jié)構(gòu)所決定的。所以我們需要從簡化模型回到懸架結(jié)構(gòu)狀態(tài)上，看哪些因素可以改變輪胎中心到車架的距離。

如圖9，輪胎中心到車架的距離主要是由板簧支座的高度，吊耳的長度，板簧的弧高和板簧的厚度以及車橋上板簧安裝面到輪轂中心的距離所決定?？紤]企業(yè)生產(chǎn)的方便性，通過改變板簧的厚度（即在板簧下部增加墊塊）來調(diào)整h2值，最為經(jīng)濟方便。在二軸板簧下增加一塊20mm的墊板，則h2值變?yōu)?5.65mm，重新代入方程組解得：

表3

從表3可知，整改后車輛的軸荷已滿足設(shè)計要求。

3、結(jié)論

通過以上的分析與計算，得出所建立的計算模型和計算方法是準確可靠的，在今后車輛設(shè)計時，可以通過計算預(yù)判其軸荷分布情況。

三軸載貨車軸荷分布的影響因素主要集中在底盤懸架的結(jié)構(gòu)上，國內(nèi)各主機廠調(diào)整軸荷分布的方式各不相同，有的是通過板簧支座高度，有的是通過板簧弧高，有的通過板簧的厚度來調(diào)整。總之，我們在設(shè)計時，可以根據(jù)自身條件來確定其調(diào)整方式，達到軸荷分布的設(shè)計要求即可。

[1] 余志生. 汽車理論[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2009．

[2] 劉鴻文. 材料力學(xué)[M]．北京：高等教育出版社，2004.

[3] 張鳳鳴．多軸汽車軸荷的分析與計算[J]．湖北航天科技，2000(3)．

[4] 柴新偉,楊世文. 三軸汽車軸荷計算及軸距選擇[J]. 機械管理開發(fā) 2010(1).

[5] 王國軍,陳欣,徐安桃,王江．多軸車軸荷的合理分配與確定[J]．軍事交通學(xué)院學(xué)報，2009，3(2)：56—57．

Optimization design of a three axle truck axle load

Yang Lingyun1,2, Niu Zhigang1, Mao Junming2,Wang Tie1
(1. Dept. of Vehicle Engineering, Taiyuan University of Technology, Shanxi Taiyuan 030024; 2. Shanxi Dayun Automobile Manufacture Co. Ltd, Shanxi Yuncheng 044000)

When the Tri-axles Truck is moving, there are some problems such as heavy steering, uneven wear of tires, etc. The reason for this is that there's big differences between the first and second axle load. In order to solve the problem, the author provides some solutions according to the practical engineering experience,combined with actual situation of the enterprise, using an axial load calculation method,which is simple and effective. axial load of the vehicle is correspond with the theoretical calculation value with the new Optimized measure , and the first axle loading is nearly equal to the second .The application of this method provides a design basis for the development of similar models.

tri-axles truck; axle load; statically indeterminate; model

U463.3

A

1671-7988(2015)01-78-04

楊凌云，在讀碩士研究生，山西大運總布置工程師。