王登峰，蔣榮超，劉漢光，徐昌城

(1.吉林大學(xué),汽車仿真與控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長春 130022；2.徐工集團(tuán)江蘇徐州工程機(jī)械研究院，徐州 221004)

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2015039

車輪不平衡對自卸車行駛平順性影響的研究*

王登峰1，蔣榮超1，劉漢光2，徐昌城2

(1.吉林大學(xué),汽車仿真與控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長春 130022；2.徐工集團(tuán)江蘇徐州工程機(jī)械研究院，徐州 221004)

為了研究由車輪不平衡引起的前輪擺振對重型自卸車行駛平順性的影響，首先建立了非獨(dú)立懸架汽車轉(zhuǎn)向輪擺振的數(shù)學(xué)模型和考慮前輪不平衡的某重型自卸車整車多體動力學(xué)模型，并通過實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證了所建整車模型的正確性。接著利用所建模型，對前輪平衡與不平衡兩種狀態(tài)下的整車行駛平順性進(jìn)行了仿真。最后，研究了前輪不平衡量對自卸車前輪擺振和整車行駛平順性的影響，并確定了影響自卸車行駛平順性的車輪不平衡量限值為10kg·cm，為重型自卸車制造、使用和維護(hù)中前輪不平衡量的控制提供技術(shù)依據(jù)。

自卸車；行駛平順性；前輪擺振；車輪不平衡

前言

汽車行駛中前轉(zhuǎn)向輪繞其主銷持續(xù)往復(fù)振動的現(xiàn)象稱為前輪擺振[1]，根據(jù)振動性質(zhì)可將其分為強(qiáng)迫振動和自激振動，它嚴(yán)重影響汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性等動力學(xué)性能[2-3]。近年來，國內(nèi)外學(xué)者圍繞汽車前輪擺振做了大量的理論與試驗(yàn)研究工作，并取得了一些有價(jià)值的成果[4-7]。但在上述研究中，多是通過建立前輪擺振力學(xué)模型來對其產(chǎn)生機(jī)理和影響因素進(jìn)行分析和探討，而利用虛擬樣機(jī)方法從理論上系統(tǒng)研究車輪不平衡對整車行駛平順影響的報(bào)道并不多見。實(shí)際上，由于制造誤差引起輪胎和輪輞的不平衡，或在使用中輪胎不均勻磨損和輪胎與輪輞重新裝配不當(dāng)導(dǎo)致車輪不平衡等原因，致使車輪不平衡引起的強(qiáng)迫振動型前輪擺振是汽車使用中經(jīng)常發(fā)生的現(xiàn)象。時(shí)常有用戶反映，由于強(qiáng)迫振動型前輪擺振引起轉(zhuǎn)向盤抖振和駕駛室異常振動，嚴(yán)重影響汽車行駛平順和用戶對車型的滿意度。因此，通過理論分析與試驗(yàn)相結(jié)合的方法研究車輪不平衡對汽車行駛平順性的影響，確定車輪不平衡量合理的臨界值對自卸車的制造和使用維護(hù)均具有重要的理論意義和工程實(shí)用價(jià)值。

本文中以某國產(chǎn)重型自卸汽車為研究對象，建立考慮車輪不平衡的重型自卸車虛擬樣機(jī)模型，以駕駛室座椅地板振動加權(quán)加速度均方根值為平順性評價(jià)指標(biāo)，研究車輪不平衡量對重型自卸車行駛平順性的影響，并通過自卸車行駛平順性實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證所建整車虛擬樣機(jī)模型的正確性。并進(jìn)一步探討影響重型自卸車行駛平順性的車輪不平衡量限值，為自卸車制造和使用維護(hù)中前輪不平衡量的控制提供技術(shù)依據(jù)。

1 整車擺振模型的建立

1.1 前輪擺振模型

根據(jù)非獨(dú)立懸架車輛轉(zhuǎn)向和行駛系統(tǒng)的實(shí)際結(jié)構(gòu)，對其前轉(zhuǎn)向輪、前橋和轉(zhuǎn)向系進(jìn)行簡化，忽略轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的干摩擦、間隙等非線性因素的影響，暫不考慮車輛的橫向振動和前橋繞縱軸線的角振動，建立非獨(dú)立懸架車輛前轉(zhuǎn)向輪擺振模型如圖1所示。

車輪不平衡質(zhì)量引起的離心慣性力是造成轉(zhuǎn)向輪擺振的主要激勵源。假設(shè)汽車在水平路面上以車速v直線行駛，車輪不平衡質(zhì)量為m，車輪受力情況如圖2所示。

根據(jù)圖1建立轉(zhuǎn)向輪擺振的數(shù)學(xué)模型[8]為

(1)

式中：θ為轉(zhuǎn)向輪繞主銷擺振自由度的廣義坐標(biāo)；J為轉(zhuǎn)向輪繞主銷擺振的轉(zhuǎn)動慣量；Ks和Cs分別為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供給轉(zhuǎn)向輪的扭轉(zhuǎn)剛度和扭轉(zhuǎn)阻尼；Fy為輪胎側(cè)偏力；R為輪胎外半徑；γ為主銷后傾角；M為車輪不平衡量對轉(zhuǎn)向輪的激振力矩。

采用Pacejka教授提出的“魔術(shù)公式”輪胎模型，可考慮輪胎動態(tài)側(cè)偏力的非線性特性[9]，側(cè)偏力定義如下：

Fy=

Sy+Dsin{Carctan[B(α-Sx)(1-E)+

EarctanB(α-Sx)]}

(2)

式中：α為車輪側(cè)偏角；Sx、Sy、B、C、D、E為魔術(shù)公式輪胎模型常系數(shù)，可通過試驗(yàn)結(jié)果擬合得到。

對圖2中不平衡質(zhì)量m進(jìn)行受力分析可知，離心力Fg的水平分力Fgh對主銷中心的力矩M為

(3)

式中：m為車輪不平衡質(zhì)量；v為行駛速度；l為主銷延長線與地面交點(diǎn)至車輪縱向?qū)ΨQ平面的距離。

基于上述的基本原理，利用多體動力學(xué)軟件Adams建立非獨(dú)立懸架前轉(zhuǎn)向輪擺振多體動力學(xué)模型，如圖3所示。

1.2 考慮前輪擺振的整車虛擬樣機(jī)建模

建模車輛為某國產(chǎn)6×4重型自卸汽車，其主要參數(shù)如表1所示。

表1 整車技術(shù)參數(shù)

利用Adams軟件建立自卸車虛擬樣機(jī)模型時(shí)，首先建立駕駛室、車架、貨箱、前懸架、后平衡懸架、動力總成、制動系、轉(zhuǎn)向系和輪胎等子系統(tǒng)，其中鋼板彈簧柔體模型采用離散體概念建立，輪胎模型采用“魔術(shù)公式”輪胎模型，輪胎力學(xué)參數(shù)由平板式輪胎試驗(yàn)臺測取[9]。然后按照裝配關(guān)系，將各子系統(tǒng)通過通信器完成相互之間的連接，最后得到自卸車整車多體動力學(xué)模型，如圖4所示。

2 整車模型驗(yàn)證及平順性改進(jìn)

以1臺因前輪不平衡導(dǎo)致行駛時(shí)駕駛室有異常振動的重型自卸車作為被試樣車，在汽車試驗(yàn)場進(jìn)行了自卸車的行駛平順性試驗(yàn)，測量了駕駛員座椅地板處的振動加速度，然后又在輪胎動平衡試驗(yàn)機(jī)上測得前輪的不平衡量為24kg·cm。

2.1 模型驗(yàn)證

按上述建模方法，建立了帶有前輪不平衡量為24kg·cm的整車虛擬樣機(jī)模型，使該模型在滿載狀態(tài)下分別以40、50、60、70和80km/h的車速在構(gòu)建的B級路面上勻速行駛，提取模型中駕駛室座椅地板處3個(gè)方向振動加速度響應(yīng)，以便與實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比。

按照GB/T4970—2009《汽車平順性試驗(yàn)方法》附錄A中規(guī)定的單軸向和總的加權(quán)加速度均方根值計(jì)算方法，進(jìn)行了駕駛室座椅地板處3個(gè)方向和總加權(quán)加速度均方根值隨車速變化的仿真和試驗(yàn)，結(jié)果如圖5所示。

由圖5可見，隨著車速的增加，座椅地板處3向及總加權(quán)加速度均方根值的仿真和試驗(yàn)結(jié)果均呈逐漸增大的趨勢；且都在車速60km/h處出現(xiàn)了峰值，說明該車速下駕駛室產(chǎn)生了異常振動；仿真與試驗(yàn)結(jié)果的變化趨勢一致，數(shù)值上略有差別，最大相對誤差小于15%，驗(yàn)證了考慮車輪不平衡的自卸車虛擬樣機(jī)模型的正確性，可用于整車前輪擺振的研究。

2.2 頻率響應(yīng)仿真分析

利用帶有前輪不平衡量為24kg·cm的整車虛擬樣機(jī)模型，進(jìn)行0-80km/h加速工況仿真分析，在前輪制動底板的前邊緣處提取前輪擺振加速度時(shí)間歷程，如圖6所示，頻譜分析得到前輪擺振加速度功率譜與車速和頻率的關(guān)系，如圖7所示。

由圖6可見，當(dāng)車速低于45km/h或高于65km/h時(shí)，前輪擺振加速度低于1.0m/s2，前輪擺振不明顯；當(dāng)車速在45～65km/h范圍內(nèi)，前輪擺振比較明顯，在車速為60km/h處前輪擺振加速度峰值最大。

從圖7中可以看出，前輪擺振加速度頻譜峰值也出現(xiàn)在車速為60km/h處，共振頻率為5.39Hz。該車裝配輪胎型號為12R20，車速60km/h對應(yīng)的車輪旋轉(zhuǎn)頻率為5.13Hz。由此可見，前輪擺振共振頻率與車輪旋轉(zhuǎn)頻率一致，說明該車前輪擺振是由前輪不平衡引起的強(qiáng)迫振動型擺振。

2.3 整車行駛平順性的改進(jìn)

為解決該自卸車的前輪擺振問題，對其前輪總成進(jìn)行動平衡試驗(yàn)，在輪輞邊緣處安裝平衡鉛塊，如圖8所示。為驗(yàn)證前輪動平衡后自卸車行駛平順性的改進(jìn)效果，進(jìn)行了自卸車行駛平順性試驗(yàn)，通過駕駛員座椅地板處加速度傳感器(見圖9)拾取振動加速度響應(yīng)，并計(jì)算其3向和總加權(quán)加速度均方根值。

改進(jìn)后駕駛室座椅地板處總加權(quán)加速度均方根值隨車速變化的仿真與試驗(yàn)結(jié)果如圖10所示。

從圖10中可以看出，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的變化趨勢基本一致，數(shù)值上也比較接近，改進(jìn)后仿真和試驗(yàn)結(jié)果中總加權(quán)加速度均方根值有所降低；隨著車速的增加，座椅地板處總加權(quán)振動加速度均方根值的仿真和試驗(yàn)結(jié)果均呈逐漸增大趨勢，并且在車速60km/h處沒有出現(xiàn)振動加速度峰值，整車平順性得到顯著改善。因此利用所建自卸車整車虛擬樣機(jī)模型進(jìn)行整車前輪擺振現(xiàn)象研究，能夠獲得較準(zhǔn)確的分析結(jié)果。

改進(jìn)前后車速為60km/h時(shí)座椅地板處3向和總加權(quán)加速度均方根值的對比如表2所示。

表2 改進(jìn)前后座椅地板振動加速度的對比

從表2中可以看出，改進(jìn)后車速為60km/h時(shí)的3向和總加權(quán)加速度均方根值都降低30%以上，仿真和試驗(yàn)結(jié)果基本一致，說明該自卸車在車速為60km/h時(shí)駕駛室異常振動問題得到有效解決。

3 車輪不平衡量對平順性影響的分析

為了研究不同的前輪不平衡量對自卸車前輪擺振和行駛平順性的影響，為車輪不平衡控制提供技術(shù)依據(jù)，以前輪擺角和駕駛室座椅地板處振動加權(quán)加速度均方根值為評價(jià)指標(biāo)，對不同車輪不平衡量下的前輪擺角和行駛平順性進(jìn)行仿真分析，確定影響自卸車行駛平順性的臨界前輪不平衡量。

3.1 車輪不平衡量對前輪擺振影響的分析

選擇車輪不平衡量在6～30kg·cm的范圍內(nèi)變化，通過仿真分析獲得車速為30～80km/h時(shí)自卸車前輪擺角與車輪不平衡量之間的關(guān)系曲面，如圖11所示。

由圖11可見，前輪擺角與車輪不平衡量正相關(guān)，隨著前輪不平衡量的增加，前輪擺角逐漸增大；隨著車速的增加，對于不同大小的車輪不平衡量，前輪擺角均在車速為60km/h時(shí)出現(xiàn)峰值。因此，可選擇車速60km/h進(jìn)行平順性仿真分析，探討影響汽車行駛平順性的前輪臨界不平衡量。

3.2 車輪不平衡量的限值分析

改變車輪不平衡質(zhì)量，分別進(jìn)行車速為60km/h的行駛平順性仿真分析，并計(jì)算出駕駛室座椅地板處總加權(quán)加速度均方根值，以裝配動平衡輪胎后車速為60km/h時(shí)的平順性仿真分析結(jié)果作為參考值，得到整車行駛平順性與車輪不平衡量之間的關(guān)系曲線，如圖12所示。

從圖12中可以看出，駕駛室座椅地板處總加權(quán)加速度均方根值隨著車輪不平衡量的增加而增大，并在車輪不平衡量大于10kg·cm時(shí)開始明顯高于參考值，對自卸車的行駛平順性產(chǎn)生不良影響。因此，在重型自卸車制造和使用維護(hù)中，應(yīng)該控制前輪不平衡量不超過10kg·cm。

4 結(jié)論

(1) 以某國產(chǎn)重型自卸車為研究對象，建立了考慮前輪不平衡的整車虛擬樣機(jī)分析模型，并通過實(shí)車行駛平順性試驗(yàn)驗(yàn)證了所建模型的正確性。

(2) 自卸車勻加速行駛工況下的仿真結(jié)果表明，該車前輪擺振共振頻率與車速為60km/h時(shí)的車輪旋轉(zhuǎn)頻率一致，說明車輪不平衡是引起該車速下前輪擺振和駕駛室產(chǎn)生異常振動的主要原因。

(3) 采用換裝動平衡車輪對整車平順性進(jìn)行了改進(jìn)，通過仿真分析和試驗(yàn)檢驗(yàn)了改進(jìn)方案的有效性。結(jié)果表明車輪動平衡后駕駛室異常振動問題得到了有效解決，整車行駛平順性得到了明顯改善。

(4) 隨著前輪不平衡量的增加，整車行駛平順性明顯下降，分析結(jié)果表明，在重型自卸車制造和使用維護(hù)中，車輪不平衡量限值應(yīng)不超過10kg·cm。

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A Study on the Effect of Wheel Unbalance on the Ride Comfort of Dump Truck

Wang Dengfeng1, Jiang Rongchao1, Liu Hanguang2& Xu Changcheng2

1.JilinUniversity,StateKeyLaboratoryofAutomotiveSimulationandControl,Changchun130022;2.JiangsuXuzhouEngineeringMachineryInstitute,XCMGGroup,Xuzhou221004

For studying the effect of front wheel shimmy caused by unbalanced wheel on the ride comfort of dump truck, firstly a mathematical model for steered wheel shimmy of vehicle with dependent suspension and a multi-body dynamics model for a heavy dump truck with consideration of front wheel unbalance are established with their correctness verified by real vehicle tests.Then on thess bases, simulations on vehicle ride comfort under both balanced and unbalanced states of front wheel are performed with the models built.Finally, the effects of wheel unbalance on front wheel shimmy and ride comfort of dump truck are studied with the limiting value of wheel unbalance for the ride comfort of dump truck is determined to be 10kg·cm.The study provides a technical basis for the control of front wheel unbalance in the whole process of manufacture, operation and maintenance of dump truck.

dump truck; ride comfort; front wheel shimmy; wheel unbalance

*國家863計(jì)劃項(xiàng)目(2006AA110105)資助。

原稿收到日期為2013年5月27日，修改稿收到日期為2013年7月29日。