黃朝勝

中國第一汽車股份有限公司汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室,長春,130011

輪式車輛垂直障礙通過性研究

黃朝勝

中國第一汽車股份有限公司汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室,長春,130011

為了預測輪式車輛垂直障礙通過能力并獲取通過障礙過程中傳動系的準確載荷,建立了用于越障過程分析的統(tǒng)一模型,模型統(tǒng)一描述了任意軸數(shù)車輛的任意軸的越障過程，綜合考慮了越障過程中越障輪與非越障輪附著系數(shù)差異及懸架限位、車輪離地等影響因素。討論了障礙通過能力判定指標，驗證了傳動系載荷計算的準確性，分析了懸架限位行程對傳動系載荷的影響。

垂直障礙;通過性;傳動系載荷;統(tǒng)一模型;懸架參數(shù)

0　引言

垂直障礙通過能力是輪式車輛地形通過性的重要指標。隨著我國民用、軍用越野車輛需求的增加及汽車工業(yè)的技術進步，車輛廠商開發(fā)了各種驅動形式的越野車型,性能仿真分析也越來越多地應用于開發(fā)過程中。障礙通過性能仿真分析的主要目的是確定車輛能否通過設定高度的垂直障礙以及障礙通過過程中各軸的最大驅動力等結果，其中最大驅動力用于傳動系強度校核。

早期研究給出的2軸車模型[1]只考慮了車輪直徑、軸距、質心位置等因素，用于分析各因素對障礙通過性能的影響趨勢。近年來陸續(xù)有一些多軸車垂直障礙通過性分析模型發(fā)表[2-4],建模思想與文獻[1]基本一致,模型復雜程度隨車輛軸數(shù)的增加而急劇增加。由于模型不統(tǒng)一、對越障有重大影響的因素考慮不完善等原因,其分析結果仍不能直接用于車輛開發(fā)。車輛動力學軟件可建立考慮復雜因素的整車模型，但其輪胎模型不適用于進行越障工況分析。

本文針對越障性能仿真需求，分析了已有模型存在的缺陷，改變了建模思想，合理考慮了輪胎剛度、懸架限位等因素，建立了統(tǒng)一模型以滿足車輛開發(fā)工作的要求。

1　垂直障礙通過性分析統(tǒng)一模型

1.1問題分析

輪式車輛的越障能力通常用車輛可通過的垂直臺階的高度來評價。三個關鍵因素決定了車輛的垂直障礙通過能力：輪胎直徑及輪胎與障礙間的附著能力、動力系統(tǒng)的驅動力矩、車輛的離地間隙[5]。

文獻[1-4]模型中,均以附著系數(shù)為已知量進行障礙通過能力研究。對照實際應用需求，文獻中模型存在以下缺陷：①針對固定軸數(shù)車輛每一軸越障工況分別建立模型，對于不同軸數(shù)的車輛沒有普遍適用性；②模型采用的越障輪與非越障輪等摩擦因數(shù)假設與實際情況差別很大；③在障礙高度大于車輪半徑的情況下，文獻中越障輪的受力描述不準確；④針對越障起始位置建立數(shù)學模型，難以說明計算得出的障礙高度是車輛能夠通過的高度；⑤由于②～④的原因，各軸的驅動力矩最大值計算不準確;⑥未能考慮越障過程中懸架限位、車輪離地等情況對障礙通過能力的影響。

分析發(fā)現(xiàn)，直接求解障礙高度的研究方式是導致上述缺陷產(chǎn)生的根本原因。在該方式下，任何缺陷彌補措施都會帶來難以解決的方程求解問題。若改變研究方式，假定車輛能夠通過任意給定高度的障礙，計算越障過程中附著系數(shù)需求，根據(jù)附著系數(shù)需求判定障礙通過能力，則上述問題迎刃而解。

1.2模型簡化

以越障過程模擬為目標建立統(tǒng)一計算模型,將任意軸數(shù)車輛的任意軸越障過程統(tǒng)一描述，各軸懸架限位、車輪離地等因素統(tǒng)一考慮。模型主要假設如下：①車輛各軸懸架均為非平衡懸架；②車輛軸間差速器鎖止，左右輪同步越障；③越障過程為穩(wěn)態(tài)過程；④懸架剛度呈線性，懸架剛性上下限位；⑤非越障輪附著系數(shù)達到摩擦因數(shù)值前與越障輪相同，越障輪與路面間的摩擦因數(shù)無窮大;⑥越障過程各軸輪胎與地面間無滑移,滾動阻力為0。車輛模型簡圖見圖1。

圖1　模型簡圖

1.3模型數(shù)學描述

1.3.1靜態(tài)參數(shù)

平路靜置時簧載質量質心距前輪心距離按下式計算:

(1)

各軸懸架的靜變形量按下式計算:

(2)

各軸輪胎的靜變形量按下式計算:

εtoi=Fzoi/Kti

(3)

懸架下限位前車輪反掛時懸架變形量按下式計算:

(4)

式中,n為車輛的軸數(shù);Fzoi為車輛水平靜置各軸負荷;Li為各軸至第一軸距離；mi為各軸非簧載質量;g為重力加速度,取9.8 m/s2;Ki為各軸懸架的垂直剛度；Kti為各軸輪胎的垂直剛度;θ為非簧載質量俯仰角。

1.3.2懸架及輪胎變形量

輪胎接地位置相對簧載質量位置變化(相對平路靜置位置)按下式計算:

(5)

式中,δ為非簧載質量質心垂直位移;hoi為越障前各輪接地點的初始位移;H為越障軸車輪高度。

各軸懸架及輪胎總變形量按下式計算:

εi=yi+εoi+εtoi

(6)

無限位時懸架變形量按下式計算:

(7)

檢查懸架是否上下限位或未下限位但車輪反掛,若發(fā)生上述情形，懸架變形量按下式計算:

(8)

式中,HUi為各軸懸架上限位行程;HLi為各軸懸架下限位行程。

輪胎變形量按下式計算:

(9)

1.3.3車輪力及力矩

各軸軸荷按下式計算:

Fz i=Ktiεti

(10)

非越障軸輪胎與地面間縱向力按下式計算:

(11)

非越障軸車輪驅動力矩按下式計算:

Ti=FxiR

(12)

越障軸輪心和障礙棱角連線與水平面夾角按下式計算:

(13)

越障軸輪胎與障礙間法向力按下式計算:

(14)

越障軸輪胎與地面間縱向力按下式計算:

Fxi=diFnμsinφ-Fncosφ

(15)

越障軸車輪驅動力矩按下式計算:

Ti=diFnμR

(16)

式中,di為各軸驅動狀況,di=0表示非驅動,di=1表示驅動;μ為越障軸輪胎與地面間附著系數(shù);μ0為非越障軸車輪與輪胎間摩擦因數(shù);R為車輪半徑;Hvs為越障障礙高度。

1.3.4力學平衡方程

垂直力平衡方程為

(17)

整車縱向力平衡方程為

(18)

力矩平衡方程為

Fxi(hg-R+εoi-εi)cosθ+Ti]=0

(19)

式中,hg為簧載質量質心高度。

聯(lián)立式(17)～式(19)可獲得以越障車輪輪心位移為自變量的非線性方程組，求解此方程組可獲得越障過程中車輛的俯仰角、簧載質量質心位移、越障車輪附著系數(shù)的變化。

根據(jù)計算結果，應用式(5)～式(9)可計算各軸懸架變形量；應用式(10)可計算越障過程中各軸軸荷；應用式(12)及式(16)可計算越障過程中各軸驅動力矩。

方程組存在一階不連續(xù)性，但應用擬牛頓法可順利求解。上述模型若按軸數(shù)固定、懸架剛度無窮大、輪胎剛度等于懸架及輪胎綜合剛度、非越障輪附著系數(shù)小于地面摩擦因數(shù)、越障車輪處于越障起始位置等條件簡化后，則與文獻[1-4]中的模型等效。

2　模型應用

2.1障礙通過能力

通過分析越障所需附著系數(shù)可判斷車輛能否通過障礙。表1所示為某三軸車輛主要參數(shù),圖2所示為該車在非越障輪摩擦因數(shù)為0.8的情況下車輛越過600 mm垂直臺階過程中越障輪附著系數(shù)需求計算結果。

表1　三軸車輛主要參數(shù)

圖2　三軸車輛越障過程附著系數(shù)

由圖2可知：①本文模型可進行障礙高度大于車輪半徑的越障分析；②6×6車輛各軸越障過程中附著系數(shù)最大值為0.65,試驗場設施與輪胎間摩擦因數(shù)能夠滿足需求，車輛各軸能夠順利通過障礙;③附著系數(shù)需求最大值出現(xiàn)在中軸越障過程中車輪離開地面0.325 mm時,但中軸離開初始位置所需附著系數(shù)僅為0.39。此結果表明,滿足車輛驅離初始位置的附著系數(shù)不能保證車輛通過障礙，即必須依據(jù)越障全過程計算結果來判定障礙通過能力。

相比多軸車，兩軸車的越障能力是最弱的，且通常都是后軸難以通過障礙，后軸越障對輪胎與地面間附著能力要求最高。兩軸車輛的基本參數(shù)見表2，保持整車質量不變，通過性計算條件及試驗結果見表3，利用本文模型計算后軸越障時越障輪附著系數(shù)結果見圖3。由式(12)可知，表2中條件2為差異附著系數(shù)假設，條件3為等附著系數(shù)假設。

表2　兩軸車輛主要參數(shù)

表3　計算條件及試驗結果

圖3　兩軸車輛后軸越障過程附著系數(shù)變化

由表3及圖3可知:①前軸荷為61 kN時車輛不能通過障礙;②前軸荷增至65.2 kN時,車輛能夠通過障礙；③三種條件下附著系數(shù)最大值分別為2.15、1.86、1.29,等附著系數(shù)假設與差異附著系數(shù)假設計算所得附著系數(shù)最大值相差很大;④越障輪附著系數(shù)為1.86時可通過障礙。

文獻[1-4]及表3中條件3均采用等附著系數(shù)假設，此假設下位于平路上的非越障輪打滑后車輛將不能通過障礙。已有研究表明,平路上輪胎最大摩擦因數(shù)在1.0左右,若由表3中條件3計算結果判斷,車輛不能通過障礙，但條件2試驗結果給出了相反結論。因此，等附著系數(shù)假設難以判定車輛的極限越障能力。差異附著系數(shù)假設認為，非越障輪極限附著系數(shù)等同于平路工況時的附著系數(shù)，考慮越障輪輪胎花紋與障礙棱角的嚙合效應及輪胎被障礙物棱角擠壓變形產(chǎn)生的嚙合效應,越障輪的附著系數(shù)極限值可以遠大于平路時的附著系數(shù)，此假設更加符合實際情況。差異附著系數(shù)假設可以合理解釋條件1、條件2計算結果與試驗結果的一致性：越障輪附著系數(shù)可達到1.86但不大于2.15。

2.2傳動系載荷

本文提出的模型可計算輪邊驅動力矩，進而可獲得設計師所關注的越障過程中傳動系最大載荷。為了定量驗證本文模型的準確性,筆者選用了一輛配液力自動變速器的三軸車輛進行試驗，車輛主要參數(shù)同表1。

試驗前在分動器至前軸、中軸及中軸至后軸主減速器傳動軸上分別貼應變片，測量越障過程中傳動軸的扭矩，其中中傳動軸的扭矩測量結果Tm為中軸、后軸兩軸力矩之和，即Tm=Tp2+Tp3。試驗獲得的中軸傳動軸扭矩時間歷程見圖4,由圖4可知最大扭矩的兩次試驗結果具有良好的一致性，試驗結果可靠。

圖4　中傳動軸扭矩時間歷程

將兩次試驗獲取的傳動軸扭矩最大值的均值按下式換算成車輪驅動力矩：

Ti=Tpiifiwη

(20)

式中,Ti為各軸輪邊驅動力矩;Tpi為傳動軸力矩;if、iw分別為主減速器、輪邊減速器速比;η為主減速器、輪邊減速器綜合傳動效率。

對于試驗車輛,ifiw=7.49，η=0.9。換算所得車輪驅動力矩與模型計算結果對比見圖5。鑒于載荷模擬的難度,由圖5可判定模型具有良好的精度。

圖5　模型計算結果與試驗結果對比

2.3懸架限位行程

車輛軸數(shù)的增加會增強障礙通過能力，但越障過程中會有車輪離開地面。軸距、軸荷與懸架系統(tǒng)參數(shù)配置不合理會使某一軸越障過程中非越障軸懸架限位時刻與越障軸驅動力矩需求最大時刻接近,使得各軸驅動力矩最大值差異很大，這種差異會帶來傳動系總成通用性問題,增加開發(fā)難度。

某四軸車型主要參數(shù)見表4,若設計懸架上下限位行程均為120 mm，在第三軸通過610 mm障礙過程中各軸懸架變形量如圖6所示,各軸最大驅動力矩變化如圖7所示。由圖可知，當?shù)谌S輪心位移為372 mm時,該軸懸架上限位(圖6),此后該軸驅動力矩急劇增大(圖7)；當?shù)谌S輪心高度為440 mm時,第一軸、第四軸懸架幾乎同時下限位(圖6)；當?shù)谌S輪心高度為470 mm時第四軸車輪離開地面，此時第三軸驅動力矩達到最大值，該值是其他各軸驅動力矩最大值的2倍以上(圖7)。

表4　四軸車輛主要參數(shù)

圖6　第三軸越障過程中各軸懸架變形量

圖7　第三軸越障過程中各軸輪邊驅動力矩

上述分析表明，懸架的不合理限位是導致各軸驅動力矩最大值不均衡的重要原因。利用本文模型計算該8×8車型各軸通過610 mm垂直障礙過程中各軸驅動力矩最大值與懸架限位行程的關系見圖8。由圖8可知，從驅動力均衡角度評價，懸架行程的合理區(qū)間為160～180 mm。

圖8　輪邊驅動力矩最大值與懸架限位行程關系

3　結論

(1)本文建立的統(tǒng)一模型可用于任意軸數(shù)車輛的任意軸垂直障礙通過性分析。

(2)采用差異附著系數(shù)假設并進行越障全過程模擬可更加準確地判別車輛的障礙通過能力。

(3)利用本文模型可獲取越障過程中較為準確的傳動系最大載荷。

(4)越障全過程模擬可分析懸架限位、輪胎離地等情況對越障能力、傳動系載荷的影響，并可開展針對性的參數(shù)優(yōu)化。

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(編輯蘇衛(wèi)國)

Research on Vertical Step Passability of Wheeled Vehicle

Huang Chaosheng

State Key Lab of Automotive Vibration,Noise & Safety Control Technology,China FAW Corporation Limited,Changchun,130011

To predict vertical step passability of wheeled vehicle and get driveline torque,this paper presented a unified obstacle crossing model.The model could simulate climbing process of any given axle of a vehicle with any axles.Factors such as adhesion coefficient difference between climbing wheel and rolling wheel,suspension bound and rebound limits,wheel liftoff were considered.Passability criteria of simulation results was discussed.The model was validated through tests.Influence of suspension bound limits on driveline torque was analyzed.

vertical step;passability;driveline torque;unified model;suspension parameter

2013-11-28

U461.52DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.09.023

黃朝勝,男,1970年生。中國第一汽車股份有限公司技術中心教授級高級工程師、工學博士。主要研究方向為商用車車輛動力學。發(fā)表論文12篇。