廖林清，宋 禮，陳 兵，黎 澤，程美娥

(1.重慶理工大學(xué) a.汽車零部件制造及檢測(cè)技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;b.車輛工程學(xué)院，重慶 400054;2.紅巖方大懸架公司，重慶 400054)

近年來，空氣懸架在客車中的應(yīng)用比較廣泛。相比傳統(tǒng)的金屬?gòu)椈?，空氣彈簧因其?yōu)越的非線性剛度特性、高度可調(diào)等優(yōu)點(diǎn)，在車輛減震領(lǐng)域得到越來越多的應(yīng)用。空氣彈簧的靜擾度比鋼板彈簧的靜擾度大很多，因而可獲得較低的振動(dòng)頻率，提高汽車的行駛平順性。只要合理地選取設(shè)計(jì)參數(shù)，就可以做到:在滿載載荷附近使用時(shí)，空氣彈簧的彈性特性曲線平緩、變化小、剛度比較低;在沖擊載荷作用下，彈性特性曲線又呈陡直狀態(tài)變化。當(dāng)剛度增大時(shí)，能減少懸架的變形量，既減小了懸架動(dòng)擾度以及碰撞車架的概率，又改善了乘坐舒適性。

由于空氣彈簧的單位質(zhì)量?jī)?chǔ)能比較大，所以空氣彈簧本身的質(zhì)量比較輕，簧下質(zhì)量小。又因?yàn)闅饽覂?nèi)空氣介質(zhì)的內(nèi)摩擦小，工作時(shí)幾乎沒有噪聲，對(duì)高頻振動(dòng)的吸收和隔聲性能均良好，故使用空氣彈簧可改善大客車的行駛平順性，吸收路面沖擊載荷，從而減少車身的振動(dòng)和沖擊，延長(zhǎng)大客車車身的使用壽命。

懸架的K＆C特性是研究懸架的空間幾何運(yùn)動(dòng)特性，研究在運(yùn)動(dòng)過程中力的作用下引起的構(gòu)件變形和系統(tǒng)的參數(shù)變化，是整車運(yùn)動(dòng)特性研究的基礎(chǔ)。為了滿足客車對(duì)安全性和操縱穩(wěn)定性的嚴(yán)格要求，懸架的K＆C特性分析和研究在汽車研發(fā)過程中非常重要。

該懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

1 模型的建立

1.1 空氣彈簧的剛度特性

空氣彈簧是在一個(gè)封閉的容器中充入空氣(氣壓為0.3～1 MPa)。這種彈簧的剛度可變，當(dāng)作用在彈簧上的載荷增加時(shí)，容器內(nèi)的定量氣體被壓縮，氣壓升高，彈簧的剛度增大;反之，當(dāng)載荷減小時(shí)彈簧內(nèi)的氣壓下降，剛度減小，有較理想的非線性彈性特性［1］。在相同的載荷作用下，空氣彈簧的靜擾度比板簧的靜擾度大很多，因此可獲得較低的振動(dòng)頻率，以提高汽車的行駛平順性［2］。

在本懸架系統(tǒng)中，選用的是N系列某型空氣彈簧，空氣彈簧的性能設(shè)計(jì)指標(biāo)參數(shù)見表1［3］。

表1 空氣彈簧設(shè)計(jì)性能指標(biāo)

根據(jù)空氣彈簧使用手冊(cè)，空氣彈簧的高度與載荷對(duì)應(yīng)關(guān)系如表2［3］所示。

表2 空氣彈簧的高度與載荷對(duì)應(yīng)關(guān)系

該車前軸載荷為6.5×103kg，選擇0.8 MPa的氣壓，根據(jù)以上數(shù)據(jù)在Adams中進(jìn)行彈簧非線性剛度的擬合，擬合的曲線如圖2所示，其中橫坐標(biāo)表示空氣彈簧的高度，縱坐標(biāo)表示空氣彈簧的載荷。2個(gè)彈簧同時(shí)作用時(shí)，單個(gè)彈簧的載荷為3.25×103kg，彈簧的剛度曲線符合要求。

圖2 彈簧非線性剛度擬合曲線

1.2 導(dǎo)向桿的網(wǎng)格劃分與柔性處理

由于空氣彈簧只能承受軸向載荷，所以空氣懸架不能像板簧懸架一樣，既有導(dǎo)向作用，又能承受載荷作用。因此，空氣懸架必須有導(dǎo)向桿。本懸架導(dǎo)向桿結(jié)構(gòu)如圖3所示。導(dǎo)向桿是空氣懸架的關(guān)鍵零部件之一，它在承受縱向載荷的同時(shí)也承受橫向載荷。因該零件在汽車行駛過程中受力情況比較復(fù)雜，故在仿真過程中應(yīng)對(duì)該零件進(jìn)行柔性處理，在整車中呈V字型布置，如圖4所示。

圖3 懸架導(dǎo)向桿結(jié)構(gòu)

圖4 V型推力桿

首先，利用有限元軟件Patran＆Nastran進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖5所示，并生成模態(tài)MNF文件［4］。生成MNF時(shí)選用的材料參數(shù)如下:鋼的彈性模量為2.06×105N/mm2，泊松比為0.3，密度為7.85×10-6kg/mm3。然后在 Adams中進(jìn)行剛?cè)崽鎿Q［5］。剛?cè)崽鎿Q以后，模型更精確，再進(jìn)行仿真，V型布置推力桿受力云圖如圖1所示。

圖5 導(dǎo)向桿網(wǎng)格的劃分

2 懸架的K＆C相關(guān)數(shù)據(jù)分析

懸架的K＆C特性分析基本方法是:讓車輪平行跳動(dòng)和反向跳動(dòng)，車輪跳動(dòng)引起懸架運(yùn)動(dòng)。

車輪平行跳動(dòng)引起的懸架運(yùn)動(dòng)實(shí)際上是汽車行駛時(shí)遇到障礙物、路面不平、汽車加減速時(shí)車身縱傾等引起的懸架運(yùn)動(dòng)形式。車輪平行跳動(dòng)引起的懸架性能參數(shù)的變化是分析懸架運(yùn)動(dòng)合理性的重要依據(jù)，這種分析較為全面地反映了懸架的運(yùn)動(dòng)特性。

車輪的反向輪跳主要是考察導(dǎo)向桿對(duì)車輪定位參數(shù)的影響，對(duì)轉(zhuǎn)向輕便性的影響，考察懸架的側(cè)傾剛度。在懸架仿真分析中，需要在車輪處對(duì)懸架模型施加能夠反映懸架跳動(dòng)的激勵(lì)，根據(jù)車型的不同一般在50～200 mm范圍內(nèi)。本懸架跳動(dòng)量為200 mm。

2.1 兩側(cè)車輪同向跳動(dòng)

車輪同向跳動(dòng)情況如圖6所示，左右激勵(lì)臺(tái)同時(shí)、同向、同速運(yùn)動(dòng)。

圖6 車輪同向跳動(dòng)

2.1.1 軸距變化及模型驗(yàn)證

車輪跳動(dòng)時(shí)輪心在車身縱向的位移會(huì)引起前后軸距的變化。同時(shí)在變化過程中，輪胎縱向位移導(dǎo)致輪胎磨損，會(huì)降低輪胎的使用壽命。

圖7 懸架平面機(jī)構(gòu)模型

由圖7可見，上導(dǎo)向桿AD和下控制臂BC、車架AB和車橋DC在縱向平面內(nèi)形成一個(gè)四連桿機(jī)構(gòu)。車輪跳動(dòng)時(shí)車橋C點(diǎn)相對(duì)于D點(diǎn)有一個(gè)相對(duì)的轉(zhuǎn)動(dòng)，因?yàn)樵撍倪B桿機(jī)構(gòu)不是規(guī)則的平行四邊機(jī)構(gòu)(如圖7所示)，所以CD不保持原有姿態(tài)平行上下移動(dòng)［6］;CD繞起瞬時(shí)運(yùn)動(dòng)中心轉(zhuǎn)動(dòng)，這樣輪心就會(huì)在車身縱向(垂直于車軸)存在位移。車輪縱向位移隨車輪跳動(dòng)的變化曲線如圖8所示。

圖8 車輪縱向位移-車輪跳動(dòng)的變化曲線

臺(tái)架實(shí)驗(yàn)和仿真曲線對(duì)比如圖9所示。仿真和實(shí)際臺(tái)架實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)基本吻合，從而驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

圖9 仿真與實(shí)際數(shù)據(jù)對(duì)比

2.1.2 輪胎受力情況

圖10是對(duì)空氣彈簧剛度的驗(yàn)證。在同向跳動(dòng)過程中，非線性彈簧的載荷與位移的變化關(guān)系由輪胎的受力情況直接反映。橫坐標(biāo)表示輪胎跳動(dòng)量，縱坐標(biāo)表示輪胎的受力大小。

2.1.3 懸架側(cè)傾中心

車身相對(duì)地面轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的瞬時(shí)軸線稱為車身側(cè)傾軸線。該軸線通過車身在前后軸斷面上的瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心，這2個(gè)瞬時(shí)中心稱為側(cè)傾中心。側(cè)傾中心是懸架導(dǎo)向桿系作用的橫向約束力矩和縱向約束力矩點(diǎn)。

圖10 左右輪胎受力-車輪跳動(dòng)的變化曲線

本懸架系統(tǒng)是一個(gè)具有平行下控制臂的四連桿前懸架。這種幾何布置的懸架是一種四連桿懸架的特例。在俯視圖中，上連桿的虛擬作用點(diǎn)按通常的方法來確定，即V型桿的交點(diǎn)。由于下控制臂是平行的，虛擬作用點(diǎn)在無窮遠(yuǎn)處，故在圖11的俯視圖中，可以得到點(diǎn)B必然位于下控制臂延長(zhǎng)線上中心線的無窮遠(yuǎn)處。這種懸架的側(cè)傾軸線在側(cè)視圖中通過連接點(diǎn)A和B兩點(diǎn)得到，必然是一條平行于下控制臂的直線。側(cè)傾軸線與通過車輪接地點(diǎn)中心平面的交點(diǎn)為該懸架的側(cè)傾中心，側(cè)傾中心位置如圖11的主視圖所示。因而在這種懸架中，下控制臂的傾斜度影響著側(cè)傾中心高度位置的變化。側(cè)傾中心高度隨輪胎跳動(dòng)的變化關(guān)系如圖12 所示［7］。

圖11 懸架機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2.1.4 主銷后傾角

主銷后傾角是主銷在縱向平面(XOZ平面，垂直于前后車軸)內(nèi)向后的一個(gè)傾角。轉(zhuǎn)向軸向后傾斜，即上端的球形接頭或安裝點(diǎn)在下端球形接頭后面時(shí)后傾角為正。主要影響轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性及轉(zhuǎn)向后方向盤的自動(dòng)回正力(形成回正的力矩)。

主銷后傾角太小，轉(zhuǎn)向后方向盤自動(dòng)回正力小;后傾角太大，易造成輪胎偏磨，同時(shí)過大的力反饋會(huì)引起轉(zhuǎn)向沉重，使駕駛員過度疲勞，對(duì)行車安全不利。該懸架的主銷后傾角隨車輪跳動(dòng)的變化關(guān)系如圖13所示，變化范圍在2°左右。

圖12 側(cè)傾中心高度-輪胎跳動(dòng)的變化曲線

圖13 主銷后傾角-車輪跳動(dòng)的變化曲線

2.1.5 前束角

前束角是在車輛俯視圖(XOY平面)上車輛縱軸與車輪平面之間的夾角，當(dāng)車輪前端向內(nèi)傾時(shí)為正。其主要功能為降低輪胎磨損與滾動(dòng)摩擦，保證車輛的直線行駛穩(wěn)定性。前束角會(huì)影響汽車的操縱穩(wěn)定性，轉(zhuǎn)向會(huì)影響轉(zhuǎn)向不足的趨勢(shì)［8］。該懸架的前束角隨車輪跳動(dòng)的變化曲線如圖14所示，變化范圍在0.6°左右。

2.2 兩側(cè)車輪反向跳動(dòng)

車輪反向跳動(dòng)情況如圖15所示。

2.2.1 懸架側(cè)傾

圖14 前束角-車輪跳動(dòng)的變化曲線

圖15 車輪反向跳動(dòng)

在汽車的行駛過程中，當(dāng)汽車的車身發(fā)生側(cè)傾時(shí)，汽車行駛的平順性、乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性都受到一定程度的影響。汽車的操縱性能決定汽車高速行駛的安全性能，同時(shí)也給駕駛員的操縱帶來不利的影響。側(cè)傾時(shí)輪胎的受力情況會(huì)發(fā)生改變，兩邊輪胎的附著力會(huì)發(fā)生變化，會(huì)影響汽車的行駛穩(wěn)定性。輪胎受力隨側(cè)傾角的變化曲線如圖16 所示［9］。

圖16 輪胎受力-側(cè)傾角的變化曲線

2.2.2 反向跳動(dòng)時(shí)的橫向位移

用V形推力桿取代一些剛性橋中的瓦特桿，可以盡量減小懸架在運(yùn)動(dòng)過程中車橋相對(duì)于車身的橫向移動(dòng)。需要驗(yàn)證該懸架中的輪胎橫向位移范圍是否符合設(shè)計(jì)要求，該懸架車軸的側(cè)向位移隨輪胎跳動(dòng)的變化曲線如圖17所示。

圖17 軸的側(cè)向位移-輪胎跳動(dòng)的變化曲線

3 結(jié)束語(yǔ)

在兩輪同向跳動(dòng)和兩輪反向跳動(dòng)兩種情況下進(jìn)行模型的仿真，反映了汽車在行駛過程中懸架的基本運(yùn)動(dòng)方式。在這2種運(yùn)動(dòng)方式下，結(jié)合理論分析與仿真結(jié)果，得出了懸架的參數(shù)變化情況。仿真結(jié)果表明:仿真參數(shù)的變化范圍均符合臺(tái)架實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。

得出操穩(wěn)性影響較大的懸架參數(shù)變化范圍為:前速角小于1°，主銷后傾角在2°～4°變化，均符合設(shè)計(jì)要求。驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，為懸架的后續(xù)研發(fā)和底盤調(diào)校提供了可靠的理論依據(jù);建立了有效的動(dòng)力學(xué)模型，為進(jìn)一步研究汽車底盤特性提供理論指導(dǎo)，也為同類車型的開發(fā)提供了理論依據(jù)和參考。

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