陳立煒　張瑞亮　范政武（.太原理工大學(xué)，太原03004；.江鈴重型汽車有限公司，太原03003）

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基于軸荷分配的6×2牽引車前橋懸架剛度匹配分析*

陳立煒1張瑞亮1范政武2
（1.太原理工大學(xué)，太原030024；2.江鈴重型汽車有限公司，太原030032）

【摘要】針對雙轉(zhuǎn)向車輛一、二橋軸荷分配不均的問題，根據(jù)多軸車型的特點，運用Hypermesh建立鋼板彈簧有限元模型并生成模態(tài)中性文件，利用ADAMS/View建立了某6×2雙轉(zhuǎn)向前橋牽引車剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型，并通過軸荷計算值與實測值的比較驗證了模型的可信性。分別在空載、中高載以及滿載工況下對該車輛進行行駛仿真，通過輪胎受力分析軸荷變化，對一、二橋板簧懸架剛度進行匹配，兼顧乘坐舒適性得出最佳的參數(shù)匹配值，達(dá)到了優(yōu)化軸荷分配的目的。

1　前言

近年來，我國公路運輸業(yè)迅猛發(fā)展，多軸商用車得到了大規(guī)模普及，其中雙轉(zhuǎn)向前橋車型增長迅速，但目前國內(nèi)外針對雙轉(zhuǎn)向前橋車型的相關(guān)研究比較欠缺。因其結(jié)構(gòu)的特殊性，此類車型在使用過程中較易產(chǎn)生諸如輪胎異常磨損、轉(zhuǎn)向盤抖動、輪胎擺振等問題［1］。其中輪胎異常磨損有多種原因，軸荷分配不合理是重要因素之一。

懸架系統(tǒng)對軸荷的分配起到關(guān)鍵作用。雙前橋車型的懸架型式多為非平衡式，對于平衡式懸架車型可用傳統(tǒng)的方法計算其軸荷，但對于非平衡式懸架車型由于影響因素多且復(fù)雜，使用傳統(tǒng)的軸荷計算方法無法達(dá)到理想的精度［2］。如果軸荷分配不當(dāng)，一、二橋輪胎則可能產(chǎn)生因所受載荷不均導(dǎo)致的異常磨損，使得車輛的維護成本升高并且影響用戶的使用感受。針對這一問題，傳統(tǒng)的解決方法需要對板簧參數(shù)進行多次調(diào)整及反復(fù)試制及試驗，耗費大量時間及資金。本文運用多體動力學(xué)分析方法，通過ADAMS/View建立某6×2雙轉(zhuǎn)向前橋牽引車多體動力學(xué)模型，對不同工況下的車輛行駛狀況進行仿真分析，并對轉(zhuǎn)向橋懸架系統(tǒng)的剛度參數(shù)進行匹配，以實現(xiàn)一、二橋輪胎的載荷平衡，改善輪胎的磨損情況。通過綜合對比得出了參數(shù)的最佳匹配值，基本解決了轉(zhuǎn)向橋軸荷分配不均的問題。

2　車型結(jié)構(gòu)分析及軸荷影響因素

針對目前市場上占有率較大的采用傳統(tǒng)板簧懸架的車型進行分析。傳統(tǒng)的單轉(zhuǎn)向橋車輛后橋一般為平衡懸架結(jié)構(gòu)，可視為2點支撐，軸荷計算較為簡單。雙轉(zhuǎn)向前橋車輛的軸荷計算則較為復(fù)雜，為3點支撐。根據(jù)經(jīng)驗，雙前橋車輛（如圖1）的軸荷計算方法如下：

式中，m為車輛總質(zhì)量；g為重力加速度；Fa=mag、Fb=mbg、Fc=mcg分別為各軸的地面法向反作用力；ma、mb、mc為各橋軸荷；La、Lb、Lc分別為一橋到二橋、一橋到質(zhì)心及一橋到三橋的距離。

假設(shè)一、二軸軸荷平均分配，則Fa=Fb，聯(lián)立兩式即可求得Fa、Fb、Fc，從而可得各軸軸荷ma、mb、mc。

但是對于轉(zhuǎn)向橋采用非平衡懸架的雙轉(zhuǎn)向前橋車輛，一、二橋軸荷無法平均分配，因而使用這種方法無法求解。

圖1為雙前橋牽引車結(jié)構(gòu)簡圖，影響雙轉(zhuǎn)向前橋車輛3個支撐點所受載荷的主要因素有整車質(zhì)心位置G，軸距L（包括轉(zhuǎn)向橋間軸距L1及二、三橋間軸距L2），板簧夾緊剛度KA、KB、KC，各橋中心高度H1、H2、H3，輪胎剛度以及輪距等，任何一個參數(shù)的改變都會對各輪胎所受載荷產(chǎn)生影響［3］?？蛰d狀態(tài)下，車輛質(zhì)心靠近車身前部；裝載貨物后，載荷集中于車架鞍座上，主要由后橋承載，此時二橋比一橋承受更多載荷；滿載狀態(tài)下，車輛后橋承受大部分載荷并且一、二橋的軸荷差值進一步增大。

圖1　6×2雙前橋牽引車結(jié)構(gòu)

3　ADAMS模型的建立

3.1鋼板彈簧模型的建立

傳統(tǒng)的鋼板彈簧由多片不等長、不等曲率的鋼板疊合而成，既是懸架的彈性元件又是其導(dǎo)向裝置。為了較真實地模擬鋼板彈簧懸架的特性，采用模態(tài)中性法對其進行柔性化建模，即采用有限元分析方法計算鋼板彈簧模態(tài)，然后將計算數(shù)據(jù)經(jīng)過數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換后生成ADAMS可讀的模態(tài)中性文件（MNF）。

首先建立鋼板彈簧的三維模型，由于多片簧間的接觸力及摩擦力過于復(fù)雜，需要對模型進行簡化，采用單片簧片代替整個板簧總成進行分析［4］。根據(jù)樣車板簧懸架總成數(shù)據(jù)建立的單片簧片三維模型長度為1 430 mm，寬度為70 mm，弧高為120 mm，片厚為14 mm。完成建模后將其導(dǎo)入有限元分析軟件Hypermesh中。首先進行幾何處理，包括去倒角、修復(fù)、簡化等。再進行網(wǎng)格化處理，為提高模型準(zhǔn)確性，采用8節(jié)點6面體網(wǎng)格，在簧片厚度方向上進行4層劃分，寬度方向上進行20層劃分，劃分結(jié)束后模型共包含53 025個節(jié)點、40 320個單元。最后在板簧與車架及車軸接觸的位置建立剛性節(jié)點，最終得到如圖2所示的板簧組件。

圖2　板簧有限元模型

根據(jù)樣車板簧懸架總成數(shù)據(jù)，板簧模型剛度為300 N/mm，在Hypermesh中設(shè)置板簧模型材料彈性模量E=1.216×106MPa，泊松比λ=0.3，完成屬性卡片后賦予包含實體網(wǎng)格的板簧組件。最后通過Radioss求解器計算，生成板簧MNF文件。

3.2整車模型的建立

為提高仿真精度，在ADAMS/View中進行整車建模。根據(jù)樣車參考數(shù)據(jù)，整車長、寬、高分別為6 790 mm、2 490 mm、3 160 mm，轉(zhuǎn)向橋軸距為1 800 mm，二、三橋軸距為2 500 mm，前輪距為2 060 mm，后輪距為1 860 mm，整車質(zhì)量為7 985 kg，最大總質(zhì)量為22 000 kg。建立車架、車軸、減振器、板簧吊耳等組件，并施加相應(yīng)約束。

將板簧MNF文件通過ADAMS的柔性體建模模塊ADAMS/Flex導(dǎo)入模型中，調(diào)整板簧至車架及車軸對應(yīng)位置，板簧通過旋轉(zhuǎn)副與車架及吊耳連接，通過固定副與車軸連接，板簧柔性體模型即建立完成，如圖3所示。

圖3　板簧柔性體模型

后懸架系統(tǒng)采用ADAMS減振器組件建模，依據(jù)車型及板簧參考數(shù)據(jù)設(shè)定剛度為800 N/mm?？紤]到干摩擦的存在，阻尼器阻尼值的設(shè)定有所提高，后橋懸架阻尼器阻尼為25 N·s/mm，一、二橋阻尼器阻尼為20 N·s/mm。為直觀反映輪胎受力變化情況，采用ADAMS/View輪胎及路面模塊建立輪胎模型，選取UA輪胎，根據(jù)原車型設(shè)置輪胎直徑、質(zhì)量等參數(shù)，路面選擇2維平坦路面。最后通過固定質(zhì)量塊對整車施加載荷，包括駕駛室及鞍座。

部件之間通過約束建立連接，建立好的整車剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D4所示。最后進行自由度驗證與靜力校驗，確保模型的靜力平衡。

圖4　整車動力學(xué)模型

4　模型驗證與匹配分析

4.1模型驗證

首先進行模型仿真運行，在后橋左、右輪胎各施加20 000 N·m扭矩，為提高仿真精度，仿真時間設(shè)置為10 s，分別對空載、中高載及滿載工況進行仿真分析。在本文中，3種工況下鞍座處施加質(zhì)量分別為500 kg、10 500 kg及15 500 kg。

考慮仿真步長對仿真結(jié)果可能的影響，采取步長0.01 s及0.1 s分別進行仿真，圖5為滿載工況下不同步長的仿真結(jié)果的片段，通過對比可以看出2組曲線基本重合，對仿真結(jié)果影響不大。由于較短步長需要較長的仿真時間且仿真失敗率較高，綜合考慮采用0.1 s步長進行仿真。

圖5　不同步長對仿真結(jié)果的影響

整車模型在后輪扭矩作用下正向行駛。仿真完成后在ADAMS的后處理模塊ADAMS/PostProcessor中輸出一、二橋輪胎垂直方向受力，得到輪胎受力曲線圖。

圖6為一、二橋輪胎的受力曲線，由曲線可得各橋軸荷計算值；表1為模型軸荷計算值與實測值的對比，用以驗證模型精度。

圖6　初始輪胎受力曲線

表1　軸荷計算值與實測值對比

經(jīng)比較，計算值與實測值存在一定的誤差，這主要是由于簧載質(zhì)量的質(zhì)心擬和偏差、車架及輪胎變形、稱重誤差等原因所致，但誤差范圍在5%以下，能夠滿足工程設(shè)計中針對軸荷計算的精度需要，因而模型具有一定可信性，可以進行樣車動態(tài)特性分析。

4.2雙橋剛度匹配分析

由仿真過程可知，車輛空載、平穩(wěn)行駛時，一橋軸荷較二橋大500 kg左右。這是由于駕駛室及動力總成布置在車身前部，使一橋更接近于質(zhì)心的位置。中高載時載荷集中于鞍座位置，使整車質(zhì)心后移，并且此時二橋比一橋更接近質(zhì)心位置，二橋承受更大載荷。中高載時二橋軸荷較一橋大250 kg左右，滿載時二橋軸荷較一橋大350 kg左右。因此當(dāng)車輛長時間裝載運行時就會導(dǎo)致二橋輪胎發(fā)生早磨現(xiàn)象，甚至過度磨損等異常磨損情況。

針對裝載運行時二橋軸荷偏大的現(xiàn)象，對一、二橋板簧進行優(yōu)化匹配。具體做法是在二橋板簧剛度不變情況下，逐漸提高一橋板簧剛度。依據(jù)原車參考數(shù)據(jù)，板簧剛度變化范圍為±50 N/mm。為保證分析精度，一橋板簧剛度以5 N/mm的幅度逐漸增大。

對每一個剛度值的模型分別進行整車行駛仿真，得到一系列輪胎載荷曲線。通過與未進行參數(shù)匹配的初始狀態(tài)（一橋板簧剛度KA=300 N/mm）對比可以看出，隨著一橋板簧剛度的提高，裝載運行時一、二橋軸荷差呈逐漸減小的趨勢，并且相對于中高載工況，滿載時軸荷差的減小更加顯著，如圖7所示。

圖7　一、二橋載荷差值曲線

考慮到一橋懸架對平順性（尤其是乘坐舒適性）的影響較為明顯，因而一橋板簧的剛度在匹配時要盡可能小，并且根據(jù)原車型設(shè)計及售后相關(guān)數(shù)據(jù)的分析，要求將一、二橋軸荷差降低至初始狀態(tài)的20%（中高載工況）及15%（滿載工況）以下。通過從KA=305 N/mm到KA=350 N/mm進行的10次仿真得到的一系列輪胎受力曲線圖得出，在一橋板簧剛度達(dá)到340 N/mm時已可達(dá)到匹配的要求，故將一橋板簧剛度上限定為340 N/mm。各個工況的匹配分析情況如下。

a.中高載工況分析結(jié)果

圖8為中高載工況下不同一橋板簧剛度時的輪胎受力曲線，通過曲線顯示的數(shù)據(jù)計算可得，中高載工況下，當(dāng)一橋板簧懸架剛度提高到335 N/mm時，兩橋軸荷差為58.8 kg，下降到初始狀態(tài)的23.5%，當(dāng)一橋板簧剛度為340 N/mm時，兩橋軸荷差為34.6 kg，下降到初始狀態(tài)的13.8%。

圖8　中高載工況輪胎受力曲線

b.滿載工況分析結(jié)果

圖9為滿載工況下一橋板簧不同剛度時的輪胎受力曲線，通過曲線顯示的數(shù)據(jù)計算可得出滿載工況下，當(dāng)一橋板簧懸架剛度提高到335 N/mm時，兩橋軸荷差為81.4 kg，下降到初始狀態(tài)的24.5%，當(dāng)一橋板簧剛度為340 N/mm時，兩橋軸荷差為50.6 kg，下降到初始狀態(tài)的15.2%。

c.空載工況分析結(jié)果

圖10為空載工況下一橋板簧不同剛度時的輪胎受力曲線，當(dāng)一橋剛度由320 N/mm提高到335 N/mm時，一橋軸荷由2 921 kg提高到2 980 kg，二橋軸荷由2 434 kg下降至2 392 kg?？梢缘贸觯蛰d工況下，改變一橋剛度對兩橋載荷變化的影響不大，但是考慮到一橋?qū)Σ倏v穩(wěn)定性以及乘坐舒適性的影響，在匹配時一橋剛度不宜過高。

同時以模型中車架最前端點垂向加速度作為平順性的參考標(biāo)準(zhǔn)，圖11為各工況及不同一橋板簧剛度條件下的加速度曲線片段，其中KA為一橋板簧剛度。

圖9　滿載工況輪胎受力曲線

圖10　空載工況輪胎受力曲線

由曲線可得，隨著載荷的增大，當(dāng)一橋板簧剛度增大時，車架前端點的垂向加速度值呈增大趨勢，并且隨著載荷的增大而愈發(fā)顯著。如圖11所示的加速度曲線片段中當(dāng)KA=335 N/m時，相比初始狀態(tài)，空載、中高載及滿載工況下車架前端點垂向加速度峰值的增幅分別為3%、8.6%和9.3%。當(dāng)KA=340 N/mm時，相比初始狀態(tài)，空載、中高載及滿載工況下車架前端點垂向加速度峰值的增幅分別為3.4%、12.5%和20.5%，從乘坐舒適性方面考慮已產(chǎn)生了比較大的影響。參考原車型設(shè)計及售后的相關(guān)數(shù)據(jù)，這一增幅須控制在20%以下。

圖11　不同條件下的車架端點加速度曲線

綜合考慮，對于具體車型，可以依據(jù)用戶的實際使用情況采用一橋板簧剛度在335～340 N/mm范圍內(nèi)進行調(diào)整的匹配方案，從而在兼顧乘坐舒適性的前提下改善因車輛一、二橋軸荷的分布不均而產(chǎn)生的輪胎異常磨損情況。

參考文獻

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（責(zé)任編輯斛畔）

修改稿收到日期為2016年1月25日。

主題詞：雙前橋軸荷板簧剛度匹配

Match Analysis of 6×2 Tractor Front Axle Suspension Stiffness Based on Axle Load Distribution

Chen Liwei1，Zhang Ruiliang1，F(xiàn)an Zhengwu2
（1.Taiyuan University of Technology，Taiyuan 030024；2.JMC Heavy Duty Vehicle Co.，Ltd.，Taiyuan 030032）

【Abstract】Uneven axle load distribution exists at the 1st and 2nd axle of double-steering vehicle.To solve this problem，a finite element model of leaf spring is built with Hypermesh and modal neutral file is generated，then a rigidflexible coupled multibody dynamics model of a 6×2 double-steering axle tractor is established with ADAMS/View，the dependability of this model is verified through the comparison between calculated axle load and the measured one.Driving simulation is performed in empty loaded-，mid-high loaded-and fully loaded conditions.By analyzing axle load variation through tire stress，and matching stiffness of the 1st and 2nd axle leaf spring suspension，and the optimal parameter matching values are obtained with fully consideration to ride comfort，therefore the optimization of axle load distribution is achieved.

Key words:Dual-axle，Axle load，Leaf spring，Stiffness，Match

中圖分類號：U463.1

文獻標(biāo)識碼：A

文章編號：1000-3703（2016）05-0006-05

*基金項目：太原理工大學(xué)校基金團隊項目（2014TD033）。