周　才，鐘紹華，宋鵬飛

(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070； 2.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070)

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商用車駕駛室橫拉桿設(shè)計研究

周才1,2，鐘紹華1,2，宋鵬飛1,2

(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070； 2.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070)

摘要：針對某現(xiàn)有商用車駕駛室橫拉桿襯套處橡膠開裂、支架橫梁拐彎處開裂、舒適性差等問題，分析了商用車駕駛室橫拉桿各設(shè)計參數(shù)對懸置系統(tǒng)垂向剛度的影響，對橫拉桿進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計。利用Adams建立懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)模型并進(jìn)行仿真分析，從橫向穩(wěn)定性和系統(tǒng)模態(tài)及固有頻率的角度驗證了改進(jìn)的可行性。結(jié)果表明，改進(jìn)后橫拉桿最大受力情況得到改善，最大垂向等效剛度明顯減小，對商用車駕駛室橫拉桿的設(shè)計具有一定的參考價值。

關(guān)鍵詞：商用車；懸置；橫拉桿；Adams

隨著汽車技術(shù)的發(fā)展和道路行駛條件的改善，人們對商用車駕乘舒適性的要求也越來越高。為此，國內(nèi)外較多重卡廠商開發(fā)了全浮式駕駛室懸置系統(tǒng)，懸置系統(tǒng)大多選用螺旋彈簧、空氣彈簧作為彈性元件，而當(dāng)螺旋彈簧和空氣彈簧作為彈性元件時必須設(shè)置輔助的導(dǎo)向裝置。對于駕駛室后懸置，主要通過設(shè)置橫拉桿，限制駕駛室左右橫擺運動，以提高駕駛室橫向穩(wěn)定性[1]。但拉桿設(shè)置不當(dāng)會嚴(yán)重影響懸置隔振性能，甚至造成構(gòu)件損壞而引發(fā)安全問題[2]。目前關(guān)于商用車駕駛室平順性的研究主要集中在對懸置元件剛度、阻尼等參數(shù)的調(diào)整上[3]，對于橫拉桿設(shè)計等結(jié)構(gòu)因素對平順性的影響研究較少。

為此，筆者詳細(xì)分析了橫拉桿與駕駛室之間運動的不協(xié)調(diào)及各設(shè)計因素對后懸垂向剛度的影響。針對某現(xiàn)有商用車駕駛室后懸拉桿襯套處橡膠開裂、支架橫梁拐彎處開裂、舒適性差等問題，對后懸拉桿進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計。

1后懸結(jié)構(gòu)介紹及力學(xué)模型

1.1駕駛室后懸結(jié)構(gòu)介紹

圖1　典型商用車駕駛室后懸結(jié)構(gòu)圖

商用車駕駛室后懸置是位于駕駛室尾部和車架之間的二級減振系統(tǒng)，目前市場上后懸置結(jié)構(gòu)形式多種多樣，圖1所示為典型商用車駕駛室后懸結(jié)構(gòu)圖，其主要由下支架、空氣彈簧總成、上托架和橫拉桿組成。其中下支架與車架固定連接；上托架與駕駛室固定連接；點A1與點A2為空氣彈簧總成與下支架鉸接，點C1與點C2為上托架、空氣彈簧總成與橫拉桿3者的鉸接點，空氣彈簧總成以較小的角度傾斜放置，主要起承載、緩沖及減振的作用；橫拉桿主要起導(dǎo)向作用，點B1與點B2為橫拉桿和下支架的鉸接點，拉桿在汽車轉(zhuǎn)彎行駛、側(cè)向風(fēng)等工況下，承受側(cè)向力，能提高駕駛室橫向穩(wěn)定性。但拉桿的引入使駕駛室運動不協(xié)調(diào)[4]，當(dāng)駕駛室向上跳動時，以駕駛室為觀察對象，點C1與點C2跳動至點C1′與點C2′。以拉桿為觀測對象，拉桿以C1B1和C2B2為半徑，以B1、B2為圓心運動到C1″、C2″。顯然這兩條運動軌跡不重合，必然會導(dǎo)致駕駛室運動不協(xié)調(diào)。在這種情況下，一方面可以通過正確的參數(shù)設(shè)置來利用其不協(xié)調(diào)性，以獲得駕駛室垂向柔性限位的作用[5]；另一方面又需要避免這種不協(xié)調(diào)量過大而妨礙駕駛室的正常跳動，其不協(xié)調(diào)的大小主要取決于駕駛室C1、C2兩點之間的剛度Kcab、車架B1和B2之間的剛度Klink及橫拉桿的軸向剛度k，為此需要對橫拉桿的設(shè)計做詳細(xì)的分析。

1.2垂向剛度力學(xué)模型

橫拉桿所引起的不協(xié)調(diào)對駕駛室平順性的影響主要體現(xiàn)在其對懸置垂向等效剛度的影響上。不協(xié)調(diào)程度不僅取決于空氣彈簧和拉桿，還取決于Kcab和Klink，這兩個剛度較難控制，而拉桿總成的軸向剛度k主要通過襯套徑向剛度kr的選取來調(diào)整，相對來講比較容易實現(xiàn)。因此，在分析的過程中，將駕駛室和下支架視為剛體，主要考慮空氣彈簧剛度及放置位置、拉桿等效剛度及放置位置對懸置垂向剛度的影響。筆者主要分析駕駛室工作行程內(nèi)的剛度變化，故可認(rèn)為空氣彈簧載荷曲線近似線性變化，即剛度k0恒定。同時假設(shè)襯套處于小變形范圍內(nèi)，剛度kr也可認(rèn)為是定值。在裝載平衡位置，為了使駕駛室上下跳動均勻，拉桿處于水平狀態(tài)。拉桿總成由拉桿和橡膠襯套組成，如圖2所示，其中H為拉桿自由狀態(tài)下的放置高度；L0為拉桿的自然長度；b為拉桿水平方向的距離。圖3所示為后懸左側(cè)的簡化力學(xué)模型，其中θ1為空氣彈簧軸線與水平方向的夾角；L1為空氣彈簧此時的長度；c、d分別為空氣彈簧在垂向和橫向的距離；F1、F2分別為橫拉桿和空氣彈簧對駕駛的力，圖示方向為正方向(下同)；m為后懸滿載時單側(cè)所受載荷，則:

(1)

圖2　橫拉桿放置位置示意圖

圖3　后懸置單側(cè)的簡化力學(xué)模型

當(dāng)駕駛室向上跳動量為x時，圖3中F1′、F2′分別為橫拉桿和空氣彈簧對駕駛室的力；F1x′、F2x′分別為F1′、F2′在垂直方向的分力；θ2、θ3分別為空氣彈簧和拉桿在水平方向的夾角；L2、L3分別為空氣彈簧和拉桿的長度。則有：

(2)

(3)

由式(2)和式(3)可得：

(4)

(5)

由式(1)、式(4)和式(5)可得：

綜上，駕駛室懸置單側(cè)垂向所受合力為：

Fx為關(guān)于跳動量x的函數(shù)。

單側(cè)懸置垂直方向等效剛度kx為所受合力Fx關(guān)于上下跳動量x的導(dǎo)數(shù)，即

2橫拉桿對懸置垂向剛度的影響因素分析

垂向等效剛度是關(guān)于空氣彈簧剛度k0、放置位置(c,d)，拉桿橫向長度b，拉桿自由狀態(tài)高度H，橡膠襯套剛度kr(k為kr的函數(shù))及單側(cè)質(zhì)量m的函數(shù)。因篇幅限制，筆者主要分析拉桿及橡膠襯套對懸置垂向剛度在工作行程內(nèi)的影響。

2.1拉桿自由狀態(tài)高度H對垂向剛度的影響

圖4　H取不同值時對應(yīng)的剛度曲線

圖4所示為b取237 mm，k取1 000 N/mm，H分別取62 mm、31 mm、0 mm，以及沒有橫拉桿時，對應(yīng)駕駛室懸置垂向等效剛度kx的剛度曲線。當(dāng)H=0 mm時，偏離平衡位置之后，等效剛度kx均大于沒有橫拉桿時懸置垂向等效剛度k0x，當(dāng)駕駛室向上跳動40 mm時，其等效剛度kmax最大，即其對駕駛室平順性影響最大。H=31 mm時的剛度曲線和沒有橫拉桿時的剛度曲線存在兩個交點p1、p2，在兩交點之間，等效剛度小于沒有橫拉桿時的等效剛度，原因是當(dāng)拉桿偏離平衡位置時，橫拉桿壓力對駕駛室有指向偏離平衡位置方向的垂向分力存在，因此可利用拉桿的壓力以適當(dāng)減小垂向剛度。從整體上看，隨著H的增大，等效剛度逐漸減小，但H增加太多，剛度減小太多，不利于車身穩(wěn)定，且拉桿襯套壓縮量增加，不利于襯套的使用壽命。

2.2襯套剛度kr對懸置垂向剛度的影響

圖5所示為b取237 mm，H取31 mm，襯套徑向剛度kr分別取1 600 N/mm、2 000 N/mm、2 400 N/mm、2 800 N/mm，以及沒有橫拉桿時所對應(yīng)的剛度變化曲線。拉桿兩端安裝的襯套相同，則拉桿總成軸向等效剛度k約為橡膠襯套剛度的1/2。所有剛度曲線都相較于p1、p2兩點，跳動量x在p1、p2之間等效剛度均小于沒有橫拉桿時的等效剛度，即橫拉桿在此范圍內(nèi)使得懸置的等效剛度變小，有利于駕駛室的平順性。從整體上看，襯套剛度越小，剛度曲線越平緩，對懸置剛度的影響越小。

圖5　kr取不同值時對應(yīng)的剛度曲線

2.3拉桿長度對懸置垂向剛度的影響

圖6所示為H取40 mm，拉桿剛度k取1 000 N/mm，桿長水平方向距離b取不同值，以及沒有橫拉桿時所對應(yīng)的剛度變化曲線，桿長對垂向等效剛度的影響大體上和襯套徑向剛度類似，且在拉桿越短時，其影響顯著性越大。整體上表現(xiàn)為，拉桿越長，剛度曲線越平緩，對懸置剛度的影響越小。

圖6　拉桿長度取不同值時對應(yīng)的剛度曲線

上述分析過程中忽略了襯套內(nèi)孔與軸銷之間的庫倫摩擦力和間隙對垂向剛度的影響。間隙的存在會使垂向剛度隨著駕駛室上下跳動時產(chǎn)生突變，容易產(chǎn)生沖擊，為消除駕駛室的異常振動，因此應(yīng)盡可能地減小襯套與軸銷之間的間隙。庫倫摩擦力會顯著提高系統(tǒng)剛度，影響懸置隔振性能。為此，應(yīng)保證鉸接位置潤滑良好。

3橫向拉桿總成設(shè)計方法及改進(jìn)設(shè)計

3.1設(shè)計方法

橡膠襯套具備緩沖、減振、降低噪音等功能，其廣泛用于汽車各減振系統(tǒng)中，常用的襯套結(jié)構(gòu)如圖7所示，橡膠主體硫化在金屬外管和金屬內(nèi)管之間[6]。上述討論中將襯套的剛度視為常量，但襯套剛度變化曲線呈上凹型，其剛度值隨著變形量加大而逐漸增大。研究表明，用于拉桿連接處的橡膠襯套變形量約在其厚度m的30%以內(nèi)時，剛度特性近似為線性變化，如圖8所示，當(dāng)其變形量繼續(xù)增加時，襯套剛度顯著增大[7]。因此必須對橡膠襯套進(jìn)行設(shè)計，以保證在駕駛室上下跳動工作行程內(nèi)，橡膠襯套最大變形量D與其徑向剛度為線性變化的厚度范圍之內(nèi)。

圖7　橡膠襯套結(jié)構(gòu)

圖8　橡膠襯套靜態(tài)特性

在工程應(yīng)用中，對橡膠襯套剛度的精度要求不高時，其徑向剛度kr可以參照以下公式進(jìn)行計算[8]：

Eap=(4+3.290S2)G

m=r2-r1

式中：S為形狀系數(shù)；Eap為彈性模量(天然橡膠)；G為切變模量(天然橡膠)。

綜上所述，可根據(jù)工作行程H、拉桿剛度影響范圍kmin～kmax、匹配拉桿長度L、橡膠襯套剛度kr和橡膠襯套最大變形量D來設(shè)計橡膠襯套各參數(shù)值。

當(dāng)橫拉桿在正常工作時，主要承受的是軸向力。為此，在設(shè)計拉桿結(jié)構(gòu)參數(shù)時，按橡膠襯套最大變形時受到的最大力Fmax進(jìn)行設(shè)計，并由正應(yīng)力計算公式計算拉桿軸徑r：

3.2某商用車駕駛室后懸拉桿改進(jìn)設(shè)計

根據(jù)橫拉桿工作原理及設(shè)計方法，針對某商用車駕駛室后懸拉桿襯套處橡膠開裂、支架橫梁拐彎處開裂、舒適性差等問題，對后懸拉桿進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計。系統(tǒng)主要參數(shù)為：駕駛室滿載質(zhì)量為1 077 kg，前后懸距離為2 043 mm，質(zhì)心到前懸距離為970 mm，后懸置氣囊彈簧靜剛度為20 N/mm，空氣彈簧長度為335 mm，空氣彈簧軸線與垂直方向夾角為9°?？諝鈴椈芍饕ぷ餍谐蘃要求為40 mm，懸置等效剛度最大不超過35 N/mm，最小不小于10 N/mm，在裝載靜平衡位置時，限位拉桿呈水平放置，可通過懸置空氣彈簧高度調(diào)節(jié)閥來實現(xiàn)。根據(jù)懸置總體設(shè)計要求，空間布置范圍檢驗，經(jīng)計算得到改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)參數(shù)及比較結(jié)果如表1所示，改進(jìn)前后剛度變化曲線如圖9所示。與改進(jìn)前相比，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)最大受力減小了19%；在工作行程內(nèi)最大垂向等效剛度降低了26%，整體等效剛度減小，提高了車輛的行駛平順性。

表1　改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)參數(shù)及比較結(jié)果

圖9　改進(jìn)前后剛度曲線對比

4仿真分析

為了進(jìn)一步驗證設(shè)計的可行性，在Adams中建立駕駛室懸置系統(tǒng)仿真模型，進(jìn)行多體動力學(xué)分析，系統(tǒng)各零部件直接用Adams中自帶的繪圖工具繪制。其中，橫向穩(wěn)定桿根據(jù)實際尺寸建立柔體模型，其他結(jié)構(gòu)可以視為剛體，駕駛室本體在其質(zhì)心位置用一小球代替。根據(jù)實際參數(shù)修改模型各部件的幾何參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)及力學(xué)參數(shù)；考慮到駕駛室懸置各系統(tǒng)之間實際的連接方式，在相應(yīng)位置添加對應(yīng)的連接副，以正確約束系統(tǒng)運動學(xué)位置關(guān)系，其中前懸左右托架與下支架之間為轉(zhuǎn)鉸；左右托架與上支架之間為襯套連接，襯套各向剛度為實際測量值；后懸減振器與車架通過轉(zhuǎn)鉸連接；上托架與駕駛室本體固定連接；鎖體與上托架通過大剛度襯套模擬實際連接，以免引入過約束。建立完成的懸置系統(tǒng)Adams模型如圖10所示。

圖10　懸置系統(tǒng)Adams模型

在模型的質(zhì)心位置施加1g的側(cè)向加速度，測得駕駛室后懸的側(cè)傾角為1.457°，前軸側(cè)傾角為0.76°。在側(cè)向1g加速度作用下，一般商用車駕駛室應(yīng)滿足側(cè)傾角在2°以內(nèi)，說明改進(jìn)設(shè)計后的懸置系統(tǒng)能保證駕駛室的側(cè)向穩(wěn)定性。對模型進(jìn)行模態(tài)分析，并觀察其模態(tài)振型。一階固有頻率為1.326 8 Hz，模態(tài)振型為垂直運動；二階固有頻率為1.433 2 Hz，模態(tài)振型為垂直運動和俯仰運動的耦合；三階固有頻率為3.215 8 Hz，模態(tài)振型表現(xiàn)為側(cè)傾運動。該頻率避開了車架一階彎曲固有頻率5～6 Hz，主懸簧下質(zhì)量固有頻率8～15 Hz，主懸簧上質(zhì)量固有頻率2～5 Hz，從而可以獲得較好的減振效果[9]，提高了駕駛室平順性。

5結(jié)論

(1)筆者分析了橫向拉桿對駕駛室垂直方向運動的干擾，論述了橫向拉桿長度、拉桿放置位置和橡膠襯套剛度對后懸置垂向剛度的影響，并對某商用車駕駛室橫向拉桿進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計，取得了切實可行的效果，可為以后的相關(guān)設(shè)計提供參考。

(2)將所設(shè)計的橫向拉桿放在由駕駛室與駕駛室懸置組成的整個系統(tǒng)中，以Adams為軟件平臺進(jìn)行了動力學(xué)仿真分析，在1g側(cè)向加速度下，其側(cè)傾角滿足要求。并對模型進(jìn)行了模態(tài)分析，其固有頻率較低，避開了其他系統(tǒng)固有頻率，具有較好的舒適性。

(3)在筆者研究的基礎(chǔ)上，通過測量懸置靠近車架部位的振動譜，可進(jìn)一步對模型進(jìn)行平順性仿真分析。

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ZHOU Cai:Postgraduate; School of Automotive Engineering, WUT, Wuhan 430070, China.

文章編號：2095-3852(2016)03-0386-05

文獻(xiàn)標(biāo)志碼:A

收稿日期：2015-12-01.

作者簡介：周才(1988-)，男，四川遂寧人，武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院碩士研究生.

中圖分類號：U463.85

DOI：10.3963/j.issn.2095-3852.2016.03.027

Design and Research on Panhard Rod of Commercial Vehicle Cab

ZHOUCai,ZHONGShaohua,SONGPengfei

Abstract：The effect of panhard rod design parameters on the vertical stiffness of cab suspension is analyzed. For the cracking issue of support beam and rod rubber bushing and the poor comfort of cab, the design of panhard rod is improved.With the redesign of panhard rod, the maximum stress of panhard rod and the largest vertical equivalent stiffness for the rear of cab suspension was decreased obviously. A multi-body dynamic simulation model was established and simulated with ADAMS, From the perspective of lateral stability and the natural frequency of the simulation model，the feasibility of improved design was verified.A important reference for researchers of the design of panhard rod was given.

Key words：commercial vehicle； suspension； panhard rod； Adams