某型货车转向轮摆振问题的研究

某型货车转向轮摆振问题的研究

摆振的系统研究平衡转向车轮扰动是指车辆在平坦道路上行驶时产生的连续振动，也称为“车轮扰动”，俗称“弹簧球”。这是一种非常有害和广泛的振动。它影响汽车的操纵稳定性、行驶平顺性、动力性、燃油经济性和安全性。它是一个受多因素、多变量作用的问题,这决定了确定具体样车摆振因素的难度和设计初期的不确定性。发生摆振的原因或主要原因都不尽相同,一些因素还影响到汽车的其他性能,一些减小摆振的措施往往与汽车的其他性能相矛盾。为此,必须对汽车转向轮摆振进行系统的研究,研究不同摆振症状与影响因素之间的关系,给出快捷、经济、合理的系统解决方案。到目前为止,许多研究工作发现了影响转向轮摆振的诸多因素,并弄清楚了摆振发生的机理。但想在设计初期对摆振作出控制,目前还比较困难。由于影响前轮摆振的参数众多,参数之间相互影响,加上与摆振有关的结构的运动和受力的复杂性,使得研究尚未完善。总结对摆振的研究工作,可将影响摆振的结构参数归纳为4个方面:轮胎的机械特性和前轮定位参数;汽车转向系统的结构参数;悬置以上部分的结构模态参数;悬架自身的有关参数。1事故工况下有“摆头”现象根据市场需要,某汽车企业在单排座车型的基础上开发了双排座车型。自投放到市场以来,不断有顾客反映该型车在某些车速下有“摆头”现象。对故障车进行初步道路试验后,确认该车的确有摆振现象。当试验车行驶在非常平整的柏油路面上时(高速公路最好),车速在30或55km/h左右时,方向盘开始出现抖动现象;车速达到85km/h,方向盘开始出现强烈的摆动,并随着车速升高,仪表板和车身也随之振动。当车行驶在普通水泥、砂石路面上时,摆振现象不明显。1.1试验和检测方法该车改型后,悬上机构的质心后移,使得前后桥载荷分配发生变化。首先应分析前后桥载荷分配对该车摆振的影响,再从悬架、转向系和轮胎方面考虑。为了排除非设计因素对摆振的影响,在进行道路试验前,对试验车进行了整车检修和调整。试验的目的是:利用试验仪器定量测出该故障车在不同车速下的摆振情况;通过载荷的前后移置,评价轴荷分配对该车摆振的影响;找出引起振动的激振源;评价悬架的动力学性能。按照国家标准《汽车道路实验方法通则》(GB/T12534-90)准备试验和处理试验车辆。试验载荷为桶装沙子,重量为1350kg,分别放在货厢前部和后部,这里称之为载荷前置和载荷后置。在25～100km/h分别以每递增5km/h为一个试验车速。试验时采用压电式加速度传感器采集加速度信号,在频域范围内进行分析。试验中,设定加速度传感器的采样频率为500Hz,样本数量为1024,功率谱分析频率带宽Δf=500/1024。测点位置为:通道1为驾驶员座椅下方垂直加速度传感器;通道2为前桥左侧的垂直加速度传感器;通道3为前桥右侧的垂直加速度传感器;通道4为后桥左侧的垂直加速度传感器;通道5为后桥右侧的垂直加速度传感器;通道6为转向横拉杆中部横向加速度传感器。1.2发动机转速与汽车行驶速度关系图1是驾驶员座椅下方测点数据。图2是转向横拉杆中心横向测点数据。图3前桥左侧的垂直测点数据,图4是前桥右侧的垂直测点数据。图5是车轮和发动机的激振频率。车轮的激振频率与转速关系f=n/60,车轮转速与汽车行驶速度关系为2πrn=v×106/60,从而车轮的激振频率与汽车行驶速度关系为:f=v×1063600×2π×345=0.128vf=v×1063600×2π×345=0.128v。发动机转速与汽车行驶速度间的关系为v=0.377×rnigi0v=0.377×rnigi0,由此得出发动机的激振频率与汽车行驶速度关系为f=igi0v0.377×60rf=igi0v0.377×60r。其中:v为汽车行驶速度,单位为km/h;r为车轮半径,单位为m;ig为变速器传动比;i0为主减速器传动比。1.3诊断结果分析1.3.1新总成拉振试验由图1看出,当车速超过85km/h,驾驶员座椅下方测点振动的强度急剧加强,频率非常接近该车速下的车轮激励频率(11Hz左右)。这一点在后来的试验中亦得到验证,将前轮总成换上动平衡量在标准范围以内(<10g)的新总成,车速超过85km/h的摆振已大大减弱。车速在30和55km/h左右时,振动的幅值变化不大,但振动频率变化较大(80Hz),振动主要是发动机的高频激振引起。由于55km/h是载货汽车的常用车速,降低该速度的摆振具有更重要意义。1.3.2前后轴荷分配系数随时间的变化由图1和图2可以看出,载荷后置使得摆振的加速度响应幅值和频率均增加;载荷前置使得摆振的加速度响应幅值和频率均减小。该车由单排改成双排后,整车的质心后移,使得前后轴荷分配系数发生了变化,载荷前置相当于将整车的质心进行前移,载荷后置相当于将整车的质心后移量增大。试验数据表明,轴荷分配系数对汽车转向轮摆振有一定的影响,但具体量化的关系需要进行仿真计算以后才能确定。1.3.3转向横拉横拉横连横拉驱动力,温度受拉由图2可以看出,横拉杆的横向振动频率很高,95Hz左右,而且随汽车行驶速度的影响较小,这可能是由于转向横拉杆的刚度不足造成的。因而,应加大转向横拉杆的直径。1.3.4振动在加速和跑偏环节造成了侧倾振动以及行驶中的走偏小由图3和图4看出,车速在30,55及85km/h左右时,前左、右钢板弹簧的响应频率不同,远超过了5%的误差,从而造成了该车的侧倾振动以及行驶中的跑偏。汽车振动的激励来自于3个方面:发动机的激振、轮胎的激振、路面和自然风的激振。由于试验是在非常平整的高速公路上进行,故可将路面和自然风的激振忽略不计。发动机的激振、轮胎的激振通过悬架进行衰减和过滤。可以认为,该车悬架对两者的激振都没起到很好的衰减和过滤的作用,尤其是轮胎的激励。2仿真试验与结果分析要定量分析摆振现象和给出理论上的解释,建模和仿真计算是重要的方法。排除一些次要因素,考虑轴荷分配系数和转向横拉杆刚度这两方面。但对大批量生产的车型,想通过改变其轴荷分配系数来减弱摆振,有一定的难度。比较方便的措施是改变悬架的参数,来协调整车的动力学性能。笔者采取以下改进方案作为减小摆振的措施,并进行仿真计算和试验验证。即在满足平顺性和动力性的前提下,减小前悬架的刚度;增大转向横拉杆的刚度。由初步道路试验知,当整车车况检修与调整后,低速(30km/h)的摆振基本消除;对轮胎进行动平衡后,高速(85km/h左右)的摆振得到了有效的控制。中速(55km/h)的摆振虽然改善但仍然存在。仿真计算主要集中在50～60km/h的中速工况。在模拟分析中,应用了UG建立悬架、车架和转向系的三维几何模型,通过UG与多体动力学软件ADAMS的转换文件Parasolid实现了CAD与CAE的信息集成,在设定材料参数和约束条件以后,由ADAMS求解汽车的摆振响应。修改不同的模拟参数或条件以后,可循环进行计算模拟,提高了模拟计算的效率。2.1转向系刚度对加速度响应的影响仿真中通过不断调整横拉杆的刚度,计算横拉杆中部的轴向加速度响应,其结果如图6所示。横拉杆的刚度,原车为1.45E+05N/mm(直径为35.5mm),改进车为1.67E+05N/mm(直径为38mm)。可以看出,转向系的刚度对摆振的影响很大,加速度响应峰值随横拉杆的刚度增加而降低,当横拉杆的直径超过38mm时,加速度响应峰值基本不再变化。选用直径38mm的横拉杆与原车比较,加速度响应峰值下降39%左右。2.2前悬架钢板弹簧的垂直刚度在仿真中,通过不断调整前悬架钢板弹簧的垂直刚度,计算横拉杆中部的轴向加速度响应,如图7所示。前悬架钢板弹簧的垂直刚度,原车为119.2N/mm,改进车为100N/mm。可见,前悬架钢板弹簧刚度对摆振的影响较为复杂,综合考虑到平顺性和承载的要求,将刚度降低到100N/mm,此时的加速度峰值下降12%左右。2.3后倾角降低0.5由图8可以看出,加速度响应峰值随主销后倾角降低而降低,当后倾角降低到0.5°时,加速度响应峰值变化缓慢。主销后倾角改为0.5°时与原车比较,加速度响应峰值下降13%左右。2.4调整转向直径和主销角仿真计算结果表明,前悬架刚度由原车的119.2100N/mm降低到100N/mm左右,转向横拉杆的直径由原来的35.5mm增加到38mm,主销后倾角由原来的1.5°减小到0.5°时,试验车在车速为30和55km/h左右的摆振现象均得到了有效的控制。3定量改进方案的验证试验的主要目的是验证仿真计算给出的定量改进方案。虽然初期道路试验定性的改进方案得到了仿真计算的证明,但在此基础上计算出的定量改进方案,必须再次经过试验验证。因为仿真时输入的参数与实际车辆参数不可能做到完全相同,同时仿真模型的一些简化和假设必须经过试验的验证。为了保证道路试验数据的可比性,后期的道路试验仍然在吉林省长春-伊通高速公路上进行,并选用同样的仪器和载荷。3.1板弹簧与前桥之间的垫块为了再现仿真的工况和验证其结论,在原试验车上进行了一系列改动。首先,降低前悬架的刚度,通过减少钢板弹簧的片数来实现。试验中去掉第五、六两片,刚度由原来的119.2N/mm,降低到90.6N/mm,减少了24%(为了保证整车质心高度,在板弹簧与前桥之间增加18mm×60mm×150mm的垫块)。该试验车是非独立悬架结构,因而不能直接对前轮定位参数进行调整,只能通过间接的方法来实现。试验中在板弹簧与前桥之间垫上一个角度为1°的楔块。使主销后倾角由原来的1.5°减小到0.5°,改装新横拉杆,直径为38mm。3.2试验和改进的结果3.2.1运行效果得到控制由图9看出,当前悬架刚度减少到90.6N/mm时,低速(30km/h左右)和高速(85km/h以上)的摆振得到了有效控制,中速(50km/h左右)的摆振强度也得到了很好的改善。验证了仿真所提方案的正确性。3.2.2调整主销后倾角由图10可知,后倾角减小,摆振有所减弱,但不很明显。但后倾角减小会引起回正性恶化,应慎重进行,而且改变主销后倾角,重新设计的工作量很大,成本较高。仿真的趋势是对的,但有一定的误差。3.2.3试验数据的比较由图11看出,当转向横拉杆的刚度提高时,低速(30km/h左右)和高速(85km/h以上)的摆振现象得到了有效控制,中速(50km/h左右)的摆振强度也得到了改善。验证了仿真所提方案的正确性。试验数据的比较说明,改进方案是有效的。悬架的刚度由119.2N/mm降低到90.6N/mm时,摆振最明显的车速仍是55km/h左右,驾驶员座椅下方测点响应的加速度均方根值峰值由1.23降为0.91;转向横拉杆的直径由35.5mm增加到38mm时,横拉杆中部测点响应的加速度均方根值峰值由原来的10降为5.69;主销后倾角由1.5°减小到0.5°时,驾驶员座椅下方测点响应的加速度均方根值峰值由1.24m/s2降为0.98m/s2。4最终结果的综合分析对汽车摆振的研究采用“诊断试验—仿真计算—改进试验”的研究方法,综合了试验研究和仿真研究的各自优点,诊断试验的结果为仿真建模和参数诊断提供了依据和目标,而对仿真计算的结