巴興強 糟文博

(東北林業(yè)大學，哈爾濱，150040) (陜西重型汽車有限公司)

林區(qū)道路建設是實現(xiàn)林業(yè)現(xiàn)代化的基礎條件，是促進林業(yè)增效、增收的有效途徑，是森林經(jīng)營的重要基礎設施。隨著我國林區(qū)公路事業(yè)的快速發(fā)展，人們對林區(qū)筑路施工車輛的性能要求越來越高，林區(qū)筑路施工車輛正朝著大功率、高速、輕量化、安全、舒適的方向發(fā)展［1］。

懸架是車輛的重要組成部分，其對整車的操縱穩(wěn)定性、平順性以及駕駛員乘坐舒適性有很大的影響。車輛懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證車輛的行駛平順性［2］。因此，注重開展林區(qū)筑路施工車輛懸架系統(tǒng)動態(tài)特性的研究十分必要。

筆者利用機械系統(tǒng)多體動力學仿真軟件ADAMS，針對國產(chǎn)某筑路施工自卸車輛懸架(鋼板彈簧懸架)系統(tǒng)進行建模、仿真、試驗分析及優(yōu)化，研究該筑路施工車輛懸架的系統(tǒng)幾何參數(shù)變化對車輛行駛平順性及操縱穩(wěn)定性的影響，揭示該林區(qū)筑路施工車輛懸架系統(tǒng)的運動規(guī)律，改善懸架的運動特性，提高懸架系統(tǒng)設計的精度與效率。

1 車輛懸架系統(tǒng)建模

1.1 車輛懸架系統(tǒng)參數(shù)

本研究中整車的相關特征參數(shù)均參照國產(chǎn)某重汽有限公司生產(chǎn)的ZZ3251系列自卸車。其主要參數(shù)如下：外形尺寸為8 400 mm(長)×2 490 mm(寬)×3 250 mm(高)，軸距為(3 750+1 350)mm，前輪距為1 995 mm，后輪距均為1 820 mm，整備質量11 920 kg，前軸軸荷8 000 kg，中后軸軸荷均為18 000 kg，整車最大功率221 kg，扭矩1 500 N·m，滾動半徑0.507 m。

1.2 前懸架建模與仿真實驗平臺建立

打開Adams-Car MD 2010，選擇 file下的 open命令按鈕，選擇Assembly。單擊右鍵選擇Browse，接著選擇 MSC.Software/MD_Adams/2010/atrcck/shared_truck_database.cdb/assemblies.tbl/msc_susp_front_leafs.asy，系統(tǒng)彈出消息窗口。

當Message Window提示Suspension assembly ready時，表示track里面的asy文件已被讀取。單擊close，就會顯示前懸架模型，此懸架模型中包括了輪胎和轉向機構以及仿真實驗平臺等。如圖1所示。

1.3 后懸架建模與整車模型

與車輛前懸架一樣，后懸架也是鋼板彈簧懸架。簡化后的后懸架虛擬樣機模型如圖2所示，整車模型如圖3所示。

圖1 前懸架模型

圖2 后懸架模型

圖3 整車模型

2 車輛懸架系統(tǒng)仿真試驗與分析

為了保證林區(qū)筑路施工車輛正常直線行駛，車輛轉向輪均設計成具有自動回正功能。這種自動回正功能是由車輛轉向輪及其定位參數(shù)來保證的，也就是車輛轉向輪、主銷和軸之間在裝配時應該具有一定的相對位置［3］。具體體現(xiàn)在車輛轉向輪主銷以及它的安裝相對位置上，即車輛前輪定位。前輪定位參數(shù)主要包括主銷內傾角、主銷后傾角、前輪外傾角和前輪前束角等［4］。合理的車輛前輪定位參數(shù)值是避免輪胎過度磨損的重要保證。

在機械系統(tǒng)多體動力學仿真軟件ADAMS/Car中打開車輛前懸架模型，選擇仿真命令Simulate/Suspension Analysis/Parallel Wheel Travel，設置車輪跳動量為-100～100 mm，可進行車輛懸架系統(tǒng)雙輪同向跳動虛擬仿真試驗與分析［5］。

2.1 前輪外傾角

在車輛的橫向垂直平面內，前輪中心平面向外傾斜一個角度，稱為前輪外傾角。車輛直線行駛時，由路面不平引起的車輪跳動應在一定的誤差范圍內［6］，正是由于前輪外傾角的存在，前輪能夠自動回位到中間向前的方向位置。通常在車輛設計時，車輛外傾角的變化范圍應盡量小于-1°～1°。圖4是該筑路施工車輛懸架系統(tǒng)模型前輪外傾角隨車輪上下跳動的變化曲線。由圖4可知，該車輛懸架總成的前輪外傾角的變化范圍在0.909 8°～1.014 7°，變化范圍較小，基本符合設計要求，能夠起到降低車輛輪胎磨損，增加輪胎壽命的作用，有利于車輛操縱穩(wěn)定性和車輛行駛平順性的提升。

圖4 前車輪外傾角隨車輪跳動變化曲線

2.2 主銷內傾角

在車輛的橫向垂直平面內，主銷軸線與垂線之間的夾角稱為主銷內傾角。車輪繞主銷偏轉的過程中，輪胎與路面間將會有較大的滑動，因此會增加輪胎與路面間的摩擦阻力，這不僅會使車輛轉向變得沉重，而且還會加速輪胎的磨損，進而容易引發(fā)交通事故，降低車輛行駛安全性。通常在車輛設計時，主銷內傾角應不大8°，一般要求載貨車輛主銷內傾角在6°～8°。圖5是該筑路施工車輛懸架系統(tǒng)模型主銷內傾角隨車輪上下跳動的變化曲線?？芍撝肥┕ぼ囕v懸架系統(tǒng)的主銷內傾角變化范圍在4.675 6°～4.696 5°，不符合車輛懸架系統(tǒng)設計允許變化范圍要求，需要進一步改進、優(yōu)化。

2.3 主銷后傾角

在車輛的側向垂直平面內，主銷軸線從垂直方向向后或向前傾斜的角度稱為主銷后傾角。通常通過車輛的行駛狀況確定主銷后傾角的大小，一般要求主銷后傾角在-1°～4°［6］。圖6是該筑路施工車輛懸架系統(tǒng)模型主銷后傾角隨車輪上下跳動的變化曲線?？芍?，該筑路施工車輛懸架系統(tǒng)的主銷后傾角的變化范圍在0.813°～3.445°，在允許變化范圍之內，符合設計要求。

圖5 主銷內傾角隨車輪跳動變化曲線

圖6 主銷后傾角隨車輪跳動變化曲線

2.4 前輪前束角

從車輛上方向下俯看輪胎時，左右兩個輪胎的中心線所構成的夾角為前輪前束角。前輪前束角主要為消除車輪外傾角帶來的不良影響，它可使車輪在每一瞬時滾動方向都接近于向著正前方，從而在很大程度上降低由于車輪外傾而產(chǎn)生的不良后果。前輪前束一般通過改變橫拉桿的長度來調整。通常在車輛設計時，希望前束不變或變化較小，一般前束角在-2°～2°［7］。圖7是該筑路施工車輛懸架系統(tǒng)模型前輪前束角隨車輪上下跳動的變化曲線。由圖7可知，該筑路施工車輛前輪前束角隨車輪上下跳動的變化范圍在-0.191 9°～2.059 9°，變化范圍較小，基本符合設計要求。

3 懸架系統(tǒng)仿真試驗及優(yōu)化

3.1 優(yōu)化目標

在重型卡車懸架系統(tǒng)分析、研究過程中，主銷偏距也是非常重要的參數(shù)之一。主銷偏距即是主銷與地面的交點到輪胎接地中心的距離。當車輛轉向時，其轉向車輪是圍繞主銷轉動的，地面對轉向輪的阻力力矩，與主銷偏距的大小成正比。主銷偏距越小，轉向阻力矩也越小，所以，一般希望主銷偏距小一些，以減小轉向操縱力以及地面對轉向系統(tǒng)的沖擊［8］。本研究以主銷偏距為優(yōu)化目標，通過改變該筑路施工車輛懸架系統(tǒng)車輪定位參數(shù)來謀求最優(yōu)解。在對該筑路施工車輛懸架系統(tǒng)進行雙輪同向跳動仿真試驗時，選取車輪上、下跳動量各為100 mm。利用Adams/Insight對車輛懸架系統(tǒng)進行優(yōu)化分析，力求減少主銷偏距。通過虛擬仿真試驗，比較準確地預測林區(qū)筑路施工車輛懸架在各種工況下的動態(tài)特性，并對試驗結果提供專業(yè)化的統(tǒng)計結果。

圖7 前輪前束角隨車輪跳動變化曲線

設車輛車輪主銷偏距為目標函數(shù)，輸入如下前輪定位參數(shù)：前輪外傾角1°、主銷內傾角4.696 5°、主銷后傾角 2.0°、前輪前束角 0.53°。

影響車輛主銷后傾角和主銷內傾角的主要因素是主銷x、y的坐標值。現(xiàn)將主銷下點固定不動，通過主銷上點的坐標調整來改變主銷內傾角和主銷后傾角值。由于左、右車輪主銷上點的x坐標值是對稱的，其絕對值及變化范圍相同，可將左、右車輪合并為一個因素來考慮。另外兩個設計因素是車輪外傾角和前輪前束角。根據(jù)前輪定位參數(shù)來確定各設計變量范圍，如表1所示。

表1 設計變量設定范圍

3.2 仿真試驗及優(yōu)化

確定優(yōu)化設計因素及目標函數(shù)后，即可利用Adams/Insight模塊進行車輛仿真試驗。在針對林區(qū)筑路施工車輛懸架系統(tǒng)進行仿真試驗中，經(jīng)過對比分析，選擇線性模型創(chuàng)建的Work Space進行仿真，得到迭代后的系統(tǒng)工作空間矩陣。如表2所示，它包括8個未知數(shù)，故需總共進行8次試驗。

車輛左、右車輪主銷偏距隨試驗次數(shù)變化曲線如圖8和圖9所示，模型擬合精度評價分析如圖10所示。

表2 迭代后的系統(tǒng)工作空間

圖8 左側車輪主銷偏距隨試驗次數(shù)變化曲線

圖9 右側車輪主銷偏距隨試驗次數(shù)變化曲線

圖10 優(yōu)化前后主銷偏置距隨車輪跳動變化對比

3.3 仿真試驗的擬合精度

應用機械系統(tǒng)動力學軟件，進行車輛虛擬仿真試驗分析，已成為車輛懸架系統(tǒng)分析的有力工具，它已被廣泛地應用于車輛性能評估、系統(tǒng)設計等領域。復雜系統(tǒng)(特別是高分辨率的)仿真一般需要較大的計算量，仿真數(shù)據(jù)的產(chǎn)生代價很高?；诜抡嬖囼灁?shù)據(jù)擬合的方法能有效利用仿真系統(tǒng)產(chǎn)生的數(shù)據(jù)，支持復雜系統(tǒng)分析以及仿真應用，它已成為近年來系統(tǒng)仿真領域新興的一個熱點［9］。

從表3可以看出，R2為擬合優(yōu)度，它指樣本回歸直線與樣本觀測值之間的擬合程度，也稱作判定系數(shù)。R2須介于0～1之間，越大越好，通常應R2＞0.9。

R/V表明模型的計算值和原始數(shù)據(jù)點之間的關系，當其R/V＞10時，表示較好地完成了模型的預期，該值R/V＜4時，情況剛好相反。

鑒于以上準則，從圖10中可以觀察到本次擬合結果：R2=1;=1;R/V=9.09e+008?？梢?，擬合效果良好。

從表4可以看出，曲線擬合后，可根據(jù)曲線獲得各設計函數(shù)最優(yōu)解，即當目標值(車輪主銷偏距)最小時，可確定各設計因素的值，即主銷上點y軸的坐標為-820 mm，前輪外傾角為1°，前輪前束角為0.33°。

表3 擬合精度

表4 設計函數(shù)最優(yōu)解

從圖10優(yōu)化前后主銷偏置距對比中可以看出，主銷偏置距從優(yōu)化前(實線)的118.99 mm降到了優(yōu)化后(虛線)的83.69 mm，主銷偏置距的減小值為35.3 mm，優(yōu)化效果令人滿意。

4 結論

優(yōu)化前主銷偏置距為118.99 mm，優(yōu)化之后主銷偏置距為83.69 mm，較優(yōu)化前減小了35.3 mm，優(yōu)化效果明顯。有效地減小車輛的轉向阻力矩及路面對轉向系統(tǒng)的沖擊，減少輪胎的磨損，提高懸架及整車性能。

優(yōu)化前前輪前束角為 0.53°，優(yōu)化后為 0.33°，更加接近理想值，從而能保證車輪與路面之間的運動為純滾動，確保車輛輪胎內、外偏磨的現(xiàn)象減小。

主銷上點y軸的坐標為優(yōu)化前為-835 mm，優(yōu)化后為-820mm，相應的主銷內傾角由優(yōu)化前的4.695°變?yōu)閮?yōu)化后的 7.52°。優(yōu)化前主銷內傾角不在理想值6°～8°范圍內，優(yōu)化后主銷內傾角落在最優(yōu)區(qū)間內，可使車輪在受外力而偏離直線行駛時，前輪自動回正;減少車輛前輪傳至轉向機構上的沖擊，使轉向更輕便。

通過對仿真試驗數(shù)據(jù)進行擬合，獲得擬合優(yōu)度R2=1;校正判定系數(shù)=1;模型計算值和原始數(shù)據(jù)點之間的關系 R/V=9.09×108，可見，擬合效果良好。

［1］巴興強，于建國.林火巡護與撲救車輛懸架系統(tǒng)運動特性仿真及優(yōu)化［J］.林業(yè)科技，2009，34(2)：31-34.

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