林區筑路施工車輛懸架系統仿真試驗與優化1)

巴興強 糟文博

(東北林業大學，哈爾濱，150040) (陜西重型汽車有限公司)

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

懸架是車輛的重要組成部分，其對整車的操縱穩定性、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生的沖擊，衰減由此引起的承載系統的振動，以保證車輛的行駛平順性［2］。因此，注重開展林區筑路施工車輛懸架系統動態特性的研究十分必要。

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

1 車輛懸架系統建模

1.1 車輛懸架系統參數

本研究中整車的相關特征參數均參照國產某重汽有限公司生產的ZZ3251系列自卸車。其主要參數如下：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 車輛懸架系統仿真試驗與分析

為了保證林區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值是避免輪胎過度磨損的重要保證。

在機械系統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模型主銷內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設計允許變化范圍要求，需要進一步改進、優化。

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 懸架系統仿真試驗及優化

3.1 優化目標

在重型卡車懸架系統分析、研究過程中，主銷偏距也是非常重要的參數之一。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的沖擊［8］。本研究以主銷偏距為優化目標，通過改變該筑路施工車輛懸架系統車輪定位參數來謀求最優解。在對該筑路施工車輛懸架系統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對車輛懸架系統進行優化分析，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筑路施工車輛懸架在各種工況下的動態特性，并對試驗結果提供專業化的統計結果。

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，輸入如下前輪定位參數：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?，F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。根據前輪定位參數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 仿真試驗及優化

確定優化設計因素及目標函數后，即可利用Adams/Insight模塊進行車輛仿真試驗。在針對林區筑路施工車輛懸架系統進行仿真試驗中，經過對比分析，選擇線性模型創建的Work Space進行仿真，得到迭代后的系統工作空間矩陣。如表2所示，它包括8個未知數，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 迭代后的系統工作空間

圖8 左側車輪主銷偏距隨試驗次數變化曲線

圖9 右側車輪主銷偏距隨試驗次數變化曲線

圖10 優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分析的有力工具，它已被廣泛地應用于車輛性能評估、系統設計等領域。復雜系統(特別是高分辨率的)仿真一般需要較大的計算量，仿真數據的產生代價很高?；诜抡嬖囼灁祿M合的方法能有效利用仿真系統產生的數據，支持復雜系統分析以及仿真應用，它已成為近年來系統仿真領域新興的一個熱點［9］。

從表3可以看出，R2為擬合優度，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。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據點之間的關系，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，可根據曲線獲得各設計函數最優解，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 設計函數最優解

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

4 結論

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

優化前前輪前束角為 0.53°，優化后為 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、外偏磨的現象減小。

主銷上點y軸的坐標為優化前為-835 mm，優化后為-820mm，相應的主銷內傾角由優化前的4.695°變為優化后的 7.52°。優化前主銷內傾角不在理想值6°～8°范圍內，優化后主銷內傾角落在最優區間內，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。

通過對仿真試驗數據進行擬合，獲得擬合優度R2=1;校正判定系數=1;模型計算值和原始數據點之間的關系 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運動特性仿真及優化［J］.林業科技，2009，34(2)：31-34.

［2］臧杰，閻巖.汽車構造：下冊［M］.北京：機械工業出版社，2005.

［3］He L，Zhu J.The fractal character of processed metal surfaces［J］.Wear，1997，208(1/2)：17-24.

［4］李尊遠.基于虛擬樣機技術的懸架系統的建模仿真及優化［D］.武漢：武漢理工大學，2008.

［5］范成建，熊光明，周明飛.虛擬樣機軟件ADAMS應用與提高［M］.北京：機械工業出版社，2006.

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［9］李建平.仿真元建模中的擬合方法及其應用研究［D］.長沙：國防科學技術大學，2007.