整體橋五連桿懸架前輪擺振的動力學分析

李中好 Li Zhonghao

?

整體橋五連桿懸架前輪擺振的動力學分析

李中好 Li Zhonghao

（北京汽車研究總院有限公司 整車集成及CAE部，北京 101300）

以輪胎與地面之間的受力分析為出發點，應用ADAMS 2013動力學軟件，詳細分析整體橋五連桿前懸架的性能參數變化特性，對引起前輪擺振的動力學原因進行詳細闡述，指明在轉向系統中加裝阻尼器是解決懸架前輪擺振問題非常有效的方法。

五連桿懸架；整體橋；前輪擺振；陀螺效應

0 引 言

汽車前輪擺振對整車的操縱穩定性、舒適性、安全性及汽車零部件的疲勞壽命均有很大的影響。應用ADAMS軟件，搭建五連桿前懸架虛擬模型，以多體動力學理論為指導，在仿真計算的基礎上，詳細地分析該懸架產生擺振的機理，指出在轉向系統中增加阻尼器是一個解決前輪擺振非常有效的方法。

1 五連桿整體橋的基本構成

整體橋五連桿前懸架的一般結構如圖1所示，2件上縱拉桿，2件下縱拉桿，1件橫拉桿，1件轉向梯形中橫拉桿，2個左右轉向節，1件轉向阻尼器、2個左右螺旋彈簧、2個左右減振器，2個左右緩沖塊構成了整體車橋五連桿前懸架的基本結構。

2 前輪擺振與激勵源的理論分析

根據整車狀態的車輪、地面與主銷軸線的相互位置，以左前輪為例構造出理論分析模型如圖2所示。以主銷軸線與車輪旋轉軸線交點為坐標原點，以垂直向上作為軸正向，以水平向后作為軸正向建立圖2所示的空間直角坐標系。

圖2中，主銷與地面的交點為；主銷后傾拖矩為；主銷后傾角為；主銷內傾角為；磨圓半徑為；左輪旋轉角速度為ω；輪胎受到地面、、軸3個方向上的作用力分別為F、F、F；為陀螺力矩，的方向為車輪向下跳動時的狀態。

根據圖2中輪胎、地面的作用力與主銷的位置關系，以及前輪陀螺效應，可以得出如下結論。

1）由于路面激勵的隨機性，使左、右車輪F、F、F不等；另外由于制造加工誤差，使左、右車輪的主銷后傾角、主銷內傾角、主銷后傾拖矩與磨圓半徑也不相同；因而導致左、右車輪對各自主銷的力矩也不相同，二者之差會使車輪繞主銷軸線旋轉，使整車具有轉向的趨勢。

2）由于車輪本身的制造公差，車輪內側（或外側）的不平衡量會在平面產生離心力，該離心力對主銷形成一個周期性的力矩，該力矩驅動車輪繞主銷軸線旋轉；另外車輪內、外側的不平衡量會產生一個對軸的離心力矩，該力矩的方向在平面內呈現360°旋轉，且旋轉角速度與車輪轉速成正比；因此該力矩在主銷上的投影將形成一個周期性的力矩，也會驅動車輪繞主銷軸線轉動；另外，車輪的動不平衡具有的能量，隨著轉速的升高急劇變大。

3）陀螺力矩是促使前輪繞主銷旋轉運動的一個非常重要的因素。

陀螺效應是指旋轉的陀螺軸線在水平位置，其一端被支撐時，陀螺軸繞垂直軸緩慢轉動，即進動，此力矩即為陀螺效應進動力矩，簡稱陀螺力矩。

（1）

陀螺進動力矩的方向正好使轉向輪繞主銷旋轉。圖2中陀螺力矩方向對應高速旋轉的左側車輪向下跳動時的狀態。

陀螺力矩的方向、車輪旋轉角速度的方向和車輪跳動的方向由右手定則來判定。由此可見，高速行駛的汽車，當左、右前輪同向跳動時，由于左、右車輪的陀螺力矩方向相反，相互抵消，理論值為零。當左、右車輪反向跳動時，左、右車輪的陀螺力矩方向相同，相互疊加，其值加倍。因此左、右車輪陀螺力矩的代數和驅動前輪繞主銷軸線旋轉，使整車有轉向運動的趨勢。

基于上述3個方面，在整車高速行駛的各種工況中，所有使前輪繞主銷軸線旋轉的力矩之和的大小和方向成周期性變化，如果該力矩疊加到一定數值（足夠大），必然引起前輪繞主銷軸線往復振動。當這種振動幅度（振動能量）達到一定程度，克服轉向系統的阻尼，沿著轉向系統逆向傳遞并引起轉向盤的切向角振動，嚴重時會導致整車的行駛軌跡不能保持直線，出現“畫龍”現象，嚴重影響駕駛員的操縱穩定性和整車駕駛性能，對行車安全構成隱患。

3 五連桿懸架仿真分析結果

3.1 五連桿前懸架同向跳動仿真結果

1）由懸架結構的左右對稱性和車輪跳動的對稱性分析可知，磨圓半徑、主銷內傾角、車輪外傾角和前束角都不發生變化。

仿真結果如圖3所示?？梢钥闯?，CAE仿真結果與理論分析結果相符，整個懸架跳動行程（-80～80 mm）之內變化量均為0。

注：toe_angle為前束角；camber_angle為車輪外傾角；scrub_radius為磨圓半徑；kingpin_incl_angle為主銷內傾角；Wheel Travel為車輪跳動變化量。

2）因車橋殼體左、右端轉角方向相同（殼體本身不承受扭矩，因而不會阻止懸架的同相位跳動），車橋轉角左、右端之間不存在制約，所以當車輪同向跳動時，橋殼轉角絕對值變化非常大，對應的主銷后傾角和主銷后傾拖矩變化也很大。仿真結果如圖4、圖5所示。

當車輪處于下跳位置80 mm時，對應的主銷后傾角為2.934 6°；當車輪處于上跳位置80 mm時，對應的主銷后傾角為-3.634 4°。整個行程-80～80 mm對應主銷后傾角變化量為6.569°。

注：caster_moment_arm為主銷后傾拖矩。

當車輪處于下跳位置80 mm時，對應的主銷后傾拖矩為-22.8 mm；當車輪處于上跳位置80 mm時，對應的主銷后傾拖矩為19.5 mm。整個行程-80～80 mm對應主銷后傾拖矩變化量為42.3 mm。

3.2 五連桿前懸架反向跳動仿真結果

當車輪反向跳動時，車橋殼體左、右端轉角方向相反（殼體本身承受扭矩，會阻止懸架反相位跳動），車橋本身剛度很大，因而車橋左、右端之間存在很大制約，橋殼轉角絕對值變化非常小，對應的主銷后傾角變化很小，主銷后傾拖矩變化也很小。仿真結果如圖8、圖9所示。

前輪定位參數仿真結果如圖6、圖7、圖8、圖9和表1所示。

注：caster_angle為主銷后傾角。

以上各圖曲線中涉及的四輪定位參數極限數據及變化量見表1。

3.3 懸架反向跳動，外傾角變化產生陀螺力矩

因懸架反向跳動，車輪的旋轉軸線僅在平面內擺動（前束角變化很小可以忽略），因此產生的陀螺力矩旋轉方向是繞軸旋轉[2]，從而驅動車輪繞主銷旋轉。依據式（1），當車輪跳動時間為0.6 s時（路譜采集試驗統計數據），應用ADAMS后處理計算得出陀螺力矩曲線圖如圖10所示。

表1 懸架反向跳動前輪定位極限數據及變化量

車輪反向跳動（左輪上對應右輪下）camber_angle（車輪外傾角）/（°）kingpin_incl_angle（主銷內傾角）/（°）caster_angle（主銷后傾角）/（°）toe_angle（前束角）/（°）caster_moment_arm（主銷后傾拖矩）/mmscrub_radius（磨圓半徑）/mm 左輪上（80 mm）-5.812 1 5.8120.024 9 0.113 80.000 087 3430 下（-80 mm） 5.812 1-5.8120.068 2-0.129 60.000 361 530 上下跳動變化量極大值11.624 211.6240.222 50.243 40.001 458 70 右輪上（80 mm） 5.812 1-5.8120.024 9-0.129 60.000 087 3430 下（-80 mm）-5.812 1 5.8120.068 20.113 80.003 615 30 上下跳動變化量極大值11.624 211.6240.222 50.243 40.001 458 70

注：Torque_wheel為陀螺力矩。

懸架反向跳動左、右車輪的陀螺力矩大小相等方向相同（24.6 N·m），整車轉向形成的轉向力矩等于二者之和（49.2 N·m）。在輪胎上下跳動時，該轉向力矩引起整車轉向，促使汽車的行駛軌跡發生變化。由試驗數據可知，時速100 km/h的汽車轉向系干摩擦和阻尼之和一般為0.75～1.8 N·m（0處的轉向盤扭矩）[3]，考慮轉向器的速比1:17及傳動效率的影響，必須增加額外的阻尼才能克服49.2 N·m的。以此作為邊界條件可以初步確定轉向阻尼器參數的大致范圍，同時，由于整車中間位置轉向具有低剛度和低阻尼非線性特點[4]，這就使轉向阻尼器的阻尼參數變得更為復雜，轉向阻尼器的性能參數必須通過實車操穩調校滿足整車的綜合性能，才能最終鎖定。

4 整體橋五連桿懸架的外界激勵與前輪擺振分析

4.1 前輪受到縱向力和垂向力激勵的典型工況分析

高速行駛汽車的兩個前輪同時受到縱向的行駛阻力（軸方向），左、右車輪同向跳動，懸架性能參數變化趨勢如圖3～5所示，由于整車懸架的對稱性，左、右車輪分別繞各自的主銷軸線產生相反的力矩（包含4個部分，分別是、、3個方向對主銷形成的力矩和陀螺力矩）。該力矩互相抵消一部分，剩余的不平衡力矩對轉向系做的功就是前輪擺振的總能量。從理論上講，總能量大小應該等于0，但是實際不可能為0，這是由整車前懸架加工、裝配、調試的誤差及同向跳動激勵的誤差引起的。

高速行駛汽車的兩個前輪同時受到縱向的行駛阻力（軸方向），左、右車輪反向跳動，懸架性能參數變化趨勢如圖6～10和表1所示，受力分析思路與同向跳動一致。左、右車輪繞主銷軸線旋轉的力矩同樣由4個部分組成，因懸架處于非對稱狀態，除、、3個方向的力對左、右車輪產生的力矩差值增大之外，更重要的是左、右車輪的陀螺力矩是同向的，不能抵消，會使力矩數值加倍，所以反向跳動產生的總能量比同向跳動大很多。一旦左、右車輪繞軸旋轉力矩之和的能量積累達到一定量，克服了輪胎和轉向系統的所有阻尼，會使車輪繞主銷擺轉振動，向上傳遞觸發轉向盤的角振動，產生擺振，嚴重時會影響車輛的行駛軌跡，惡化整車駕駛性和操縱穩定性。

另外，五連桿整體橋單輪跳動必然引起另一側車輪旋轉軸線的擺動，這樣由于單側跳動，產生了兩側同方向的陀螺力矩。單輪跳動這個行駛工況等同于雙輪反向跳動行駛工況，都存在激勵力矩疊加的現象。

4.2 前輪受到橫向力、縱向力與垂向力激勵的工況分析

此工況下受力分析與前輪受到縱向力和垂向力激勵的典型工況分析一致，在此不再重復。

在此工況條件下，整體橋五連桿懸架，無論是單輪跳動，還是雙輪同向跳動、雙輪反向跳動，只要主銷后傾角變化較大，主銷后傾拖矩變化也較大，即使外界施加的橫向激勵F不是很大，也會產生繞主銷旋轉的很大的變化力矩，易引起擺振。這種擺振現象持續的過程實際上就是前輪左、右擺轉的動能與前橋的簧載質量上下移動的重力勢能和轉向系統的彈性勢能相互轉化的一個過程。若轉化過程的阻尼（含機械摩擦阻尼、輪胎橡膠變形阻尼、液壓助力轉向粘稠阻尼和電動轉向標定阻尼等）較小，則擺振不易收斂。另外，由于彈性元件輪胎的遲滯效應客觀存在，在一定車速條件下（32～69 km/h）[1]，存在負阻尼，非常容易出現擺振。實踐證明，當主銷后傾角大于7°時，如果不采取其他措施，大多會引起擺振。

因為懸架的回正性能存在蓄能作用，如果把積蓄的勢能轉變成熱能，就能把產生擺振的潛在因素消除，這是解決擺振問題的一個有效方法。國外某款產品及國內某款越野車，都是采用整體橋五連桿懸架，并且在轉向梯形桿系中增加一個轉向阻尼器。通過對阻尼器參數的匹配設計，使之成為一個路面激勵輸入的低通濾波器，該阻尼器的作用是對地面輸入的中高頻激勵進行衰減濾波，消除轉向盤的擺振，解決轉向盤異常角振動、手感發麻的問題，而且對轉向盤低頻操縱輸入沒有任何影響。這個方案解決了前輪擺振的系統性問題，實現了五連桿螺旋彈簧的平順性與整體橋越野性能的有機結合，盡享駕駛樂趣。

5 結 論

使用ADAMS 2013對車輪激振進行分析和后處理計算，結合汽車經典理論，比較精確地分析整體橋五連桿懸架前輪擺振的影響因素，初步確定轉向阻尼器參數范圍，通過整車操穩調校鎖定阻尼器參數，解決擺振問題。

[1]陳南. 汽車振動與噪聲控制[M]. 北京：人民交通出版社，2005：137-141.

[2]李中好. 雙橫臂獨立懸架前輪擺振與陀螺效應的動力學研究[J]. 汽車工程，2017（6）：698-701.

[3]余志生. 汽車理論（第5版）[M]. 北京：機械工業出版社， 2009：181-182.

[4]郭孔輝. 汽車操縱動力學[M]. 長春：吉林科學技術出版社，1991：257-258.

2017-03-20

1002-4581（2017）04-0007-05

U463.42

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2017.04.003