王長(zhǎng)新,郭志軍,劉美蘭,王喜明,杜 干

(河南科技大學(xué)車輛與動(dòng)力工程學(xué)院,河南洛陽(yáng) 471003)

0 前言

隨著中國(guó)經(jīng)濟(jì)建設(shè)的快速發(fā)展,鉸接式自卸車在水利水電、交通基礎(chǔ)建設(shè)、礦產(chǎn)開發(fā)等方面得到廣泛應(yīng)用,中國(guó)一些廠家也開始生產(chǎn)這類車輛。鉸接式自卸車前車體振動(dòng)系統(tǒng)復(fù)雜,質(zhì)量小的前車體與質(zhì)量大的后車體在側(cè)傾上幾乎不相互影響,加上鉸接式自卸車行駛路況惡劣,使得前車體的側(cè)傾振動(dòng)明顯[1-2]。前車體側(cè)傾振動(dòng)比較厲害也是實(shí)際工作中這類車輛駕駛員反映突出的問題。側(cè)傾振動(dòng)不僅影響駕駛員的疲勞程度,也會(huì)影響零部件的壽命。通常車輛振動(dòng)研究把車輛左右兩側(cè)的激勵(lì)視為一樣,加上普通公路車輛側(cè)傾振動(dòng)不明顯,很少考慮車輛的側(cè)傾振動(dòng)[3-4]。鉸接式自卸車車身結(jié)構(gòu)特殊及主要在非公路條件下行駛,側(cè)傾振動(dòng)較大,況且側(cè)傾角振動(dòng)是所有對(duì)人體影響最大的角振動(dòng)[5],所以需要對(duì)其進(jìn)行研究。本文采用多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方法對(duì)該種車輛前車體側(cè)傾振動(dòng)進(jìn)行分析,建立 6自由度鉸接式自卸車前車體側(cè)傾振動(dòng)模型[2,6-8],對(duì)其在特殊激勵(lì)下強(qiáng)迫側(cè)傾振動(dòng)進(jìn)行分析,并討論系統(tǒng)參數(shù)對(duì)側(cè)傾振動(dòng)的影響,為考慮側(cè)傾振動(dòng)的車輛懸架和駕駛室懸置設(shè)計(jì)或改進(jìn)提供理論指導(dǎo)。

1 模型建立

1.1 模型假設(shè)

圖1 鉸接原理示意圖

鉸接式自卸車從總體上可以視為前、后兩大車體,即主要包括前橋、前車架、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、液壓轉(zhuǎn)向裝置及駕駛室的前車體,以及主要包括中橋、后橋、后車架、平衡懸架、舉升系統(tǒng)和車廂的后車體。前車體通過擺動(dòng)環(huán),相對(duì)于后車體繞汽車行駛方向,即 x軸獨(dú)立轉(zhuǎn)動(dòng)。水平面內(nèi),利用支承在鉸接點(diǎn)上左、右兩個(gè)轉(zhuǎn)向液壓缸推動(dòng)前車體相對(duì)于后車體繞垂直方向,即 z軸方向轉(zhuǎn)動(dòng),以實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向功能。它的鉸接原理見圖1。

鉸接式自卸車前車體為保護(hù)動(dòng)力總成,并使駕駛員獲得良好的乘坐舒適性,在車橋與車架、車架與駕駛室、駕駛室與座椅之間均設(shè)置了彈性元件,振動(dòng)系統(tǒng)復(fù)雜。在建立如圖2的振動(dòng)模型時(shí)作了以下假設(shè):將車橋、車架和駕駛室視為剛體;各彈性元件的剛度視為位移的線性函數(shù),而且左、右兩側(cè)的剛度相同;阻尼視為速度的線性函數(shù),左、右兩側(cè)的阻尼也相同;輪胎的剛度也視為位移的線性函數(shù),忽略其阻尼;路面不平度激勵(lì)僅作用在垂直方向上;車輛對(duì)稱于它的縱軸線;忽略發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸的振動(dòng)影響;不考慮座椅的影響。

在圖2中,q1(t)、q2(t)分別為左、右車輪的路面激勵(lì);k1、k2、kt分別為懸架剛度、駕駛室懸置剛度和輪胎剛度;c1、c2分別為懸架阻尼、駕駛室懸置阻尼;m1、m2、m3分別為非簧載質(zhì)量、懸架簧載質(zhì)量、駕駛室簧載質(zhì)量;J1、J2、J3分別為車軸、車架、駕駛室轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;l1為輪距,l2為左、右懸架間距,l3為駕駛室左、右懸置間距;x1(t)、x2(t)、x3(t)為垂向位移;φ1(t)、φ2(t)、φ3(t)為角位移。

1.2 動(dòng)力學(xué)方程

由第二類拉格朗日方程[6]可得系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程:

圖2 6自由度鉸接式自卸車前車體振動(dòng)模型

其矩陣形式為:

2 動(dòng)態(tài)響應(yīng)計(jì)算及分析

分析過程中所選激勵(lì)為左、右車輪受到幅值和頻率相同、相角相差 π的諧波激勵(lì),激勵(lì)頻率為系統(tǒng)側(cè)傾振動(dòng)的一階固有頻率。其目的是選擇一種盡量使前車體發(fā)生側(cè)傾振動(dòng),而車輛中心不發(fā)生垂直方向振動(dòng)的特殊工況,以便更有利于研究該車的側(cè)傾振動(dòng)特性[9-11]。各系統(tǒng)參數(shù)設(shè)置變化規(guī)律見表1。

表1 各系統(tǒng)參數(shù)變化對(duì)改善側(cè)傾振動(dòng)的效果

通過分析表1可以看出:懸架間距、懸架剛度及懸架阻尼對(duì)側(cè)傾振動(dòng)影響最大,其值的優(yōu)化對(duì)側(cè)傾振動(dòng)的改善也最有利。由于懸架間距的改變會(huì)受車身空間結(jié)構(gòu)的限制,所以懸架間距不能減小過多。懸架剛度的減小不僅使側(cè)傾振動(dòng)強(qiáng)度減小,也會(huì)帶來響應(yīng)的振動(dòng)周期延長(zhǎng),振動(dòng)頻率減小,對(duì)側(cè)傾振動(dòng)減小更有利。通過增加懸架阻尼能有效抑制車輛側(cè)傾振動(dòng)。駕駛室懸置剛度和阻尼對(duì)側(cè)傾振動(dòng)的影響較大,可以通過改變其值以滿足側(cè)傾振動(dòng)要求。隨著駕駛室懸置剛度的增大,側(cè)傾振動(dòng)先大幅增大后小幅減小,可見當(dāng)前 k2的值選擇并不合適。如果車輛結(jié)構(gòu)空間允許,應(yīng)當(dāng)減小其值。因此,駕駛室懸置剛度 k2的大小需要認(rèn)真選擇。輪距對(duì)側(cè)傾振動(dòng)的影響也不小,但其值受到國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB1589—2004道路車輛的車身寬度最大限制要求的限制,不易變化或不能變化。駕駛室左右懸置間距 l3對(duì)側(cè)傾振動(dòng)的影響較特別,在現(xiàn)有值基礎(chǔ)上適當(dāng)減少 l3并沒有減少側(cè)傾振動(dòng)的強(qiáng)度,而是增加了,再繼續(xù)減少 l3時(shí)才出現(xiàn)側(cè)傾振動(dòng)的強(qiáng)度減少,并且在現(xiàn)有值基礎(chǔ)上增加 l3,側(cè)傾振動(dòng)的強(qiáng)度減小。這說明中間有一過渡峰值。同樣駕駛室懸置間距 l3的選擇也要慎重,建議在現(xiàn)值基礎(chǔ)上適量增加。輪胎剛度及各個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的影響最小。改變輪胎剛度 kt的值對(duì)側(cè)傾振動(dòng)強(qiáng)度的減小沒有太明顯的影響,所以實(shí)際車輛改進(jìn)可以使用原輪胎。對(duì)比各個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)響應(yīng)的影響,應(yīng)盡量減小 J1,增加 J2和 J3,即是要減少非簧載質(zhì)量,增加簧載質(zhì)量。

3 結(jié)論

通過鉸接式自卸車前車體的 6自由度振動(dòng)模型,在兩側(cè)受正反諧波激勵(lì)下的強(qiáng)迫振動(dòng)仿真分析認(rèn)為:(1)兩側(cè)懸架間距、懸架的剛度及阻尼對(duì)側(cè)傾振動(dòng)的影響較大,其次是駕駛室懸置剛度、輪距、簧載質(zhì)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、駕駛室懸置間距、駕駛室懸置阻尼,其他系統(tǒng)參數(shù)的影響較小。(2)通過分析發(fā)現(xiàn)實(shí)車的駕駛室懸置剛度 k2和駕駛室懸置間距 l3的取值不合適,當(dāng)兩者的值由小變大時(shí),側(cè)傾振動(dòng)都是先大幅增大后小幅減小,所以二者的取值要綜合考慮。(3)增加簧載質(zhì)量,減小非簧載質(zhì)量對(duì)減小車輛側(cè)傾振動(dòng)也是有利的。(4)用貢獻(xiàn)率概念直觀地表現(xiàn)了各個(gè)系統(tǒng)參數(shù)對(duì)側(cè)傾振動(dòng)的影響。

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