李中好

(北京汽車研究總院有限公司，北京101300)

雙橫臂獨立懸架前輪擺振與陀螺效應的動力學研究

李中好

(北京汽車研究總院有限公司，北京101300)

應用經典力學理論，將陀螺效應引入雙橫臂獨立懸架動力學模型，結合虛擬樣機的CAE仿真，量化分析了陀螺力矩對前輪擺振的影響。結果表明，調整車輪外傾角和前束角的變化率及其匹配關系，可解決陀螺效應引起的前輪擺振問題。

雙橫臂獨立懸架;前輪擺振;陀螺效應

前言

前輪擺振是普遍出現在汽車上的一個相當復雜的振動現象，它對整車的操縱穩(wěn)定性、舒適性、安全性和輪胎與導向機構部件的疲勞壽命均產生巨大的影響。

文獻［1］～文獻［5］中從車輪平衡精度、轉向系統(tǒng)、懸架的剛度與阻尼、輪胎的側偏剛度和前輪定位參數等方面，多角度分析了前輪擺振的影響因素。文獻［6］中提出了強迫性擺振、自激性擺振、模型參數識別和高速擺振的幾個主要研究發(fā)展方向?？偟膩碚f，前輪擺振的研究越來越聚焦于微觀，越來越深入，但對于宏觀的陀螺效應有可能產生擺振的研究僅僅停留在非獨立懸架結構。文獻［2］、文獻［7］和文獻［8］中均闡述了將陀螺效應引入整體橋來討論前輪擺振問題，但至今未見到獨立懸架引入陀螺效應的研究。

本文中通過比較兩款同樣結構形式的雙橫臂獨立懸架，引入陀螺效應理論，應用ADAMS軟件建立仿真模型，通過仿真計算了兩款懸架的陀螺力矩，分析了其中一款懸架易出現前輪擺振的根本原因，提出了一種通過調整懸架參數瞬態(tài)變化量解決陀螺效應引起前輪擺振的方法。

1 前懸架陀螺效應的力學公式推導

1.1 懸架結構的說明簡圖

圖1為汽車雙橫臂式獨立懸架結構簡圖，該系統(tǒng)由5個構件組成，1為車架，2為下控制臂，3為雙橫臂獨立懸架的轉向節(jié)，4為轉向橫拉桿，5為上控制臂。

圖1 雙橫臂獨立懸架空間結構示意圖

1.2 前懸架引入陀螺效應的經典理論推導結果

基于陀螺效應的理論，以左前輪為例建立如圖2所示的理論分析模型，以主銷軸線與車輪旋轉軸線交點為坐標原點(當車輪旋轉軸線與主銷處于異面直線狀態(tài)時，把主銷軸線沿著X軸平移，對分析過程沒有影響，對結果僅僅增加一個當量折算系數即可)，建立如圖2所示的空間三維坐標系。

圖2輪胎受力與主銷位置關系及陀螺效應模型示意圖

圖2 中，主銷軸線AO延長交地面于R點。

主銷內傾角α=∠BOC;主銷后傾角β=∠ODE;主銷與x軸夾角δ=∠AOE。令OC=1，則t

同理，主銷與z軸夾角θ=∠AOC，則

車輪旋轉軸線擺動方向和車輪旋轉方向決定了圖2中的Mz，Mx，ωx和ωz矢量方向。

陀螺效應:旋轉的陀螺軸線在水平位置，其一端被支撐時，此陀螺軸即繞垂直軸緩慢的轉動。此轉動即為進動，此力矩即為陀螺效應進動力矩，簡稱陀螺力矩。陀螺效應的現象實質就是角動量定理的一個具體應用。陀螺力矩為

式中:J為車輪對其旋轉軸線的轉動慣量;為車輪旋轉軸線的角速度;v為車輛前進行駛速度;R為車輪作用半徑。

陀螺力矩、車輪軸線擺動和車輪的旋轉方向符合右手定則(等同于“追矩理論”)。

由于陀螺效應作用，當車輪上下跳動時，外傾角的變化率會產生繞Z軸的陀螺力矩Mz，前束角的變化率會產生繞X軸的陀螺力矩Mx。將這兩個力矩全部向主銷OA上進行投影求矢量和，該力矩即為這個陀螺力矩對主銷產生的旋轉力矩。公式具體推導如下:

式中:γ為車輪外傾角;Φ為車輪前束角;Moa1為兩個陀螺力矩向主銷投影的軸向分量和;Moa2為兩個陀螺力矩向主銷投影的法向分量和o將式(1)、式(2)、式(6)和式(7)代入式(4)得

把式(1)、式(2)、式(6)和式(7)代入式(5)得

Moa2作用在主銷上，與主銷支反力平衡，對擺振不會產生直接影響。但是Moa1作用在車輪上，驅動車輪繞主銷旋轉，即為陀螺效應引起前輪擺振的激勵源。

根據式(3)和式(8)可知:旋轉的車輪加上車輪軸線的擺動就一定產生動態(tài)的陀螺力矩，二者缺一不可。車輪跳動一定引起車輪旋轉軸線的擺動，車輪跳動的快慢直接影響陀螺力矩的大小。所以車輪上下跳動周期性的變化，就產生同頻率的陀螺力矩，其振幅與車輪跳動時車輪旋轉軸線擺動角速度的大小成正比。

陀螺力矩的方向與車輪的旋轉方向和車輪旋轉軸線的擺動方向相關，其方向可以通過右手定則或者是通過“追矩理論”來判斷?？梢娫谄囆旭傔^程中，輪胎向上跳動和向下跳動會產生方向相反的陀螺力矩，該力矩對整車轉向運動趨勢的影響分為如下3種情況。

(1)當汽車的左右前輪同時受到同向垂直跳動激勵時，左右車輪的陀螺力矩與車輪跳動的頻率相同，左右車輪的陀螺力矩相位差180°，方向相反，故陀螺效應產生的整車轉向力矩等于二者之差。在理想狀態(tài)下，由于整車的左右對稱、激勵對稱，因此產生的左右陀螺力矩大小相等，方向相反，對整車的轉向運動趨勢無影響。

(2)當汽車左右前輪同時受到反向垂直跳動激勵時，左右車輪的陀螺力矩與車輪跳動的頻率相同，左右車輪的陀螺力矩相位相同，方向相同，陀螺效應產生的整車轉向力矩等于二者之和。

(3)當汽車單輪受到垂向跳動激勵時，陀螺效應產生的整車轉向力矩等于單側的陀螺力矩。

2 仿真模型的建立與CAE仿真分析

2.1 雙橫臂獨立懸架Adams仿真模型的建立

依據圖表1數據，應用ADAMS軟件建立兩個雙橫臂式獨立懸架動力學模型，如圖3所示。

表1 雙橫臂獨立懸架與陀螺效應相關的硬點坐標

圖3 雙橫臂式懸架動力學分析模型

CAE模型上擺臂和下擺臂的內端通過橡膠襯套與車架連接，外端通過球鉸鏈與轉向節(jié)連接;轉向橫拉桿外端通過球鉸鏈與轉向節(jié)相連，內端通過等速萬向節(jié)鉸鏈與齒輪齒條轉向器連接件相連;轉向節(jié)通過轉動鉸鏈與車輪連接;減振器上端與車架連接，下端與下擺臂通過橡膠襯套連接。

2.2 雙橫臂獨立懸架仿真模型計算結果分析

汽車高速行駛(100～120km/h)時前輪擺振，懸架跳動范圍較小(取±25mm)。圖4為該工況下A和B懸架同向跳動時外傾角與前束角的變化曲線。

圖4A和B懸架外傾角、前束角與車輪跳動曲線

由圖4可以看出:(1)A懸架外傾角和前束角均是單調遞減函數，它們隨著車輪抬高而減小，其中外傾角變化較快，前束角變化較慢，根據上述理論可以判定，外傾角和前束角產生的陀螺力矩在主銷軸線上的投影方向相同，處于數值增大的疊加狀態(tài);(2) B懸架的外傾角變化較平緩，車輪跳動量從－25到9mm區(qū)間傾角單調遞增，從9到25mm區(qū)間為單調遞減，車輪跳動量為9mm時，外傾角達最大值，稱該點為極值點，前束角為單調遞減，因此在極值點的左側，B懸架的外傾角和前束角的陀螺力矩在主銷軸線上的投影方向相反，處于相互抵消數值減少的狀態(tài)，在極值點的右側處于疊加增大狀態(tài)，優(yōu)化調整極值點的位置可使整車在高速工況，懸架的跳動工作區(qū)域內交變的陀螺力矩最小。

圖5為A和B懸架陀螺力矩系數變化曲線，它是根據外傾角和前束角的變化量，按照式(8)計算出的相對結果。在懸架跳動周期相同的情況下，A和B懸架在車輪處于平衡位置的瞬間陀螺力矩系數分別為－21.22和2.49，正負號僅僅表示陀螺力矩方向相反。該結果表明在同樣條件下A懸架產生的陀螺力矩為B懸架的8.52倍，即A懸架在車輪上下跳動時，產生的繞主銷旋轉的驅動激勵力矩為B懸架的8.52倍。也即A懸架的擺振能量約比B懸架大8倍。

圖5A和B懸架陀螺力矩系數變化曲線圖

2.3 陀螺力矩對雙橫臂獨立懸架前輪擺振的影響分析

由文獻［9］可知:

式中:ζ為相對阻尼系數;v為車輛前進行駛速度;l為整車軸距;C1為前輪側偏剛度系數(側偏剛度與軸荷之比);C2為后輪側偏剛度系數(側偏剛度與軸荷之比)。

高速行駛的汽車，陀螺力矩的能量，再疊加上其它促使前輪繞主銷旋轉的激勵能量(車輪不平衡力和力矩，地面的激勵，輪胎的自激振動等)共同驅動前輪繞主銷往復振動。由式(10)可知:轉向系統(tǒng)的相對阻尼系數隨著車速的升高而減小;轉向盤小轉角范圍又是整個轉向系統(tǒng)的低剛度、低阻尼區(qū)域［9］。因此這個往復振動很容易克服轉向系統(tǒng)的剛度和阻尼向上傳遞到轉向盤，造成轉向盤的切向角振動，即產生擺振。

上述推導的陀螺力矩公式和CAE仿真結果表明:A懸架由于本身結構產生的陀螺力矩比B懸架大，具有比較大的擺振能量，所以在整車的高速行駛過程中，很容易滿足擺振模態(tài)的觸發(fā)條件，產生擺振。此時，即使輪胎動不平衡量為零，裝配A懸架的車輛仍然會出現前輪擺振，與此相反，即使裝配輪胎動平衡量有點超差的B懸架，在具體使用過程中也不易出現前輪擺振現象。

可見，降低陀螺效應引起的擺振能量就能有效降低前輪擺振的故障發(fā)生率，能夠徹底解決以陀螺效應作為主要原因的前輪擺振。

3 結論

通過調整與陀螺效應相關的懸架和轉向系統(tǒng)硬點，可降低雙橫臂獨立懸架的陀螺效應而產生的擺振能量。調整硬點的依據準則如下:

(1)降低懸架上下跳動過程中前輪外傾角和前束角的變化率;

(2)在滿足懸架性能的基礎上調整外傾角和前束角的變化趨勢，使二者產生的陀螺力矩在主銷軸線上的分量方向相反，相互抵消，達到減弱陀螺效應的不良影響。

參考資料

［1］賀麗娟，林逸．汽車操縱穩(wěn)定性與前輪擺振的非線性仿真分析［J］．汽車工程，2007，29(5):389－392．

［2］秦浩董，笑鵬．淺析汽車前輪擺振問題的非故障原因［J］．農業(yè)裝備與車輛工程，2008(9):27－28．

［3］賀麗娟，李欣業(yè)，等．非獨立懸架車輛自激擺振的數值仿真分析［J］．計算機仿真，2008，25(2):269－273．

［4］林逸，賀麗娟．汽車前輪擺振非線性研究綜述［J］．農業(yè)機械學報，2007，38(11):174－177．

［5］李欣業(yè)，賀麗娟，董正身，等．解放CA10型載貨汽車前輪擺振的數值仿真研究［J］．汽車工程，2004，26(5):585－587．

［6］李勝，林逸．汽車轉向輪擺振研究［J］．汽車技術，2004(11):16－19．

［7］小林明．汽車振動學［M］．北京:機械工業(yè)出版社，1976．

［8］張楠，張建潤，孫蓓蓓，等．汽車振動與噪聲控制［M］．北京:人民交通出版社，2005．

［9］郭孔輝．汽車操縱動力學［M］．長春:吉林科學技術出版社，1991．

A Dynamics Study on Front Wheel Shimmy and Gyroscopic Effect in Double Wishbone Suspension

Li Zhonghao
Beijing Automotive Technology Center，Beijing101300

By applying classical mechanics theory，the gyro effect is introduced into the dynamic model of double wishbone suspension，and combined with CAE simulation of virtual prototype，the effects of gyro torque on front wheel shimmy is quantitatively analyzed．The results show that through the adjustment of the changing rates of wheel camber and toe and their matching relationship，the issue of front wheel shimmy caused by gyro effect can be resolved．

double wishbone independent suspension;front wheel shimmy;gyroscope effect

10．19562/j．chinasae．qcgc．2017．06．014

原稿收到日期為2016年6月7日，修改稿收到日期為2016年8月31日。

李中好，高級工程師，E-mail:lizhonghaolzh@163．com。