1 前言
隨著現(xiàn)代汽車車速的提高，操縱穩(wěn)定性的研究變得越來越重要。汽車的操縱穩(wěn)定性歷來是汽車性能中非常重要的一個(gè)問題，它涉及的時(shí)間比較長，涉及的方方面面的因素比較多，也比較復(fù)雜。
按傳統(tǒng)的方法對(duì)新車的操縱穩(wěn)定性進(jìn)行研究時(shí)，需要從設(shè)計(jì)完成到整車研制，然后試驗(yàn)，試驗(yàn)總結(jié)出來的問題反饋到設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)通過計(jì)算、更改后，然后再試驗(yàn)，將大大延長整車的開發(fā)周期，不利于整車的開發(fā)。
針對(duì)此種弊端，我公司引進(jìn)了MDI 公司的ADAMS 軟件。該軟件通過簡化整車的數(shù)學(xué)模型，通過轉(zhuǎn)向盤輸入駕駛員對(duì)車輛的各種操縱控制，計(jì)算出系統(tǒng)對(duì)輸入的響應(yīng)，來模擬整車的操縱穩(wěn)定性。由于計(jì)算機(jī)的可重復(fù)性，不同的方案模擬所花費(fèi)的時(shí)間較短，可快速調(diào)整各種設(shè)計(jì)方案，因此該方法日益被人們采用。
哈飛公司生產(chǎn)的HFJ6351A 微型客車在天津汽車研究技術(shù)中心進(jìn)行了操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果表明穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性、轉(zhuǎn)向輕便性、轉(zhuǎn)向回正、蛇行試驗(yàn)均通過了測試。
為了更好的進(jìn)行研究開發(fā)，并通過對(duì)原有的技術(shù)進(jìn)行消化吸收，本文將應(yīng)用ADAMS 軟件中AVIEW模塊對(duì)HFJ6351A 微型客車建立模型，進(jìn)行轉(zhuǎn)向回正特性仿真分析，以利于與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)照分析，找出問題的所在及產(chǎn)生的原因，便于問題的解決。
通過本文對(duì)整車操縱穩(wěn)定性之轉(zhuǎn)向回正的初步模擬，意在探索如何利用ADAMS 軟件在模擬的過程及結(jié)果反映出來的問題及時(shí)修改，以提高整車的開發(fā)進(jìn)度，加快汽車的更新?lián)Q代。
2 整車相關(guān)參數(shù)對(duì)操穩(wěn)性的影響
對(duì)整車操縱穩(wěn)定性影響的參數(shù)有很多，其中，載荷、車速及輪胎影響最大。
2.1 汽車質(zhì)心位置的影響
汽車質(zhì)心位置、質(zhì)量和橫擺慣性矩隨載荷的變化而改變，這些參數(shù)影響行駛特性。汽車質(zhì)心高度升高，不足轉(zhuǎn)向特性有明顯增強(qiáng)的趨勢，但是，在汽車最大總質(zhì)量狀態(tài)下，由于汽車質(zhì)心高度的升高，由不足轉(zhuǎn)向向過度轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)變的轉(zhuǎn)折點(diǎn)（中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)）所對(duì)應(yīng)的橫向加速度值也相應(yīng)下降，因此，有可能過早地出現(xiàn)過度轉(zhuǎn)向特性。
2.2 載荷的影響
行駛在路面上載荷大的車輪的側(cè)向力要比載荷小的車輪相對(duì)要小些，載荷大的車軸需要有較大的側(cè)偏角。當(dāng)整車軸荷向前軸轉(zhuǎn)移時(shí)，汽車不足轉(zhuǎn)向特性明顯增強(qiáng)。
汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)，由于側(cè)向力的作用，外輪負(fù)荷增大，內(nèi)輪負(fù)荷減小，引起了負(fù)荷轉(zhuǎn)移。由于車身側(cè)傾，使左右車輪的軸載質(zhì)量發(fā)生轉(zhuǎn)移，結(jié)果產(chǎn)生附加轉(zhuǎn)角。
3 輪胎的影響
輪胎的側(cè)偏特性對(duì)汽車的不足—過度轉(zhuǎn)向特性影響很大，而縱向力和垂直載荷對(duì)輪胎的側(cè)偏特性影響很大。由輪胎的側(cè)偏理論可知，同一側(cè)向力，當(dāng)輪荷較大時(shí)對(duì)應(yīng)的側(cè)偏角較小，當(dāng)縱向力較大時(shí)對(duì)應(yīng)的側(cè)偏角較大。
由于整車模型很復(fù)雜，需要進(jìn)行相關(guān)的簡化，才能進(jìn)行應(yīng)用。數(shù)學(xué)模型的簡化步驟如下。
(1) 簡化模型的假設(shè)不考慮發(fā)動(dòng)機(jī)及傳動(dòng)系統(tǒng)，前、后懸架均為左右對(duì)稱。
(2) 輸入整車需要建立的模型的坐標(biāo)值。
(3) 建立前、后懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的零部件模型，并輸入關(guān)鍵部件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等數(shù)據(jù)。
(4) 輸入各部件之間的運(yùn)動(dòng)鉸鏈。
(5) 調(diào)整前、后懸架的剛度、阻尼，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動(dòng)比等參數(shù)，然后進(jìn)行整車運(yùn)動(dòng)模擬。
4 整車參數(shù)
在建立數(shù)模時(shí)整車參數(shù)的選取至關(guān)重要，這是建立正確數(shù)模的前提，本文整車參數(shù)來源于三個(gè)途徑，其一，參考整車圖樣；其二，通過試驗(yàn)測量；其三；采用有關(guān)的經(jīng)驗(yàn)公式。
4.1 整車有關(guān)參數(shù)
HFJ6351A 微型客車整車技術(shù)參數(shù)如下：
4.2 通過計(jì)算得來的數(shù)據(jù)
由于試驗(yàn)條件及環(huán)境所限，有些數(shù)據(jù)如整車轉(zhuǎn)動(dòng)慣量很難獲取，因此，一般情況下，通過經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算得到。
整車質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Jx、Jy、Jz 是汽車?yán)@質(zhì)心處X 軸、Y 軸、Z 軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，質(zhì)心處的XYZ 軸與原點(diǎn)處的XYZ 軸相平行，方向保持一致。
計(jì)算轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的經(jīng)驗(yàn)公式：
J z = TW ×WH / (Kz ×M )
J x = (RH + Hg )×TW / (Kx ×M)
J y = (RH + Hg)×WH / (Ky ×M)
式中 TW——輪距（m）；
WH——軸距（m）；
M——汽車質(zhì)量（kg）；
RH——車頂離地高度（m）；
Hg——汽車質(zhì)心高度（m）；
L——汽車總長（m）；
Kx、Ky、Kz——轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的近似值常數(shù)。其中，Kx=9.4212，Ky=4.2193，Kz=2.2048。
因此，運(yùn)用上述計(jì)算公式可以計(jì)算出汽車在空、滿載狀態(tài)下的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（kg﹒㎡）。
在空載狀態(tài)下轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為Jx=289.3 ，Jy=1859.1，Jz=965.6；
在滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為Jx=478.53 ，Jy=3075.34，Jz=1566.14。
5 整車多體模型的建立
5.1 麥克弗遜式前懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
汽車前懸架采用麥克弗遜式獨(dú)立懸架，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，如圖5.1 所示根據(jù)實(shí)際懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，抽象出前懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分析模型，左、右懸架對(duì)稱。整個(gè)前懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)包括：擺臂（2 個(gè)）、轉(zhuǎn)向節(jié)（2 個(gè)）、轉(zhuǎn)向橫拉桿（2 個(gè)），減振器上半部分（2 個(gè)），減振器下半部分（2 個(gè)），中央搖臂（1 個(gè)），斜拉桿（1 個(gè)），轉(zhuǎn)向下軸（1 個(gè)）、轉(zhuǎn)向上軸（1 個(gè)），轉(zhuǎn)向盤（1 個(gè)）、轉(zhuǎn)向齒條（1 個(gè)），車身（1 個(gè)），縱拉桿、橫向穩(wěn)定桿采用ADAMS 軟件中的離散體（ DISCRETE FLEXIBLE LINK）概念，將橫向穩(wěn)定桿及縱拉桿進(jìn)行離散化，分成幾小塊，塊（剛體）與塊連接處用BEAM 梁來連接，BEAM梁的剛度、 阻尼矩陣由ADAMS 軟件根據(jù)截面形狀及材質(zhì)自動(dòng)計(jì)算得出，這里橫向穩(wěn)定桿分成三個(gè)物體，每個(gè)物體由8 小塊組成，共24 塊?？v拉桿由8 小塊柔性體組成，共57 個(gè)物體組成。其中減振器上半部分通過球形鉸鏈與車身相接，它相對(duì)車身可進(jìn)行前后左右兩個(gè)方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。轉(zhuǎn)向節(jié)通過圓柱鉸與減振器上半部分相連，它相對(duì)減振器上半部分可進(jìn)行軸向移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)。擺臂一端通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與車身相連，使其可相對(duì)車身上下擺動(dòng)，另一端通過球形鉸鏈與轉(zhuǎn)向節(jié)相連。轉(zhuǎn)向橫拉桿一端通過球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)相連，另一端通過萬向節(jié)鉸鏈與中央搖臂相連，中央搖臂另一端通過球鉸與斜拉桿相連，約束了其繞自身軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)。中央搖臂中心軸通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與車體相連，斜拉桿與齒輪齒條通過萬向節(jié)鉸鏈相連，轉(zhuǎn)向下軸通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈與車身相連，轉(zhuǎn)向上軸與轉(zhuǎn)向盤通過固定鉸鏈相連，并與車身通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈相連，轉(zhuǎn)向上下軸通過耦合來連接，轉(zhuǎn)向齒條通過移動(dòng)鉸與車身相連，它可相對(duì)車身斜向移動(dòng)，轉(zhuǎn)向下軸與齒輪齒條通過耦合來連接。
5.2 鋼板彈簧后懸架
后懸架采用鋼板彈簧非獨(dú)立懸架。如圖5.2 為后懸架系統(tǒng)的分析模型，右懸架和左懸架完全對(duì)稱。整個(gè)懸架包括：車身（1 個(gè)）、后橋（1 個(gè)）、吊耳（2 個(gè)）、左右半軸（2 個(gè)）以及主簧、副簧（單側(cè)22個(gè)，共44 個(gè)）共50 個(gè)物體組成。其中主簧第一片第一段通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與吊耳相連，吊耳通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與車身相連，主簧第一片最后一段通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與吊耳相連，板簧片與片之間通過IMPACK 鉸鏈相連，板簧中間盒形件與后橋通過相連，左右半軸通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與后橋鉸鏈相連，主減速器與后橋通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈相連，該鉸鏈與半軸鉸鏈耦合。
5.3 整車多體系統(tǒng)模型
該模型主要用于轉(zhuǎn)向回正特性等動(dòng)力學(xué)的仿真分析。其中前懸架采用麥克弗遜獨(dú)立懸架，后懸架采用鋼板彈簧非獨(dú)立懸架?？傮w坐標(biāo)系原點(diǎn)為汽車左右對(duì)稱面和前輪旋轉(zhuǎn)軸線的交點(diǎn)，XYZ 軸的方向如圖5.1、5.2 所示。X 軸平行于地面指向后方，Z 軸指向上方，Y 軸指向行駛方向的右側(cè)。
圖5.1 前懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分析模型
圖5.2 鋼板彈簧后懸架系統(tǒng)分析模型
5.3.1 輪胎模型
使用ADAMS/TIRE 模型時(shí)，需提供相應(yīng)的輪胎特性文件。任一時(shí)刻，輪胎相對(duì)于地面的運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生輪胎變形和側(cè)偏角等運(yùn)動(dòng)信息。由于工廠試驗(yàn)條件及試驗(yàn)設(shè)備所限，所需要的155SR12 輪胎模型的有些參數(shù)參考相近輪胎模型進(jìn)行仿真。
5.3.2 多柔體模型
將含柔性元素的前后懸架模型、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型、輪胎模型與車身組裝成整車多體模型。
該模型由176 個(gè)物體（含地面）、3 個(gè)圓柱餃、12 個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)鉸、11 個(gè)球鉸、3 個(gè)移動(dòng)鉸、13 個(gè)萬向節(jié)鉸鏈、9 個(gè)固定鉸、16 個(gè)在平面鉸鏈、3 個(gè)耦合約束和3 個(gè)運(yùn)動(dòng)學(xué)約束組成。每個(gè)球鉸提供了3 個(gè)約束方程，每個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)鉸提供5 個(gè)約束方程，每個(gè)萬向節(jié)鉸鏈提供4 個(gè)約束方程，每個(gè)圓柱鉸提供4 個(gè)約束方程，每個(gè)移動(dòng)鉸提供5 個(gè)約束方程，每個(gè)固定鉸鏈提供6 個(gè)約束方程。
系統(tǒng)自由度為：
DOF=（176－1）×6－3×4－12×5－11×3－3×5－13×4— 9×6－16×1－3×1－3×1=802
這802 個(gè)自由度包括車身的6 個(gè)自由度，前懸架左右下擺臂的2 個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度和后鋼板彈簧減振器上半部分之間的2 個(gè)軸向移動(dòng)自由度等。如果再加上模型中與車身連接處等橡膠襯套彈性鉸鏈代替剛性鉸鏈而釋放的多個(gè)自由度，則整車自由度遠(yuǎn)不止802 個(gè)。
5.3.3 懸架彈簧剛度驗(yàn)證
進(jìn)行整車操縱穩(wěn)定性分析之前，首先要校核整車參數(shù)的準(zhǔn)確性，尤其是前、后懸架的剛度是否符合HFJ6351A 車的要求，仿真模型與試驗(yàn)車有多大程度的吻合性是保證仿真摸擬能否成功的重要基礎(chǔ)。針對(duì)此，對(duì)前懸架進(jìn)行模擬，其彈簧變形曲線如圖5.3 所示，對(duì)后懸架進(jìn)行仿真模擬，其鋼板彈簧變形曲線如圖5.4 所示。
圖5.3 前懸架彈簧變形曲線 圖5.4 后鋼板彈簧變形曲線
通過以上曲線顯示，前彈簧剛度為34.5N/mm，后鋼板彈簧——主簧剛度為3.7kg/mm，復(fù)合簧剛度為
8.1kg/mm，與圖樣上要求的基本一致。通過如此設(shè)置，從理論上保證了仿真的準(zhǔn)確性。
5.4 整車動(dòng)力學(xué)仿真
轉(zhuǎn)向回正性能是汽車的一項(xiàng)重要性能，因而把轉(zhuǎn)向回正性能作為評(píng)定汽車操縱穩(wěn)定性能中的一項(xiàng)重要內(nèi)容。
本文通過GB/T6323.4－1994 模擬轉(zhuǎn)向回正性能試驗(yàn)，來評(píng)價(jià)汽車轉(zhuǎn)向回正能力的好壞。主要評(píng)定數(shù)據(jù)如下：
（1）穩(wěn)定時(shí)間（回正時(shí)間）：指從松開轉(zhuǎn)向盤的時(shí)刻起，至達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)的過度時(shí)間。
（2）殘留橫擺角速度：指穩(wěn)定狀態(tài)下汽車的橫擺角速度°/s（≤2°）。
轉(zhuǎn)向回正的模擬仿真嚴(yán)格按GB/T6323.4－1994 試驗(yàn)程序沿著如下的軌跡進(jìn)行：直線行駛5s——開始轉(zhuǎn)彎到轉(zhuǎn)向盤開始固定行駛5s——轉(zhuǎn)向盤固定不動(dòng)行駛3s——松開轉(zhuǎn)向盤行駛5s。沿著軌跡行駛的模擬曲線如圖5.5 和圖5.6。
圖5.5 轉(zhuǎn)向回正的運(yùn)動(dòng)軌跡 圖5.6 左轉(zhuǎn)向橫擺角速度與時(shí)間的模擬曲線
從模擬曲線圖5.7 上可以看出，模擬的穩(wěn)定（回正）時(shí)間為1.5s，殘留橫擺角速度為0.716°/s 小于2°/s，這說明該車在低速狀態(tài)下轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向盤撒手時(shí)，汽車能夠回到直線行駛狀態(tài)。
圖5.7 左轉(zhuǎn)向回正時(shí)橫擺角速度與時(shí)間的模擬曲線 圖5.8 左轉(zhuǎn)向橫擺角速度與時(shí)間的試驗(yàn)曲線
6 結(jié)論
此次通過ADAMS 軟件進(jìn)行模擬仿真轉(zhuǎn)向回正等系列試驗(yàn)得到以下結(jié)果：
(1) 可以對(duì)汽車的操縱穩(wěn)定性進(jìn)行模擬仿真試驗(yàn)，在設(shè)計(jì)開發(fā)初期對(duì)整車進(jìn)行模擬，可以及時(shí)發(fā)現(xiàn)問題，加快整車開發(fā)的進(jìn)度。
(2) 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的比較，雖然該微型客車轉(zhuǎn)向回正性能中的殘留橫擺角速度沒有形成波形，但小于2°/s，說明該微型客車具有較好的轉(zhuǎn)向回正性能。
(3) 進(jìn)行整車操縱穩(wěn)定性之轉(zhuǎn)向回正分析時(shí)，整車上很多綜合性因素起作用，如前后軸軸荷分配、整車質(zhì)心、車速、輪胎等，以及整車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)剛度、橡膠襯套的剛度等，這些因素有時(shí)是相互矛盾等，如何搞好這些因素之間的協(xié)調(diào)關(guān)系，對(duì)整車操縱穩(wěn)定性至關(guān)重要。
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（轉(zhuǎn)載）
