貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器最優(yōu)阻尼系數(shù)的設(shè)計方法
【技術(shù)領(lǐng)域】
[0001] 本發(fā)明設(shè)及貨車前輪擺振系統(tǒng)，特別是貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器最優(yōu)阻尼系 數(shù)的設(shè)計方法。
【背景技術(shù)】
[0002] 橫向減振器能夠有效抑制貨車高速行駛時的前輪擺振運動，顯著改善車輛的行駛 平順性、安全性及操縱穩(wěn)定性。然而，由于貨車前輪擺振系統(tǒng)屬于多自由度振動系統(tǒng)，對其 進行動力學(xué)分析計算非常復(fù)雜，據(jù)所查閱資料可知，目前國內(nèi)、外對于貨車前輪擺振系統(tǒng)橫 向減振器阻尼系數(shù)的設(shè)計，一直未能給出可靠的解析設(shè)計方法，大都是采用實驗、Matlab/ Simulink建模仿真或Adams多體動力學(xué)軟件建模仿真的方法對其進行設(shè)計，盡管該方法可 得到比較可靠的仿真數(shù)值，使車輛具有較好的動力性能，然而，由于該方法需要進行計算機 建模優(yōu)化設(shè)計和計算，很難讓減振器工程設(shè)計人員掌握，此外，該方法不能夠提供精確的解 析計算式，不能實現(xiàn)解析設(shè)計，更不能滿足貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器CAD軟件開發(fā)的 要求。隨著車輛行駛速度的不斷提高，人們對車輛行駛穩(wěn)定性和安全性提出了更高的設(shè)計 要求，因此，必須建立一種精確、可靠的貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器最優(yōu)阻尼系數(shù)的設(shè)計 方法，滿足貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器設(shè)計的要求，提高產(chǎn)品設(shè)計水平和質(zhì)量，提高車輛 行駛平順性和安全性；同時，降低設(shè)計及試驗費用，加快產(chǎn)品開發(fā)速度。

【發(fā)明內(nèi)容】

[0003]針對上述現(xiàn)有技術(shù)中存在的缺陷，本發(fā)明所要解決的技術(shù)問題是提供一種簡便、 可靠的貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器最優(yōu)阻尼系數(shù)的設(shè)計方法，其設(shè)計流程圖如圖1所 示；貨車前輪擺振系統(tǒng)=自由度行駛振動模型的前輪擺振系統(tǒng)圖如圖2所示，貨車前輪擺 振系統(tǒng)S自由度行駛振動模型的前橋簡化系統(tǒng)圖如圖3所示。
[0004] 為了解決上述技術(shù)問題，本發(fā)明所提供的貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器最優(yōu)阻尼 系數(shù)的設(shè)計方法，其特征在于采用W下設(shè)計步驟：
[0005] (1)確定前輪擺振系統(tǒng)赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)的特征行列式：
[000引根據(jù)轉(zhuǎn)向橫拉桿當(dāng)量角剛度Ki，前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向柱當(dāng)量角剛度而;轉(zhuǎn)向橫拉桿 等效角阻尼。，轉(zhuǎn)向柱等效角阻尼C3;待設(shè)計橫向減振器的阻尼系數(shù)C;車輛懸架系統(tǒng)垂向 剛度K2,減振器等效阻尼系數(shù)C2;輪胎垂向剛度Kt，側(cè)向剛度P，側(cè)偏剛度k，機械拖矩0 ; 左、右前輪繞主銷的轉(zhuǎn)動慣量I，車輪繞自身軸線的轉(zhuǎn)動慣量1?，前橋繞側(cè)傾軸線的轉(zhuǎn)動慣 量J;轉(zhuǎn)向節(jié)的臂長di，梯形臂的臂長d2,橫向減振器的擺臂T，前懸架兩彈黃中屯、之間的距 離Bf，主銷中屯、到車輪中屯、平面的距離L輪距B，車輪半徑R;主銷后傾角a;輪胎滾動阻 力系數(shù)f;車輛行駛速度V;利用貨車前輪擺振系統(tǒng)S自由度行駛振動模型，W左前輪的擺 振角0 1、右前輪的擺振角0 2，車身的側(cè)傾角為坐標，確定前輪擺振系統(tǒng)赫爾維茨穩(wěn)定性 判據(jù)的特征行列式，即：
[0007]
[0011] (2)確定赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)特征行列式的特征方程式：
[0012] 根據(jù)步驟（1)中所確定的特征行列式D(s)，將其展開，確定赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù) 特征行列式的特征方程式，即：

[0027] 做橫向減振器最小臨界阻尼系數(shù)Cmi。的設(shè)計：
[0028] 根據(jù)步驟（2)中所確定的特征方程式，利用赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)及貨車前輪擺振 系統(tǒng)穩(wěn)定性的臨界條件，求解關(guān)于C的行列式方
的正 實數(shù)根，便可得到橫向減振器的最小臨界阻尼系數(shù)Cmm;
[0029] (4)橫向減振器最大臨界阻尼系數(shù)Cmax的設(shè)計：
[0030] 根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比V液壓助力轉(zhuǎn)向器作用力Fh，轉(zhuǎn)向盤角速度咬.，輪胎與 底面積間的滑動摩擦系數(shù)fg，轉(zhuǎn)向軸負荷G，輪胎氣壓P，橫向減振器的擺臂T，及轉(zhuǎn)向橫拉 桿到主銷的力臂長度d3,利用輪胎原地轉(zhuǎn)向阻力、橫向減振器阻尼力和液壓助力轉(zhuǎn)向器力 之間的關(guān)系，對橫向減振器的最大臨界阻尼系數(shù)CmJi行設(shè)計，即：
[0031]
[0032] (5)橫向減振器最優(yōu)阻尼系數(shù)C的設(shè)計：
[0033] 根據(jù)步驟（3)中所確定的橫向減振器的最小臨界阻尼系數(shù)Cmi。，及步驟（4)中確定 的橫向減振器的最大臨界阻尼系數(shù)Cm。、，利用黃金分割原理，對橫向減振器的最優(yōu)阻尼系數(shù) C進行設(shè)計，即：
[0034] C=Cmin+ (1-0. 618) (Cmax-CmJ。
[0035] 本發(fā)明比現(xiàn)有技術(shù)具有的優(yōu)點：
[0036] 由于貨車前輪擺振系統(tǒng)屬于多自由度振動系統(tǒng)，對其進行動力學(xué)分析計算非常復(fù) 雜，據(jù)所查閱資料可知，目前國內(nèi)、外對于貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器阻尼系數(shù)的設(shè)計， 一直未能給出可靠的解析設(shè)計方法，大都是采用實驗、Matl油/Simulink建模仿真或Adams多體動力學(xué)軟件建模仿真的方法對其進行設(shè)計，盡管該方法可得到比較可靠的仿真數(shù)值， 使車輛具有較好的動力性能，然而，由于該方法需要進行計算機建模優(yōu)化設(shè)計和計算，很難 讓減振器工程設(shè)計人員掌握，此外，該方法不能夠提供精確的解析計算式，不能實現(xiàn)解析設(shè) 計，更不能滿足貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器CAD軟件開發(fā)的要求。
[0037] 本發(fā)明通過利用赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)，計算得到橫向減振器的最小臨界阻尼系 數(shù)，并根據(jù)輪胎原地轉(zhuǎn)向阻力、橫向減振器阻尼力和液壓助力轉(zhuǎn)向器力之間的關(guān)系，計算得 到橫向減振器的最大臨界阻尼系數(shù)，然后，利用黃金分割原理，設(shè)計得到橫向減振器的最優(yōu) 阻尼系數(shù)。通過設(shè)計實例及Matl油/Simulink仿真驗證可知，該方法可得到準確可靠的橫 向減振器的最優(yōu)阻尼系數(shù)設(shè)計值，為貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器最優(yōu)阻尼系數(shù)的設(shè)計提 供了可靠的設(shè)計方法。利用該方法，不僅可提高橫向減振器的設(shè)計水平和質(zhì)量，提高貨車高 速行駛的穩(wěn)定性和安全性；同時，還可降低設(shè)計及試驗費用，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期。
【附圖說明】
[0038] 為了更好地理解本發(fā)明下面結(jié)合附圖做進一步的說明。
[0039]圖1是貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器阻尼系數(shù)設(shè)計方法的設(shè)計流程圖；
[0040] 圖2是貨車前輪擺振系統(tǒng)S自由度行駛振動模型的前輪擺振系統(tǒng)圖；
[0041]圖3是貨車前輪擺振系統(tǒng)S自由度行駛振動模型的前橋簡化系統(tǒng)圖。 具體實施方案
[0042] 下面通過一實施例對本發(fā)明做進一步詳細說明。
[004引某貨車的轉(zhuǎn)向橫拉桿當(dāng)量角剛度Ki= 49.IkN.m/rad，前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向柱當(dāng)量角 剛度而=30. 41kN.m/rad;轉(zhuǎn)向橫拉桿等效角阻尼Ci= 30N.m.s/rad，轉(zhuǎn)向柱等效角阻尼03 =70N.m.s/rad;懸架系統(tǒng)垂向剛度K2= 6. 06kN.s/m，減振器等效阻尼系數(shù)C2= 1. 72kN. s/m;輪胎垂向剛度Kt= 850kN/m，側(cè)向剛度P= 190kN/m，側(cè)偏剛度k= 94kN.m/rad，機械 拖矩P=0.06m;左、右前輪繞主銷的轉(zhuǎn)動慣量I= 20kg.m2,車輪繞自身軸線的轉(zhuǎn)動慣量 1"= 12. 9化g.m2,前橋繞側(cè)傾軸線的轉(zhuǎn)動慣量J= 31. 88kg.m2;轉(zhuǎn)向節(jié)的臂長d1= 0. 85m， 梯形臂的臂長d2=Im，橫向減振器的擺臂T= 0. 15m，前懸架兩彈黃中屯、之間的距離Bf= 0. 74m，主銷中屯、到車輪中屯、平面的距離L= 0. 07m，輪距B= 1. 608m，車輪半徑R= 0. 48m; 主銷后傾角a=0.012rad;輪胎與底面積間的滑動摩擦系數(shù)t=0.7,輪胎滾動阻力系數(shù) f= 0. 015 ;轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比i"= 16,轉(zhuǎn)向盤角速度或:=6.25rad、液壓助力轉(zhuǎn)向器作用 力Fh= 3500N，轉(zhuǎn)向軸負荷G= 6000N，輪胎氣壓P= 0. 25MPa，轉(zhuǎn)向橫拉桿到主銷的力臂長 度d3= 0. 18m，橫向減振器的擺臂T= 0. 15m;待設(shè)計橫向減振器的阻尼系數(shù)為C。該貨車 前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器阻尼系數(shù)設(shè)計所要求的車輛行駛速度V= 70km/h，對該貨車前輪 擺振系統(tǒng)橫向減振器的最優(yōu)阻尼系數(shù)進行設(shè)計。
[0044] 本發(fā)明實施例所提供的貨車前輪擺振系統(tǒng)橫向減振器最優(yōu)阻尼系數(shù)的設(shè)計方法， 其設(shè)計流程圖如圖1所示，貨車前輪擺振系統(tǒng)=自由度行駛振動模型的前輪擺振系統(tǒng)圖如 圖2所示，貨車前輪擺振系統(tǒng)=自由度行駛振動模型的前橋簡化系統(tǒng)圖如圖3所示，具體步 驟如下：
[0045] (1)確定前輪擺振系統(tǒng)赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)的特征行列式：
[0046] 根據(jù)轉(zhuǎn)向橫拉桿當(dāng)量角剛度Ki= 49.IkN.m/rad，前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向柱當(dāng)量角剛 度而二30. 41kN.m/rad;轉(zhuǎn)向橫拉桿等效角阻尼C1= 30N.m.s/rad，轉(zhuǎn)向柱等效角阻尼C3 =70N.m.s/rad;待設(shè)計橫向減振器的阻尼系數(shù)C;車輛懸架系統(tǒng)垂向剛度K2= 6. 06kN. s/m，減振器等效阻尼系數(shù)C2= 1. 72kN.s/m;輪胎垂向剛度Kt= 850kN/m，側(cè)向剛度P= 190kN/m，側(cè)偏剛度k= 94kN.m/rad，機械拖矩P= 0. 06m;左、右前輪繞主銷的轉(zhuǎn)動慣量 I= 20kg.m2,車輪繞自身軸線的轉(zhuǎn)動慣量1"= 12. 9化g.m2,前橋繞側(cè)傾軸線的轉(zhuǎn)動慣量J =31. 88kg.m2;轉(zhuǎn)向節(jié)的臂長d1= 0. 85m，梯形臂的臂長d2=Im，橫向減振器的擺臂T= 0. 15m，前懸架兩彈黃中屯、之間的距離Bf= 0.74m，主銷中屯、到車輪中屯、平面的距離L= 0. 07m，輪距B= 1. 608m，車輪半徑R= 0. 48m;主銷后傾角a= 0. 〇12rad;輪胎滾動阻力 系數(shù)f= 0. 015 ;車輛行駛速度V= 70km/h;利用貨車前輪擺振系統(tǒng)S自由度行駛振動模 型，^左前輪的擺振角0 1、右前輪的擺振角0 2，車身的側(cè)傾角為坐標，確定前輪擺振系 統(tǒng)赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)的特征行列式，即：
[0047]
[0051] (2)確定赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)特征行列式的特征方程式：
[0052] 根據(jù)步驟（1)中所確定的特征行列式D(s)，將其展開，確定赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù) 特征行列式的特征方程式，即：

[0067] 做橫向減振器最小臨界阻尼系數(shù)Cmi。的設(shè)計：
[0068] 根據(jù)步驟（2)中所確定的特征方程式，利用赫爾維茨穩(wěn)定性判據(jù)及貨車前輪擺振 系統(tǒng)穩(wěn)定性的臨界條件，求解關(guān)于C的行列式方程
的正 實數(shù)根，可得到橫向減振器的最小臨界阻尼系數(shù)Cmm= 1952. 622N.s/m;
[0069] (4)橫向減振器最大臨界阻尼系數(shù)Cmax的設(shè)計：
[0070] 根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比i?= 16,液壓助力轉(zhuǎn)向器作用力Fh= 3500N，轉(zhuǎn)向盤角 速度巧放泌s:，輪胎與底面積間的滑動摩擦系數(shù)f,= 0. 7,轉(zhuǎn)向軸負荷G= 6000N，輪 胎氣壓P= 0. 25MP