车轮不平衡对自卸车行驶平顺性影响的研究*

王登峰，蒋荣超，刘汉光，徐昌城

(1.吉林大学,汽车仿真与控制国家重点实验室，长春 130022；2.徐工集团江苏徐州工程机械研究院，徐州 221004)



2015039

车轮不平衡对自卸车行驶平顺性影响的研究*

王登峰1，蒋荣超1，刘汉光2，徐昌城2

(1.吉林大学,汽车仿真与控制国家重点实验室，长春 130022；2.徐工集团江苏徐州工程机械研究院，徐州 221004)

为了研究由车轮不平衡引起的前轮摆振对重型自卸车行驶平顺性的影响，首先建立了非独立悬架汽车转向轮摆振的数学模型和考虑前轮不平衡的某重型自卸车整车多体动力学模型，并通过实车试验验证了所建整车模型的正确性。接着利用所建模型，对前轮平衡与不平衡两种状态下的整车行驶平顺性进行了仿真。最后，研究了前轮不平衡量对自卸车前轮摆振和整车行驶平顺性的影响，并确定了影响自卸车行驶平顺性的车轮不平衡量限值为10kg·cm，为重型自卸车制造、使用和维护中前轮不平衡量的控制提供技术依据。

自卸车；行驶平顺性；前轮摆振；车轮不平衡

前言

汽车行驶中前转向轮绕其主销持续往复振动的现象称为前轮摆振[1]，根据振动性质可将其分为强迫振动和自激振动，它严重影响汽车的行驶平顺性和操纵稳定性等动力学性能[2-3]。近年来，国内外学者围绕汽车前轮摆振做了大量的理论与试验研究工作，并取得了一些有价值的成果[4-7]。但在上述研究中，多是通过建立前轮摆振力学模型来对其产生机理和影响因素进行分析和探讨，而利用虚拟样机方法从理论上系统研究车轮不平衡对整车行驶平顺影响的报道并不多见。实际上，由于制造误差引起轮胎和轮辋的不平衡，或在使用中轮胎不均匀磨损和轮胎与轮辋重新装配不当导致车轮不平衡等原因，致使车轮不平衡引起的强迫振动型前轮摆振是汽车使用中经常发生的现象。时常有用户反映，由于强迫振动型前轮摆振引起转向盘抖振和驾驶室异常振动，严重影响汽车行驶平顺和用户对车型的满意度。因此，通过理论分析与试验相结合的方法研究车轮不平衡对汽车行驶平顺性的影响，确定车轮不平衡量合理的临界值对自卸车的制造和使用维护均具有重要的理论意义和工程实用价值。

本文中以某国产重型自卸汽车为研究对象，建立考虑车轮不平衡的重型自卸车虚拟样机模型，以驾驶室座椅地板振动加权加速度均方根值为平顺性评价指标，研究车轮不平衡量对重型自卸车行驶平顺性的影响，并通过自卸车行驶平顺性实车试验验证所建整车虚拟样机模型的正确性。并进一步探讨影响重型自卸车行驶平顺性的车轮不平衡量限值，为自卸车制造和使用维护中前轮不平衡量的控制提供技术依据。

1 整车摆振模型的建立

1.1 前轮摆振模型

根据非独立悬架车辆转向和行驶系统的实际结构，对其前转向轮、前桥和转向系进行简化，忽略转向系统中的干摩擦、间隙等非线性因素的影响，暂不考虑车辆的横向振动和前桥绕纵轴线的角振动，建立非独立悬架车辆前转向轮摆振模型如图1所示。

车轮不平衡质量引起的离心惯性力是造成转向轮摆振的主要激励源。假设汽车在水平路面上以车速v直线行驶，车轮不平衡质量为m，车轮受力情况如图2所示。

根据图1建立转向轮摆振的数学模型[8]为

(1)

式中：θ为转向轮绕主销摆振自由度的广义坐标；J为转向轮绕主销摆振的转动惯量；Ks和Cs分别为转向系统提供给转向轮的扭转刚度和扭转阻尼；Fy为轮胎侧偏力；R为轮胎外半径；γ为主销后倾角；M为车轮不平衡量对转向轮的激振力矩。

采用Pacejka教授提出的“魔术公式”轮胎模型，可考虑轮胎动态侧偏力的非线性特性[9]，侧偏力定义如下：

Fy=

Sy+Dsin{Carctan[B(α-Sx)(1-E)+

EarctanB(α-Sx)]}

(2)

式中：α为车轮侧偏角；Sx、Sy、B、C、D、E为魔术公式轮胎模型常系数，可通过试验结果拟合得到。

对图2中不平衡质量m进行受力分析可知，离心力Fg的水平分力Fgh对主销中心的力矩M为

(3)

式中：m为车轮不平衡质量；v为行驶速度；l为主销延长线与地面交点至车轮纵向对称平面的距离。

基于上述的基本原理，利用多体动力学软件Adams建立非独立悬架前转向轮摆振多体动力学模型，如图3所示。

1.2 考虑前轮摆振的整车虚拟样机建模

建模车辆为某国产6×4重型自卸汽车，其主要参数如表1所示。

表1 整车技术参数

利用Adams软件建立自卸车虚拟样机模型时，首先建立驾驶室、车架、货箱、前悬架、后平衡悬架、动力总成、制动系、转向系和轮胎等子系统，其中钢板弹簧柔体模型采用离散体概念建立，轮胎模型采用“魔术公式”轮胎模型，轮胎力学参数由平板式轮胎试验台测取[9]。然后按照装配关系，将各子系统通过通信器完成相互之间的连接，最后得到自卸车整车多体动力学模型，如图4所示。

2 整车模型验证及平顺性改进

以1台因前轮不平衡导致行驶时驾驶室有异常振动的重型自卸车作为被试样车，在汽车试验场进行了自卸车的行驶平顺性试验，测量了驾驶员座椅地板处的振动加速度，然后又在轮胎动平衡试验机上测得前轮的不平衡量为24kg·cm。

2.1 模型验证

按上述建模方法，建立了带有前轮不平衡量为24kg·cm的整车虚拟样机模型，使该模型在满载状态下分别以40、50、60、70和80km/h的车速在构建的B级路面上匀速行驶，提取模型中驾驶室座椅地板处3个方向振动加速度响应，以便与实车试验结果进行对比。

按照GB/T4970—2009《汽车平顺性试验方法》附录A中规定的单轴向和总的加权加速度均方根值计算方法，进行了驾驶室座椅地板处3个方向和总加权加速度均方根值随车速变化的仿真和试验，结果如图5所示。

由图5可见，随着车速的增加，座椅地板处3向及总加权加速度均方根值的仿真和试验结果均呈逐渐增大的趋势；且都在车速60km/h处出现了峰值，说明该车速下驾驶室产生了异常振动；仿真与试验结果的变化趋势一致，数值上略有差别，最大相对误差小于15%，验证了考虑车轮不平衡的自卸车虚拟样机模型的正确性，可用于整车前轮摆振的研究。

2.2 频率响应仿真分析

利用带有前轮不平衡量为24kg·cm的整车虚拟样机模型，进行0-80km/h加速工况仿真分析，在前轮制动底板的前边缘处提取前轮摆振加速度时间历程，如图6所示，频谱分析得到前轮摆振加速度功率谱与车速和频率的关系，如图7所示。

由图6可见，当车速低于45km/h或高于65km/h时，前轮摆振加速度低于1.0m/s2，前轮摆振不明显；当车速在45～65km/h范围内，前轮摆振比较明显，在车速为60km/h处前轮摆振加速度峰值最大。

从图7中可以看出，前轮摆振加速度频谱峰值也出现在车速为60km/h处，共振频率为5.39Hz。该车装配轮胎型号为12R20，车速60km/h对应的车轮旋转频率为5.13Hz。由此可见，前轮摆振共振频率与车轮旋转频率一致，说明该车前轮摆振是由前轮不平衡引起的强迫振动型摆振。

2.3 整车行驶平顺性的改进

为解决该自卸车的前轮摆振问题，对其前轮总成进行动平衡试验，在轮辋边缘处安装平衡铅块，如图8所示。为验证前轮动平衡后自卸车行驶平顺性的改进效果，进行了自卸车行驶平顺性试验，通过驾驶员座椅地板处加速度传感器(见图9)拾取振动加速度响应，并计算其3向和总加权加速度均方根值。

改进后驾驶室座椅地板处总加权加速度均方根值随车速变化的仿真与试验结果如图10所示。

从图10中可以看出，仿真与试验结果的变化趋势基本一致，数值上也比较接近，改进后仿真和试验结果中总加权加速度均方根值有所降低；随着车速的增加，座椅地板处总加权振动加速度均方根值的仿真和试验结果均呈逐渐增大趋势，并且在车速60km/h处没有出现振动加速度峰值，整车平顺性得到显著改善。因此利用所建自卸车整车虚拟样机模型进行整车前轮摆振现象研究，能够获得较准确的分析结果。

改进前后车速为60km/h时座椅地板处3向和总加权加速度均方根值的对比如表2所示。

表2 改进前后座椅地板振动加速度的对比

从表2中可以看出，改进后车速为60km/h时的3向和总加权加速度均方根值都降低30%以上，仿真和试验结果基本一致，说明该自卸车在车速为60km/h时驾驶室异常振动问题得到有效解决。

3 车轮不平衡量对平顺性影响的分析

为了研究不同的前轮不平衡量对自卸车前轮摆振和行驶平顺性的影响，为车轮不平衡控制提供技术依据，以前轮摆角和驾驶室座椅地板处振动加权加速度均方根值为评价指标，对不同车轮不平衡量下的前轮摆角和行驶平顺性进行仿真分析，确定影响自卸车行驶平顺性的临界前轮不平衡量。

3.1 车轮不平衡量对前轮摆振影响的分析

选择车轮不平衡量在6～30kg·cm的范围内变化，通过仿真分析获得车速为30～80km/h时自卸车前轮摆角与车轮不平衡量之间的关系曲面，如图11所示。

由图11可见，前轮摆角与车轮不平衡量正相关，随着前轮不平衡量的增加，前轮摆角逐渐增大；随着车速的增加，对于不同大小的车轮不平衡量，前轮摆角均在车速为60km/h时出现峰值。因此，可选择车速60km/h进行平顺性仿真分析，探讨影响汽车行驶平顺性的前轮临界不平衡量。

3.2 车轮不平衡量的限值分析

改变车轮不平衡质量，分别进行车速为60km/h的行驶平顺性仿真分析，并计算出驾驶室座椅地板处总加权加速度均方根值，以装配动平衡轮胎后车速为60km/h时的平顺性仿真分析结果作为参考值，得到整车行驶平顺性与车轮不平衡量之间的关系曲线，如图12所示。

从图12中可以看出，驾驶室座椅地板处总加权加速度均方根值随着车轮不平衡量的增加而增大，并在车轮不平衡量大于10kg·cm时开始明显高于参考值，对自卸车的行驶平顺性产生不良影响。因此，在重型自卸车制造和使用维护中，应该控制前轮不平衡量不超过10kg·cm。

4 结论

(1) 以某国产重型自卸车为研究对象，建立了考虑前轮不平衡的整车虚拟样机分析模型，并通过实车行驶平顺性试验验证了所建模型的正确性。

(2) 自卸车匀加速行驶工况下的仿真结果表明，该车前轮摆振共振频率与车速为60km/h时的车轮旋转频率一致，说明车轮不平衡是引起该车速下前轮摆振和驾驶室产生异常振动的主要原因。

(3) 采用换装动平衡车轮对整车平顺性进行了改进，通过仿真分析和试验检验了改进方案的有效性。结果表明车轮动平衡后驾驶室异常振动问题得到了有效解决，整车行驶平顺性得到了明显改善。

(4) 随着前轮不平衡量的增加，整车行驶平顺性明显下降，分析结果表明，在重型自卸车制造和使用维护中，车轮不平衡量限值应不超过10kg·cm。

[1] Dave Crolla,喻凡.车辆动力学及其控制[M].北京:人民交通出版社,2004.

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A Study on the Effect of Wheel Unbalance on the Ride Comfort of Dump Truck

Wang Dengfeng1, Jiang Rongchao1, Liu Hanguang2& Xu Changcheng2

1.JilinUniversity,StateKeyLaboratoryofAutomotiveSimulationandControl,Changchun130022;2.JiangsuXuzhouEngineeringMachineryInstitute,XCMGGroup,Xuzhou221004

For studying the effect of front wheel shimmy caused by unbalanced wheel on the ride comfort of dump truck, firstly a mathematical model for steered wheel shimmy of vehicle with dependent suspension and a multi-body dynamics model for a heavy dump truck with consideration of front wheel unbalance are established with their correctness verified by real vehicle tests.Then on thess bases, simulations on vehicle ride comfort under both balanced and unbalanced states of front wheel are performed with the models built.Finally, the effects of wheel unbalance on front wheel shimmy and ride comfort of dump truck are studied with the limiting value of wheel unbalance for the ride comfort of dump truck is determined to be 10kg·cm.The study provides a technical basis for the control of front wheel unbalance in the whole process of manufacture, operation and maintenance of dump truck.

dump truck; ride comfort; front wheel shimmy; wheel unbalance

*国家863计划项目(2006AA110105)资助。

原稿收到日期为2013年5月27日，修改稿收到日期为2013年7月29日。