中型载货车车身扭转刚度对车辆侧翻特性的影响



中型载货车车身扭转刚度对车辆侧翻特性的影响

因为较小的轮距和车辆质心高度的比值，较长的轴距和较大的惯性距，控制货车车辆侧翻操纵稳定性是最重要的特性。而较长的轴距，造成车身扭转刚度降低。因此，要研究其对车辆侧翻特性的影响。我们进行了对中型载货汽车的仿真分析和试验，用改变车辆参数研究车辆的频率响应特性。结果表明，车身扭转刚度降低，增大前倾角的稳态增量，不影响车辆运动的侧滑和侧翻特性。因此，即使车身扭转刚度不可避免地较低，采用增大前悬架的侧倾刚度，减小前倾角，可保持合适的车辆操纵稳定性。

车身扭转刚度 纵梁 中型载荷汽车 前侧倾角 操纵稳定性

车辆操纵稳定性对货车工程师们是很重要的，有时对于货车的纵梁要采用高拉伸强度钢减小其厚度，以降低车辆的重量。但是较薄的纵梁降低了车身的扭转刚度。因此，作者们要阐明车身扭转刚度的降低对车辆操纵稳定性的影响。

货车的操纵稳定性与轿车有以下几点不同：

(1) 轮距对质心高度比值较小，结果使侧倾角较大。从而货车的操纵稳定性具有临界的最大侧倾角，车辆与其翻倒不如侧滑或空转。

(2) 轴距本身较长，造成扭转刚度较小，因而车身前部和车身后部逐步完成侧翻。

(3) 惯性矩大。

因此，车辆侧翻的重要特性是控制货车操纵稳定性。在(参考文献1，2和3)已经研究了货车的侧翻特性。但其中对货车侧翻运动的频率响应却研究甚少。本文作者采用改变车辆设计参数对额定总重8吨的中型载货汽车进行了仿真分析和试验。

车辆侧翻运动的仿真分析

车辆侧翻特性最重要的判断准则是车身前部的侧翻角和车身后部侧翻角的差，以及车身前部和后部之间的相位。采用车身前部和后部用一扭转弹簧连接的双质量模型，如图1所示，分析研究车身前部和后部的侧翻运动。

该车辆模型有5个运动自由度，即横向运动、侧滑、车身前部和后部的侧翻运动和转向系运动。这些运动方程式可写出如下：

横向运动：

图1 车辆仿真模型Fig.1 Vehicle model

(1)

侧滑运动：

=FFLF-FRLR

(2)

车身前半部的侧翻运动：

(3)

式中

车身后半部侧翻运动：

(4)

式中

转向系运动

(5)

轮胎侧向力：

(6)

(7)

中型载货汽车的侧翻特性。

对中型载货车进行仿真分析和试验，研究改变设计参数，如轴矩、扭转刚度、悬架的侧倾刚度和侧倾转向刚度时，车身扭转刚度降低对侧翻特性的影响。

试验选择用GVW的3吨短头型双轴中型载货车，总共5部车辆进行了试验。它们的轴距不同，从3.22到5.5米。车辆A(轴距为3.22米)的扭转刚度采用改变横梁的数量，变为不同的两种方案，其一为原来固有的，另一为原来的一半。采用上述的数字模型，根据测出的在稳定状态车身前部和后部之间不同的侧倾角，假定其扭转刚度值。悬架侧倾刚度采用有稳定器和设有稳定器两种不同方案。侧倾转向刚度采用不同的两种方案，即其采用改变后钢板弹簧吊钩的位置，使后轿由于侧倾造成转向不足和由于侧倾而转向过度，如图2所示。图3计算出的轴转向特性。

图2 理论的后轿转向Fig.2 Conceptional rear axlestear

图3 后轿中心的计算位置Fig.3 Calculated position of rear axle center

轴距的影响

采用轴距长度改变货车侧翻特性，从而比较采取不同轴距的5部货车间侧倾角的频率响应对转向的作用。图4示在车辆A(轴距：3.22米)和车辆E(轴距：5.5米)上侧倾角的频率响应特性的试验结果。图5示在5种车辆上前后车身间稳态增益和相位的差异。稳态增益差的测量数据0.2Hz图5指出的为近似值。相位差的测量值为0.5Hz。图5指出为样本值。结果概述如下：

图4 测得的侧倾角频率响应(V=100km/h)Fig.4 Measured roll angle frequency response

图5 测得的轴距和侧翻特性间相互关系(V=100km/h)Fig.5 Measured relationship between wheel-base and roll characteristics (V=100km/h)

(1) 不论轴距长度如何，侧倾角增益远低于0.5Hz。

(2) 观察到侧倾角反应的极值增益在1和2Hz之间。

(3) 侧倾角增益和车身前后部间相位差接近与轴矩长度成互比增大。

如图6所示，测出的作用在车身前后部一半的向心加速度具有接近1Hz的最小值。因此，如果横摇共振接近1Hz，向心加速度很低，侧倾角将不变成通过横摇共振的异常的大值。如果车身前部横摇共振接近2Hz，向心加速度成为大值，车身前部的侧倾角受车身后部具有一大的惯性矩的侧倾特性的抑制，从而侧倾角不成为异常大值。

图6 测得的车身前后部向心加速度响应Fig.6 Measured centrietal acceleration response of front and rearbodies (V=100km/h)

由以上研究可以判断，横摇共振具有小的关键性影响。在向心加速度的响应特性不实质性改变时，横摇共振发生超过1Hz。但是，重要的是增加稳态侧倾角大小。

车身扭转刚度的影响

图7示车身扭转刚度改变时，侧倾角对转向角共振频率仿真分析的结果。车身A其原来固有的车身扭转刚度为6.14×104kgm/rad，即使车身扭转刚度激剧减少，而横摇共振频率仅少许减小。但是如图8所示，在车身前部侧倾角随车身扭转刚度减少而增大。因此，在车身前部对侧倾角某些测量是必须的。

悬架侧倾刚度的影响

图9示侧倾特性和前悬架的侧倾刚度之间仿真分析的结果。增加前悬架的侧倾刚度，很少增加车身前部和后部间侧倾角相位差为0.5Hz，所得车身前部稳态侧倾角降低。因此，车身前部侧倾角随车身扭转刚度减少而增加，可以用增加前悬架侧倾刚度补偿。

图7 算出的横摇共振频率和车身扭转刚度之间关系(V=100km/h)Fig.7 Calculated relationship between roll resonance frequency and body torisonal stiffness (V=100km/h)

图8 算出的侧倾特性和车身扭转刚度之间关系(V=100km/h)Fig.8 Calculated relationship between roll characteristics and body torsional stiffness (V=100km/h)

图10示车辆A频率响应的试验结果，用移置横梁减少其扭转刚度，用装置稳定器增加前悬架的侧倾刚度，采用仿真可预示，由前悬架侧倾刚度增大可减小稳态侧倾角。

侧倾偏向率的影响

当车身扭转刚度改变时，横摇对转向的影响变化，因而改变了侧倾的特性。从这个观点出发，研究车身扭转刚度和侧倾偏向率之间关系。

图11，12和13示仿真结果，表明了当侧倾偏向率改变时，稳定性系数和扭转刚度之间关系。图11示在后轿侧倾中，稳定性系数和扭转刚度之间关系。图11示在后轿侧倾中性转向的情况，随车身扭转刚度降低，稳定性系数在前轴侧倾不足转向情况下增加。在前轴侧倾过度转向情况下，稳定性系数减少。图12示前轴侧倾中性转向情况，随车身扭转刚度降低，稳定性系数少许增加，这时不论后轿侧倾转向是过度转向还是不足转向。如图13所示，前轴侧倾不足转向的情况下，稳定性系数随车身扭转刚度降低而增加，与后轴侧倾转向特性无关。因此，应强调不足转向特性。

图9 算出的侧倾特性和前悬架侧倾刚度间关系(V=100km/h)Fig.9 Calculated relationship between roll characteristics and roll stiffness of front suspension(V=100km/h)

采用中型载货车，侧倾转向特性在前轴是不足转向，在后轴是过度转向。因此，具有小的车身扭转刚度的车辆稳定性在高速并不恶化，因为车辆不足转向倾向变强。

图14和15示随车身扭转刚度降低对转向作用偏转速度频率响应的车辆试验结果。不论侧倾转向特性在后轴是过度转向(图14)或不足转向(图15)，车辆不足转向随车身扭转刚度降低少许加强，但实际上检测到侧滑速度频率不变。

图10 测得前悬架侧倾刚度增加对侧倾频率响应的影响(V=100km/h)Fig.10 Measured effect of roll stiffness increase of front suspension on roll frequency response (V=100km/s)

图11 算出的改变前轴侧倾转向特性稳定性系数和车身扭转刚度间关系(V=100km/h)Fig.11 Calculated relationship between stability factor and body torsional stiffness in varying roll steer behavior at front axle (V=100km/h)

图12 算出的改变后轿侧倾转向特性稳定性系数和车身扭转刚度间关系(V=100km/h)Fig.12 Calculated relationship between stability factor and body torsional stiffness in varying roll steer behavior at rearaxle (V=100km/h)

图13 算出的改变后轿侧倾转向特性和保持前轴不足转向稳定性系数和车身扭转刚度间关系(V=100km/h)Fig.13 Calculated relation ship between stability factor and body torsional stiffness in varying roll steer behavior at rear axle and keeping roll understeer at front axle (V=100km/h)

结论

通过对中型载货车的仿真分析和车辆试验，研究了车身扭转刚度和车辆操纵稳定性之间的关系。其结果综合如下：

(1) 如果一中型载货车的车身扭转刚度必须降低，在相同时间，侧倾角对转向作用响应的响应频率接近1Hz，必须比横摇共振更多注意稳态侧倾角的大小。

图14 当车身扭转刚度变化时后轴过度转向情况下测得的偏转速度频率响应(V=100km/h)Fig.14 Measured yaw velocity frequency response when changing body torsional stiffness in case of roll oversteer at rearaxle (V=100km/h)

图15 当车身扭刚度变化时在后轴不足转向情况下测得偏转速度频率响应(V=100km/s)Fig.15 Measured yaw velocity frequency response when changing body torsional stiffness in case of roll understeer at rear axle (V=100km/h)

(2) 随车身刚度降低，在车身前部侧倾角增加，但它可因前悬架侧倾刚度增加而减少。

(3) 在前轴转向不足情况下，不论前轴侧倾转向特性如何，车辆的不足转向特性随车身扭转刚度降低而加强。

名词术语

NOMENCLATURE

AF:前部质量质心向心加速度

AF:centripetal acceleration at C.G. of front mass

AR：后部质量质心向心加速度

AR:centripetal acceleration at C.G. of rear mass

CF：前轮拐弯能力

CF:cornering power of front tire

CR：后轮拐弯能力

CR:cornering power of rear tire

CP：气胎拖距

CP:pneumatic trail

CTR:主销后倾拖距

CTR:caster trail

CφF:前悬架侧倾阻尼系数

CφF:roll damping coefficient of front suspension

CφR:后悬架侧倾阻尼系数

CφR:roll damping coefficient of rear suspension

DK：转向系统阻尼系数

DK：damping coefficient of steering system

GφF:前悬架侧倾刚度

GφF:roll stiffness of front suspension

GφR:后悬架侧倾刚度

GφR:roll stiffness of rear suspension

IK:转向系统惯性矩

IK:moment of inertia of steering system

IZ:偏转惯性矩

IZ:yaw moment of inertia

MF：车身前半部弹簧质量

MF：sprung mass of front body half

MR：车身后半部弹簧质量

MR：sprung mass of rear body half

N：转向系总传动比

N：overall steering ratio

RF：前轴侧倾转向系数

RF：roll steer coefficient on front axle

RR：后轴侧倾转向系数

RR：roll steer coefficient on rear axle

V：车辆速度

V：vehicle velocity

hF：车辆侧翻轴到前质量质心的高度

hF：height from vehicle roll axis to C.G. of front mass

hR：车辆侧翻轴到后质量质心的高度

hR：height from vehicle roll axis to C.G. of rear mass

φF：前质量侧倾角

φF：roll angle of front mass

φR：后质量侧倾角

φR：roll angle of rear mass

IφF:前半车身侧倾惯性矩

IφF:roll moment of inertia of front body half

IφR:后半车身侧倾惯性矩

IφR:roll moment of inertia of rear body half

KS：转向系刚度

KS：stiffness of steering system

Kφ:车身扭转刚度

Kφ:body torsional stiffness

LF：车身质心与前轴间距离

LF：disiance between vehicle C.G. and front axle

LR：车身质心与后轴间距离

LR：disiance between vehicle C.G. and rear axle

LWF：车身质心与前质量质心间距离

LWF：distance between vehicle C.G. and C.G. of front mass

LWR：车身质心与后质量质心间距离

LWR：distance between vehicle C.G. and C.G. of rear mass

M：车辆质量

M：vehicle mass

φR:后质量侧倾角

φR:roll angle of rear mass

δF:前轮转向角

δF:steer angle of front wheels

θS:转向轮角

θS:steering wheel angle

[1] Mori T. Calculations on the Roll Stiffness of Trucks Using Nonlinear Spring Model, Nissan Diesel Technical Review, No.50, 1988(in Japanese)

[2] Emori R I, Horiguchi J, Ikami T. Motion of Tractor-Semitrailer in Accident-Prone Conditions, IPC-4, 871181,1987.

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[5] Abe M. Vehicle Dynamics and Control, Kyoritsu Shuppan 1979, (in Japanese)

Influence of Vehicle Body Torsional Stiffness On Vehicle Roll Characteristics of Medium Duty Truks

Shun'ichiHasegawaYuhjikusaharaYoshitoWatanabe

Because of smaller ratios of tread to height of gravitational center, longer wheel-bases, and larger moment of inertia, vehicle roll is the most important characteristics governing truck controllability and stability. And longer wheel-bases result in a reduction in vehicle body torsional stiffness. Hence, the influence of vehicle body torsional stiffness on vehicle roll characteristics is investigated. We carried out a simulation analysis and vehicle test on mediumduty trucks, in studying the vehicle frequency response characteristics by changing vehicle design parameters. The results show that a reduction in body torsional stiffness increases the steady state gain of the front roll angle without affecting the yaw and lateral characteristics of vehicle motion. Accordingly, even if body torsional stiffness is unavoidably lowered, reducing the front roll angle by increasing the roll stiffness of the front suspension can maintain appropriate vehicle controllability and stability.

Vehicle body torsional stiffness Side rail Medium-duty truck Front roll angle Conlrollability and Stability

1006-8244(2016)03-033-07

Shun'ichi Haseqawa Yuhji Kusahara Yashito Watanaba Nissan Diesel Motor Co. Ltd

U467.1+9

B