（车辆工程专业论文）汽车前轮制动摆振影响因素研究.pdf

摘要 本文以汽车前轮制动摆振的启动机理和控制技术为研究目标，以转向系统的振动和 前轮摆振分析模型为基础，对非独立悬架汽车的前轮摆振问题进行了更深一步的研究。 为更好地研究直线行驶时汽车前轮制动摆振，考虑前轮制动力的影响，建立了前轮制动 摆振模型，考虑制动力的不同影响因素，分析了鼓式制动器对制动力的影响，建立了适 应不同制动器状态的力子系统。应用m a t l a b s i m u l i n k 软件建立了前轮制动摆振仿真 模型，并进行相应的仿真计算和分析，据此找出引起摆振和减小摆振振幅的敏感参数。 以仿真结果作为试验的参考，对试验车辆进行了一系列相关的测试和试验。 试验和仿真结果表明，汽车前轮制动摆振的主要因素是一定幅值的制动力周期性变 化，而这一变化的主要原因为制动鼓与制动蹄摩擦衬片的接触不良。通过对制动鼓在几 种不同状态下的径向圆跳动测试，确定了其接触不良的主要原因为制动鼓与轮辋的干 涉，使得制动鼓变形而导致的过大的径向圆跳动。另一方面，汽车前轮制动摆振试验也 验证了前轮制动摆振模型的有效性，同时模型仿真的结果也给了摆振试验一定的指导意 义。通过两者的综合分析可得，改善制动器制动鼓的径向圆跳动范围对提高汽车制动效 能的稳定性有很大的帮助，也能进一步改善汽车制动时的前轮摆振问题。 通过本文的研究，确定了汽车前轮制动摆振的主要原因，为消除各种车辆的制动摆 振现象提供理论和实践上的直接指导，对提高车辆的舒适性和操纵稳定性、降低陆路交 通事故有着不可低估的作用，因此本文的研究成果具有重大的实际意义和实用价值。 关键词：汽车前轮摆振制动 a b s t r a c t t h ep r o b l e mo ff r o n tw h e e ls h i m m yo fa u t o m o b i l ew i t h d e p e n d e n ts u s p e n s i o n i s p r e s e n t e di n t h i sp a p e r , i no r d e rt os t u d yt h em e c h a n i s ma n dt h ec o n t r o lt e c h n i q u eo ft h e s h i m m yw h e nb r a k e sa r ea p p l i e d t h i sr e s e a r c hb a s e so nt h ev i b r a t i o no ft h es t e e r i n gs y s t e m a n dt h em o d e lo ft h ef r o n tw h e e ls h i m m y w i t ht h eb r a k e f o r c ea sa ni n f l u e n c i n gf a c t o lt h e m o d e li sc o n s t r u c t e df o rt h es t u d yo fs h i m m yw h e nt h ev e h i c l er u n sb yb e e l i n e c o n s i d e r i n g d i f f e r e n tf a c t o r so nt h eb r a k e f o r c e ，w ea n a l y z et h ei n f l u e n c eo ft h ed r u mb r a k ea n de s t a b l i s h t h ef o r c es u b s y s t e mw h i c hc a nb ea p p l i e di nd i f f e r e n ts t a t eo ft h eb r a k e u t i l i z i n gt h e m a t l a b s i m u l i n ks o f t w a r e ，t h es i m u l a t i o nc a l c u l a t i o ns t u d i e so ff o r c e ds h i m m ya r e c o m p l e t e d t h es i m u l a t i o nr e s u l t ss h o wt h a ts e n s i t i v ef a c t o r so ns h i m m y a c c o r d i n gt ot h e r e s u l t s ，as e r i e so ft e s t sa r ec o m p l e t e do nt h et e s t i n gv e h i c l e t h er e s u l t so fs i m u l a t i o na n dt e s t ss h o wt h a tt h ep e r i o d i c a lv a r i e t yo fb r a k e f o r c ei st h e m a i nf a c t o ro ft h eb r a k i n gs h i m m y i ti st h ef a c t o ro ft h ev a r i e t yt h a tt h eb r a k ed r u m sb a d l y c o n t a c tw i t ht h eb r a k es h o e s a c c o r d i n gt ot h er a d i a lc i r c l er u n o u tt e s t so fd i f f e r e n ts t a t e so n t h eb r a k e ，t h ei n t e r f e r e n c eb e t w e e nt h eb r a k ed r u ma n dt h er i mr e s u l t si nt h et r a n s f i g u r a t i o no f t h eb r a k ed r u m ，a n da u g m e n t st h er a d i a lc i r c l er u n o u t a si st h em a i nf a c t o ro ft h eb a d c o n t a c t w h a t sm o r e ，t h ev a l i d i t yo ft h em o d e li sa p p r o v e db yt h et e s t s ，a n dd i r e c t st h et e s t s a n a l y z i n gt h er e s u l t so fs i m u l a t i o na n dt e s t s ，w em u s td e c r e a s et h er a d i a lc i r c l er u n o u t a s c a ne n h a n c et h es t a b i l i t yo ft h eb r a k ee f f i c i e n c y , a n dm i t i g a t et h es h i m m yw h e nt h eb r a k e sa r e a p p l i e d t h i sp a p e rs h o w e st h em a i nf a c t o ro ft h eb r a k es h i m m yo fv e h i c l e s t h i sw i l lp r o v i d ea t h e o r e t i c a lb a s i sa n dap r a c t i c a lg u i d a n c ef o ra v o i d i n gt h ep h e n o m e n o no ft h eb r a k es h i m m y ， a n di m p r o v et h ec o m f o r ta n dt h eh a n d l i n g - s t a b i l i t y i ta l s oa c t sa ni m p o r t a n tp a r to nr e d u c i n g t h et r a f f i c a c c i d e n t s ot h e r ea r ev e r yi m p o r t a n tp r a c t i c a ls e n s ea n dv a l u ei nt h es t u d i e s k e yw o r d s ： v e h i c l e ，f r o n tw h e e ls h i m m y ，b r a k e 表清单 表1 1前轮定位参数对摆振的影响4 表1 2 轮胎机械特性对摆振的影响5 表4 1 试验样车参数3 3 表4 2 试验仪器3 4 表4 3 前轮定位参数结果3 5 表4 4 制动鼓内圆径向圆跳动( i ) 5 1 表4 5 制动鼓内圆径向圆跳动( i i ) 5l 表4 6 制动鼓内圆径向圆跳动( i i i ) 5 2 表4 7 制动鼓内圆径向圆跳动( i v ) 5 2 表4 8 制动鼓内圆径向圆跳动( v ) 5 2 表4 9 制动鼓内圆径向圆跳动( v i ) 5 3 表4 1 0 制动鼓内圆径向圆跳动( v 1 1 ) 一5 3 图清单 图2 1车辆前轴绕x 轴坐标的侧倾振动9 图2 2 转向轮绕主销的摆振系统l o 图2 3 非独立悬架的前轮制动摆振模型1 2 图2 4 制动蹄摩擦衬片径向变形分析简图1 4 图2 5 制动蹄摩擦力矩分析计算图1 5 图2 6 轮胎模型示意图17 图3 1 悬架受力分析图1 9 图3 2 制动时板簧受力分析图2 0 图3 3 制动起作用过程2 4 图3 4 汽车前轮制动摆振仿真模型2 6 图3 5 汽车前轮制动摆振力子系统仿真模型2 7 图3 6 制动力恒定状态痧( 秒) 一t 曲线2 7 图3 7 左轮制动滞后状态痧( 曰) 一t 曲线2 8 图3 8 右轮制动滞后状态痧( 秒) 一f 曲线一2 9 图3 9 制动鼓轻度失圆状态0 ( 0 1 一t 曲线一3 0 图3 1 0 制动鼓严重失圆状态0 ( 0 1 一t 曲线3 0 图4 1 试验样车3 3 图4 2 仪器连接及采集过程3 4 图4 3 转向系统空间状态图3 5 图4 4空载时制动减速度与前轮转向角关系图3 6 图4 5 载重5 t 时制动减速度与前轮转向角关系图3 6 图4 6 载重1 0 t 时制动减速度与前轮转向角关系图3 7 图4 7 角加速度时间试验曲线( i ) 3 8 图4 8 角加速度时间试验曲线( i i ) 3 8 图4 9 角加速度及制动力时问试验曲线( i ) 3 9 图4 1 0 左轮横摆角加速度频谱图( i ) 3 9 图4 1 l右轮横摆角加速度频谱图( i ) 4 0 图4 1 2 角加速度及制动力时间试验曲线( i i ) 4 0 图4 1 3 左轮横摆角加速度频谱图( i i ) 4 0 图4 1 4 右轮横摆角加速度频谱图( i i ) 4 l 图4 1 5 角加速度及制动力时间试验曲线( i i i ) 4 1 图4 1 6 角加速度及制动力时间试验曲线( i v ) 4 2 图4 1 7 左轮横摆角加速度频谱图( i v ) 一4 2 图4 1 8 右轮横摆角加速度频谱图( i v ) 4 2 图4 1 9 角加速度及制动力时间试验曲线( v ) 4 3 图4 2 0 左轮横摆角加速度频谱图( v ) 4 3 图4 2 l右轮横摆角加速度频谱图( v ) 4 3 图4 2 2 角加速度及制动力时间试验曲线( v i ) 4 4 图4 2 3 左轮横摆角加速度频谱图( v i ) 4 4 图4 2 4 右轮横摆角加速度频谱图( v i ) 4 4 图4 2 5方向盘角加速度频谱图( v i ) 4 5 图4 2 6 角加速度及制动力时间试验曲线( v i i ) 4 5 i v 图4 2 7 图4 2 8 图4 2 9 图4 3 0 图4 3 1 图4 3 2 图4 3 3 图4 3 4 图4 3 5 图4 3 6 图4 3 7 图4 3 8 图4 3 9 图4 4 0 图4 4 1 图4 4 2 左轮横摆角加速度频谱图( v i i ) 一4 5 右轮横摆角加速度频谱图( v i i ) 一4 6 方向盘角加速度频谱图( ) 一4 6 角加速度及制动力时间试验曲线( ) 4 6 左轮横摆角加速度频谱图( ) 4 7 右轮横摆角加速度频谱图( ) 4 7 方向盘角加速度频谱图( ) 一4 7 角加速度及制动力一时间试验曲线( i x ) 4 8 左轮横摆角加速度频谱图( i x ) 4 8 右轮横摆角加速度频谱图( i x ) 一4 8 方向盘角加速度频谱图( i x ) 4 9 角加速度及制动力时间试验曲线( x ) - 一4 9 左轮横摆角加速度频谱图( x ) 一4 9 右轮横摆角加速度频谱图( x ) 5 0 方向盘角加速度频谱图( x ) 一5 0 角加速度及制动力时间试验曲线( x i ) 5 0 v 论文独创性声明 本人声明：本人所呈交的学位论文是在导师的指导下，独立进行研究 工作所取得的成果。除论文中已经注明引用的内容外，对论文的研究做出 重要贡献的个人和集体，均己在文中以明确方式标明。本论文中不包含任 何未加明确注明的其他个人或集体已经公开发表的成果。 本声明的法律责任由本人承担。 论文作者签名：夕卅一7 勿 夕。咿3 年多月日 论文知识产权权属声明 本人在导师指导下所完成的论文及相关的职务作品，知识产权归属学 校。学校享有以任何方式发表、复制、公开阅览、借阅以及申请专利等权 利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文直接相关的学术论文或成 果时，署名单位仍然为长安大学。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名： 导师签名： 夕p d8 年6 月弓日 2 d a 毋年6 月3 归 勿也 一玛 长安大学硕十学位论文 第一章绪论弟一早珀t 匕 随着中国经济的腾飞，交通运输业的迅速发展，中国汽车工业也随之兴起。重工业 的发展对汽车运输的依赖也闩渐明显，重型汽车的使用也同趋频繁，从而使得中国重型 汽车的发展上了一个新的台阶。但同时也对中国汽车工业提出了挑战。在市场经济的战 场上，日益增大的重型卡车需求量加快了汽车生产企业的生产步伐，给汽车产业带来了 丰厚的利润和更大的发展空间，但生产的批量化和高速化使得汽车的性能和质量有一定 的降低。 在汽车这样一个复杂的机械系统中，有一些小的误差并不对汽车的综合性能产生和 严重的影响，但是在一些关键零部件中，其细小的误差都能导致汽车的性能大打折扣， 在使用中也会由此而出现意想不到的后果。 重型汽车也随着其广泛的使用和高速化生产出现了以往不明显的汽车前轮制动摆 振现象，即汽车制动过程中的前轮摆振问题。 1 1 汽车前轮摆振现象描述 前轮摆振或称转向轮摆振( s t e e r i n gw h e e ls h i m m y ) 是指汽车在平坦的路面上直线行 驶时，转向轮以一定的幅度和频率( 一般在1 0 h z 以内) 绕主销持续振动的现象，并且 这种运动会通过转向系传递到方向盘上，恶化汽车的操纵性，使驾驶员的精神紧张，容 易疲劳，影响行车安全；情况较严重时，会出现整车的明显振动，汽车出现“蛇行”现象 【2 1 ，影响汽车的行驶稳定性，并加剧轮胎的磨损，增大转向机构的动载荷，降低有关零 件的使用寿命。 在汽车工程中，常将前桥相对于车身的横向运动、前桥绕汽车纵轴的侧倾运动以及 前轮绕主销的横摆运动统称为汽车的摆振。而汽车的前轮摆振是这三种摆振的一种合成 运动，其对汽车动力性、燃油经济性、操纵稳定性、行驶平顺性以及安全性都有极大的 负面影响【3 , 4 , 5 】。 前轮摆振问题是目前国内外普遍存在的问题之一。部分车型由于设计或产品的质量 问题，出厂时就存在这一缺陷。部分汽车为了达到特殊环境下的使用要求，在汽车改装 中对原有结构参数进行改变，以及车辆在使用过程中的零件磨损、变形、老化等原因均 会引起不同程度的汽车前轮摆振现象。 尤其是矿山用车，多在无路或是特差的路面条件下满载甚至超负荷行驶，更容易导 第一章绪论 致汽车性能的急剧下降及零件磨损过大，从而导致部分行驶条件下( 如高速行驶和制动 过程) 的汽车摆振现象。 以下是驾驶员对摆振现象的主观认识【5 ，6 1 ： 1 ) 不是所有的车辆都有摆振现象，旧车比新车更容易发生摆振现象； 2 ) 摆振发生有时跟激励的大小有关，足够大的激励彳能激发摆振； 3 ) 摆振发生具有一定的速度区间，且发生摆振后摆幅随速度增大而增大： 4 ) 最常见的摆振发生在4 0 - - - 7 0k m h ，车速超过1 0 0k m h 后，有时会出现高频微幅 的抖摆； 5 ) 部分车在制动过程中发生摆振，且摆振在车速4 0k m h 左右较为严重： 6 ) 摆振具有确定的频率，而且不同路况下，摆振发生的车速、振动的频率基本一 样。 摆振现象作为汽车动力学中一个非常特殊的问题，与其它动力学问题相比有以下几 个特点： 1 ) 影响因素多。影响转向轮摆振的因素有许多：直接的和间接的、线性的和非线 性的、主要的和次要的。发生摆振的原因或主要原因也可能不尽相同，对样车 a 行之有效的方法往往对样车b 无济于掣7 l 。 2 ) 受其它性能制约。一些减小摆振的措施往往与汽车的其它性能相矛盾。例如， 从减小摆振的角度来看，应减小主销内倾角【8 1 。但是现代汽车为了减小因左右 制动力不同引起的自动转向倾向，提高制动稳定性，保持低速时的回正能力， 主销内倾角选择得较大。尤其是现代轿车，都趋向于采用特别大的内倾角【9 1 。 所以预防摆振的优化设计应综合考虑汽车动力学的其它性能。 3 ) 预防比较困难。许多车型的摆振是使用过程中出现的。由于汽车使用后的磨损， 摆振可能与转向系统中杆件的i 日j 隙以及零部件间的干摩擦有关1 1 0 j 。 所以，在设计初期对这些非线性环节进行预测和控制还有待研究。 1 2 汽车前轮摆振的研究概况 早在上个世纪2 0 年代，法国人b r o u l h i e t 就率先对汽车摆振现象进行了初步研究 1 1 , 1 2 】，8 0 多年来，围绕摆振现象的机理以及影响因素做了大量的工作，取得了一些具有 理论和实际意义的成果l 】。研究表明，汽车转向轮摆振可分为强迫型和自激型两种型式 1 4 , 1 5 】。强迫振动是由一个周期性的激励力( 或力矩) 作用在汽车的前轮上而引起的，此时 2 长安人学硕l ：学位论文 摆振周期与干扰周期一致，出现共振峰，其激振力与自身的振动无关。自激振动是由物 体自身在振动中产生的周期性激振力所引起的，其激振力随振动的产生而产生，随振动 的消失而消失，其原因是车轮摆动时地面对轮胎有能量输入，而车轮摆振时，汽车系统 的内部阻尼要消耗能量，此时，输入能量和消耗能量的平衡就决定了振动幅值的大小。 自激振动和强迫振动相比，有以下特剧1 6 】： 1 ) 自激振动不需要周期性的干扰源。例如，汽车在良好路面上行驶时，车轮受到 一个偶然的冲击( 如路面的凸凹不平) ，就会产生一个初始偏转，在冲击消失之 后，车轮的振动并没有停止，而是变成稳定持续的振动。只有通过制动或减速 才能消除这种现象。 2 )自激振动可能发生的不稳定车速范围较宽，而强迫振动一般有明显的共振车速。 3 )自激振动在不稳定车速范围内，只有受到足够大的初始冲击，才会发生；而强迫 振动在不稳定车速范围内，必然发生。 4 )自激振动的振动频率与车速并不存在比例关系，在不稳定车速范围内，振动频 率变化不大；而强迫振动的振动频率同车速成正比。 为了控制车辆的摆振现象，国内外科研人员在轮胎模型和汽车前轮摆振模型方面取 得了很多具有理论和实用价值的成果。纵观以往的研究成果，对非独立悬架汽车所建立 的前轮摆振数学模型有：三自由度数学模型【1 7 】、五自由度数学模型1 8 1 和七自由度数学模 型【1 9 】：对于独立悬架的汽车所建立的前轮摆振数学模型主要是基于转向系统的五自由 度模型4 】和通过建立复杂的多体动力学模型来研究车辆的摆振问题【2 0 2 6 1 。以往除了对摆 振模型车建立力学和数学模型进行研究外，还采取其它方法对摆振进行了研究；文献 2 7 】 中将经验的轮胎物理仿真模型与动力转向系统的液压模型相结合，确立了一种研究悬架 和整车系统动力学的仿真模型，通过这种方法能够有效地研究稳态振动现象和摆振、转 向粗暴以及车轮不平衡引起的悬架系统的瞬态响应问题；文献 2 8 开发了一种能快速模 拟包括摆振在内的车辆系统复杂动力学现象的应用系统；文献 2 9 i f 3 通过稳定性理论研 究了车轮的自激振动。 1 3 影响转向轮摆振的因素 转向轮摆振是一个受多因素，多变量作用的问题，这就决定了确定具体摆振因素的 难度和设计初期的不确定性。从前人发表的文章中可以看出，发生摆振的原因或主要原 因都不尽相同，主要有以下几方面的影响因素【5 ，7 1 。 第一章绪论 1 3 1 影响转向轮摆振的非设计因素 转向轮摆振现象不一定都是由于设计不当造成的，使用过程中机件的磨损、联接部 位的松旷同样也会引起转向轮摆振。后者是可以通过维修、调整来消除的，而前者则需 要投入大量的人力、物力和时间进行系统的研究，提出改进设计方案。影响转向轮摆振 的非设计因素主要有以下1 2 个方面【3 0 】： 1 ) 转向节主销与衬套间隙过大； 2 ) 转向器1 8 j 隙、轴承间隙过大： 3 ) 横向、纵向拉杆各球销部分过度磨损、松旷； 4 ) 转向节臂直拉杆过度弯曲变形： 5 ) 前轮轮毂、轴承、螺母松动； 6 ) 制动蹄片和制动鼓间隙过小： 7 ) 前轮辐板或轮辋变形； 8 ) 前轮定位不准( 前束失调，主销后倾角过小) ； 9 ) 钢板弹簧中心螺栓松动； 1 0 ) 轮胎磨偏和轮胎动平衡不好； 1 1 ) 前轴和车架变形； 1 2 ) 后桥超载。 1 3 2轮胎机械特性和车轮定位参数对摆振的影响 这方面研究工作主要集中在上个世纪2 0 6 0 年代，研究发现轮胎机械特性和定位 参数对前轮摆振的影响是极其复杂的，它不仅影响了前轮的几何特性，并且对摆振系统 的运动、约束与受力状况均产生重要的影响。前轮定位参数包括主销后倾角、主销内倾 角、车轮外倾角和前束角，具体影响见表1 1 f 3 1 1 。轮胎特性参数主要包括轮胎不平衡质 量的分布、轮胎的型式、轮胎的气压、轮胎的模型参数、车轮的端面摆差和径向摆差、 轮胎的蛇形运动频率等等，具体影响见表1 2 1 引, 3 2 , 3 3 1 。 表1 1 前轮定位参数对摆振的影响 增人定何参数主销后倾角主销内倾角 车轮外倾角前束角 摆振峰值 增大减小 减小增人 4 长安人学硕十学位论文 表1 2 轮胎机械特性对摆振的影响 轮胎的机械特性摆振峰值轮胎的机械特性摆振峰值 增大端面摆筹增人增人充气压力减小 增大径向摆差增人增人侧向刚度减小 由斜交胎改用子午线胎增大增人侧偏刚度增人 增人轮胎蛇形运动频率增大增人拖距增大 增大动态不平衡质蕈增火增人车轮负荷增大 1 3 3转向系统参数和转向减振器对摆振的影响 根据转向系统的工作情况，可将转向系统分为转向操纵机构、转向器和转向传动机 构三部分。在摆振研究中，主要分析转向器和转向传动机构的刚度、阻尼以及间隙等特 性对摆振的影响。例如文献 3 4 】的研究表明适当增加转向横拉杆的直径，即增加转向梯 形机构的刚度，能够降低摆振的峰值，但对摆振车速无明显的影响；适当增加转向器的 刚度和阻尼，可以降低摆振的峰值，同时系统摆振车速也相应提高；减小部件间隙能够 显著改善汽车转向轮摆振现象。 加装转向减振器是一种十分有效的抑制摆振的措施【4 1 ，特别是对使用过程中发现的、 不能通过改变结构参数来改善摆振的车辆尤为适用。由于转向减振器是水平布置的，所 以对密封工艺要求比较严格。同时加装转向减振器后，使转向阻力大大增加，会影响了 高速的操纵稳定性。为了克服上述缺点，人们开始研制主动式的转向减振器，使之能够 随时根据车辆的行驶状况，自动地控制调节阻尼的大小，既保证了最佳的减振效果，又 可以兼顾转向轻便性。 1 3 4悬置以上整体结构模态参数对摆振的影响 同一台车，当其车身或发动机悬置发生改变时，会改变转向轮摆振的激烈程度乃至 振动的性质，比如从强迫振动系统变为自激振动系统或相反，这说明悬置以上整体结构 模态参数( 主要指频率) 对车轮摆振有重要影响。在摆振频率范围内，悬置以上结构不 仅有刚体振动模态，而且有弹性振动模态，其中车架的弹性振动模态是最为明显【3 5 ，3 6 ，3 7 1 。 通常在模态分析中只考虑悬置以上结构与转向轮摆振运动相耦合且固有频率与摆 振频率相近的模态。但具体选择什么样的悬置以上结构的模态参数来防止车辆转向轮摆 振，要根据它们与其它结构参数的匹配如何。文献【3 6 】分析了解放c a l 0 原型车及其改 装油罐车悬置以上整体结构模态参数( 主要指频率) 对车轮摆振的影响。 第一章绪论 1 3 5 悬架系统参数对摆振的影响 悬架系统参数对摆振的影响非常复杂，没有什么规律可循。由于变化悬架系统的参 数( 几何定位参数，刚度以及阻尼等) 在实际试验中难以实现，这方面的实车研究做的 比较少，但借助仿真手段进行研究的例子就比较多。 文献 3 8 1 9 对悬架系统的1 1 个部件进行了d o e ( d e s i g no f e x p e r i m e n t s ) 分析，发现 引起摆振的主要因素是悬架的上下控制臂轴套的动刚度不足。文献 2 2 1 通过仿真计算发 现悬架弹簧刚度对摆振的影响很大。但由于悬架的参数配置直接关系到整车的行驶平顺 性，操纵稳定性，使得在实际中很少采用通过改变悬架系统参数作为减弱摆振的措施。 摆振应该与悬架的其它性能进行综合考虑，统一优化。 1 4 本论文研究的主要内容和意义 目前，为了适应增加重型汽车的承载能力，在不改变设计方案和零部件空间位置的 情况下，将其轮辋的厚度加大，以增强其刚度，该车就出现了制动时前轮摆振现象。 因此，本文以陕汽f 2 0 0 0 非独立悬架载重汽车为研究对象，以汽车前轮制动摆振的 启动机理和控制技术为研究目标，在前人研究的基础上，对非独立悬架汽车的前轮摆振 问题进行了更深一步的研究。对原有汽车前轮摆振力学模型进行了改进，应用m a t l a b 软件的强大数值计算功能，针对摆振问题的复杂数学模型，对摆振的各种诱因和有效的 抑制措施进行计算机模拟，据此确定引起摆振和减小摆振振幅的敏感参数，得到汽车转 向轮摆振的衰减机理，最终提出消除车辆摆振现象的控制策略与技术措施。主要研究内 容如下： 1 ) 对国内外摆振研究所取得的研究成果进行了深入的学习和系统的总结，为本文 所进行的研究提供了宝贵的经验。 2 ) 对转向系统振动的两个主要组成( 车辆前轴的侧倾振动和前轮绕主销的摆振) 进行了理论分析，并就此分析，重点考虑了汽车制动力及侧倾的影响，建立了以车辆前 轴的侧倾振动和左、右前轮绕主销的摆振的三自由度模型，并根据物理力学模型，建立 了相应的数学模型。 3 ) 研究分析重型汽车常用的鼓式制动器对汽车制动力的影响，考虑制动鼓不同状 态对制动力大小的影响，建立不同的制动工况、不同的制动器状态下制动力随时间变化 的方程，为后续制动力的变化对汽车摆振的影响分析提供理论的支持。 4 ) 用m a t l a b s i m u l i n k 软件建立前轮摆振仿真模型，对制动力不平衡的几个因素， 6 长安人学硕1 ：学位论文 包括制动力恒定时的三种情况、制动器起作用时问的不同及制动鼓失圆程度的不同，进 行了仿真分析。 5 ) 以陕汽f 2 0 0 0 重型汽车为例，针对各种因素进行了实车比较与排除试验，找出 了引起摆振和减小摆振振幅的敏感参数，提出消除车辆摆振现象的控制策略与技术措 施；对试验结果与模型仿真结果进行了对比分析，验证了模型的实用性，同时也为摆振 的影响因素提供了理论依据。 由于本课题以汽车制动摆振的启动机理和控制技术为研究目标，所以其成果可以为 消除各种车辆的摆振现象提供理论和实践上的直接指导，因此有广阔的应用前景。对车 辆生产商来讲，提高产品的技术性能意味着具有更强的市场竞争力，从而可以保证市场 占有率，所以课题研究成果的经济效益将是十分显著的。由于摆振现象的消除对提高车 辆的舒适性和操纵稳定性、降低陆路交通事故有着不可低估的作用，所以该课题研究成 果的社会效益也是不可忽视的。 7 第二二章汽车前轮摆振问题的分析 第二章汽车前轮摆振问题的分析 汽车前轮摆振是车辆动力学问题，实际上就是转向系统的振动导致的车辆整个车身 的振动。研究此类问题，我们首先要对转向系统振动进行分析，在此基础上对系统在一 定假设条件下建立合理的力学模型及数学模型。对同一类问题，根据研究的侧重点不同， 可以建立不同自由度和复杂度的模型。随着计算机和计算技术的发展，可以通过计算机 求得数学模型的数值解，来代替以前的解析解，从而使得我们可以建立更加精确也更加 复杂的数学模型。由于车轮与悬置以上结构的运动耦合较弱，所以可以忽略悬置以上的 振动，只研究三自由度的数学模型，基本上就可以达到分析研究的目的。 在参考了大量文献，吸取前人经验的基础上，本章为了更加突出前轮制动力对汽车 转向轮摆振的影响，仅对汽车摆振系统中的左、前轮绕各自主销的转角及前桥绕其本身 纵轴转动的角位移这三个自由度进行考虑，建立了三自由度力学模型及相应的数学模 型，并对主要的影响因素( 制动力和轮胎侧偏力) 进行了分析。 2 1 转向系统振动分析【3 9 】 两轮之间的转向梯形机构的刚度对摆振有重要影响。因此，应将两轮之间的转向梯 形机构视为弹性元件，而把左、右转向轮绕主销的摆动作为两个自由度系统来考虑。此 外，前轮定位参数( 如主销内倾角、后倾角、前轮外倾角以及前束等) ，除了直接影响摆 振外，还会影响轮胎特性，而轮胎特性也是影响摆振的重要因素。 对于转向系统的振动，其振动系统主要由转向杆系、转向轮、转向器以及悬架和簧 载质量组成。为了对此系统进行振动分析，作如下简化： 1 ) 将转向系统简化为由总体扭转刚度系数表示的单自由度系统，并假定系统质量 集中与转向盘，驾驶员控制的转向盘固定不动； 2 ) 忽略簧载质量的振动，即假设簧载质量也固定不动； 3 ) 轮胎特性仅考虑侧向刚度及侧偏刚度，车轮定位参数只考虑车轮后倾拖距，而 不考虑车轮； i - n 角和主销内倾角的影响。 基于上述假设条件，即可建立系统动力学模型，并进行振动分析。 2 1 1 车辆前轴的侧倾振动 汽车在行驶时，受到侧向力或路面不平度的激励作用，汽车会出现侧倾现象。车厢 在侧向力作用下绕侧倾轴线发生转动，存在一定的转角，即车厢侧倾角。车厢侧倾角是 长安人学硕上学位论文 和汽车操纵稳定性及平顺性有关的一个重要参数。侧倾角本身也是评定汽车操纵稳定性 的一个重要指标。由于汽车悬架系统本身为一振动系统，汽车在行驶过程中侧倾角会不 断发生变化，其变化的程度和频率对汽车的平顺性有很大的影响。 在忽略系统阻尼的情况下，车辆前轴绕车辆坐标系x 轴的自由振动如图2 1 所示。 、一 图2 1 车辆前轴绕x 轴坐标的侧倾振动 设车辆前轴的侧倾转动惯量为白，前轴侧倾角为吩，则前轴绕x 轴转动的运动学 方程为： l x r fd “2 。伊f + 三( 刃疋+ 口2 k ? 吩：。 ( 2 1 ) 由此可得前轴侧倾振动的故有圆频率为： 缈詹2 2 1 2 前轮绕主销的摆振 转向前轮与转向机构及杆系组成的绕主销的摆振系统如图2 2 所示。 9 ( 2 2 ) 第二章汽车前轮摆振问题的分析 图2 2 转向轮绕主销的摆振系统 设前轮绕主销的转动惯量为，前轮绕主销的转向角刚度为，则前轮绕主销的 摆振角为乱，则系统自由振动微分方程为： i 中等= 啦 ( 2 3 ) 当考虑整个转向系统( 从转向盘至转向前轮) 的弹性变形时，则可由转向系总扭转 刚度替代前轮绕主销的转向角刚度。即有： = 蚝= 蕊k s c k s l ( 2 4 ) 其中：t 为转向系总转向比。 2 2 汽车前轮摆振分析模型 汽车行驶时，在车轮上作用有因车轮不平衡而产生的干扰力矩或是制动时的不断变 化的制动力，把此干扰力( 或力矩) 加在摆振模型中，就可得出相应的强迫振动规律。 如果耦合自激振动的某一频率与干扰力的频率相等时，就会产生共振，加剧汽车的前轮 摆振程度。汽车的制动力的变化也会使得汽车所受的激励发生变化，从而改变汽车前轮 的振动状态。 摆振的激励和影响因素很复杂，为了便于同时研究在汽车在正常行驶和制动过程 中，各个变化因素对前轮摆振的影响，我们可以在模型建立过程中对一些数学上难于处 理的非线性问题进行简化处理，如忽略悬架弹性和阻尼的非线性特性及一些零部件的间 l o 长安人学硕上学位论文 隙和干磨擦等次要因素。以某国产非独立悬架汽车为原型，建立了前轮制动摆振简易模 型。 2 2 1 模型建立假设 本文建立的汽车前轮摆振三自由度模型基于以下理想化假设： 1 ) 忽略空气动力： 2 ) 与振动有关的轮胎和联接件等简化为转动惯量、弹簧和阻尼器； 3 ) 忽略纵拉杆及转向器质量对汽车摆振的影响； 4 ) 认为转向梯形机构平面与车辆模型砂平面平行，无夹角； 5 ) 轮胎无侧向滑移和纵向滑移； 6 ) 认为汽车行驶方向不变。 2 2 2 汽车前轮摆振模型说明 1 模型具有三自由度 竹：车桥绕其轴线的侧摆运动； 口吡：左轮绕主销摆动； 0 。r ：右轮绕主销摆动。 2 参数说明 甜：车辆行驶车速； r ：车轮半径； 4 ：主销中心到车轮中心平面的距离； d ，：转向节臂长； 以：梯形臂长； 置、q ：转向柱的等效刚度和等效阻尼系数； k ：、c 2 ：转向梯形机构的等效刚度和等效阻尼系数； 疋：悬架刚度； c 1 ：减振器阻尼系数： 厂：轮胎滚动阻力系数； 第二章汽车前轮摆振问题的分析 墨：轮胎垂向刚度； b ：轮胎侧向刚度； & 、：左、右车轮的侧向力； ，。：车轮绕自转轴的转动惯量； 乙：轮胎机械拖距； 旯：主销后倾角； 以：左、右车轮绕主销的转动惯量； k ：前桥绕纵轴线的侧摆惯量； c 乙：车轮绕主销转动的等效阻尼系数： 钆、：左、右轮绕主销的振动角位移； 缈，：车辆前轴的侧倾角位移。 2 2 3 汽车前轮摆振力学模型 通常两转向轮之间的转向梯形机构的刚度对车轮的摆振影响显著，因此将左右两轮 间转向杆系视为具有一定阻尼的弹性元件。在前述转向系统的振动分析基础之上，在文 献 6 】基础上，加上制动力的作用，同时考虑车辆前轴的侧倾振动和前轮绕主销的摆振， 在建立前桥的三自由度模型。如图2 3 所示。图中x 轴的正方向是汽车的前进方向，y 轴 向左为正，z 轴向上为正。 f x b ltfxbr 图2 3 非独立悬架的前轮制动摆振模型 1 2 长安大学硕十学位论文 2 2 4 汽车前轮搂振数字卡莫型 根据力学模型可以得出系统运动微分方程如下： ( 1 ) 、左前轮绕主销摆振方程 以钆+ 只i ，d 。+ ( c 0 + c 2 + 以c 1 ) 死+ ( 彰k ：+ d ；k 。) o w l 一彰c 2 “一彰k ：钆丹 一l 寺办+ b k i l l ( 2 一厂) + b 考兄】竹+ ( 屹兄+ 。) = o ( 2 ) 、右前轮绕主销摆振方程 以“一4 + ( + 霹c 2 ) “+ k ：一d ，2 l ：钆一刃 一l 万1 1 竹+ 【罢k 4 ( 兄一) + 岛弓五】竹+ ( 白五+ ，m ) = o ( 3 ) 、车辆前轴绕x 轴的侧倾角振动微分方程 白移+ 警州挚+ 譬k 嘲锄2 + j 。兰( “+ “) + ( 凡+ 如) r a = 0 2 3 鼓式制动器对制动力的影响分析 ( 2 5 ) ( 2 6 ) ( 2 7 ) 目前，重型矿用汽车的行车制动器基本上采用鼓式和盘式两种型式的制动器。盘式 较鼓式制动器有许多优点，但又具有许多不足之处：制动效能较低、用于液压制动的促 动管路压力较高、密封困难、结构复杂等。所以现在大部分重型汽车依然使用鼓式制动 器。 制动力既可用于评定车辆的制动效能，也可用以评定车辆制动时的方向稳定性。评 价制动效能用各轮制动力的总和值，评价制动方向稳定性用同轴左右轮制动力之差。而 制动力又表征了制动器的技术状况。由此鼓式制动器技术状况的好差就在很大程度上决 定了制动效能和制动方向稳定性，制动器状况的好差关键又在于制动蹄、鼓配合副的状 况。 作为旋转元件的制动鼓固装在车轮的轮毂凸缘上，其固定部分零件装配基体的制动 底板用螺栓与后驱动桥壳半轴套管上的凸缘连接。制动蹄以其腹板下端的孔分别同两支 承销上的偏心轴颈作动配合。制动蹄的外圆面上，用埋头铆钉铆接着一般用石棉纤维及 其它物质混合压制而成的摩擦片。液压传动装置的制动轮缸直接作为制动蹄的促动装 置，也用螺钉装在制动底板上，因而在结构上又成为制动器的不可分割的组成部分。制 第一二章汽车前轮摆振问题的分析 动蹄腹板的上端松嵌入压合在轮缸活塞上的顶块直槽中。两制动蹄由回位弹簧拉拢。 制动时，两蹄在轮缸中液压作用下，各自绕其支承销偏心轴颈的轴线向外旋转，紧 压到制动鼓内表面上。解除制动时，撤除液压，两蹄便在回位弹簧的作用下归位。 由上述分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器的制动效 能有很大影响，制动蹄摩擦面上的压力分布规律又是摩擦力大小的决定因素之一。但是 制动过程中，除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓、制动蹄以及支承也会有弹性变 形，但其与摩擦衬片的变形量相比相对很少，故在计算中只考虑摩擦衬片径向变形的影 响，其他零件变形的影响忽略不计。由此，做如下假设： 1 ) 制动鼓、制动蹄为绝对刚性体； 2 ) 在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； 3 ) 压力与变形符合胡克定律。 在此基础上对重型汽车使用的一个自由度的领从蹄式制动器进行分析，得到在制动 器张力不变情况下，制动力的变化规律【4 0 1 。 2 3 1 制动帝摩擦衬片的压力分布及径向变形 将制动蹄作为分离体来研究，如图2 4 所示，制动蹄在张开力p 的作用下，绕支承 销中心d 转动一定转角a o 时，则制动蹄摩擦衬片上某任意点a 的位移a b 为 一a b ：而0 ( 2 8 ) 由于刚性制动鼓对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩量 a c 为： a c = a b c o s f l = 0 a a o c o s ( 2 9 ) 图2 4制动蹄摩擦衬片径向变形分析简图 1 4 长安大学硕士学位论文 由图2 4 中的几何关系可知 o a c o s f l = o d = o o s i n 缈 摩擦衬片变形量某任意点a 的径向变形量为 乞= a c = 0 o a o s i n ( p ( 2 1 0 ) ( 2 1 1 ) 由于o o a o 为常量，而单位压力与变形成正比，设其弹性系数为k