結構參數變化對轉向機構性能影響分析

王 紅，簡碧園，王立新

（1.安陽工學院 機械工程學院，河南 安陽 455000；2.廣州科技職業技術學院，廣東 廣州 511442）

1 引言

汽車輪胎早期磨損嚴重、前輪擺振、轉向沉重等主要原因是汽車前輪定位參數設計還不夠完善，通過采用類比法或試驗確定參數沒有考慮到例如加工誤差、制造公差、裝配誤差等不確定因素帶來誤差，這些致使轉向機構運動出現偏差，這些不確定運動誤差加重輪胎磨損，影響車輛操縱穩定性[1]。橫拉桿彈性和運動副間隙是影響轉向機構在多種運行狀態動力學特性重要因素，對二者不確定性影響研究主要涉及柔性多體系統剛柔耦合動力學建模理論，取得一定成果：文獻[2]對車體建立有限元模型并進行模態分析，用超單元概念通過界面凝聚功能對柔性車體進行預處理，仿真計算采用NASTRAN和ADAMS完成；文獻[3]基于有限單元法搭建四連桿機構分析模型，研究固有頻率隨機構變化規律及軌跡；文獻[4]運用剛柔耦合體動力學理論，對機械臂進行柔性建模分析；文獻[5]運用柔性多體系統動力學方法搭建整車剛柔耦合分析模型進行模態分析。

研究含橫拉桿彈性不確定性及運動副間隙不確定性的轉向機構在汽車多種運行狀態下的動力學特性?；谶\動機構運動學分析，應用ADAMS和ANSYS搭建含有柔性體橫拉桿在內的剛柔耦合整車模型，實現有限元分析與多剛體模型的結合；分析在多種工況下，柔性體橫拉桿對汽車行駛性能、操縱性能和轉向性能的影響；并對含間隙運動副A和B的轉向機構進行碰撞接觸分析。

2 轉向機構模型

2.1 運動學分析

所研究車輛采用燭式懸架-整體式轉向機構，系統后視圖，如圖1（a）所示。含有運動副間隙轉向機構平面示意圖，如圖1（b）所示。

圖1 機構相關模型Fig.1 Vehicle Model

2.1.1 坐標系統

建立運動機構簡圖，如圖1（b）所示。假設轉向輪未轉動，即O1A桿沒有運動，在坐標系O-xyz中Aδ（xδA，yδA，zδA）、B（xB，yB，zB）兩點間的距離為：

設初始球頭B在坐標系O2-x2y2z2中坐標為B2（x2B，y2B，z2B），可得：

回轉后球頭B在坐標系O-xyz的坐標Bθ（xθB，yθB，zθB）：

根據AB桿長度的恒定，在坐標系O-xyz中Aδα（xδαA，yδαA，zδαA）、Bθ（xθB，yθB，zθB）兩點間的距離為：

聯解式（1）和式（4），得：

2.1.2 運動學分析

自由狀態，即運動副間隙中銷軸與孔不接觸[7]，系統動力學方程：

式中：M、K、φ、q和Q—質量矩陣、剛度矩陣、約束方程的雅可比矩陣、速度矩陣、扭矩矩陣。

當接觸時，增加力約束[8]，系統動力學模型為：

式中：F—接觸力列矩陣。

B處存在徑向間隙r1，對應各桿的桿長和質量分別為l1l2，l3，m1，m2，m3，主銷中心矩為 l4?？芍?/p>

假定轉向梯形臂勻速運動[9]，則運動方程為：

式中：FAx—A點在x軸方向的作用力，N；

FAy—A點在y軸方向作用力，N；

m1g—轉向梯形臂l1的重力，N。

對于橫拉桿，則：

橫拉桿運動學方程為：

2.2 柔性體橫拉桿

轉向機構中，橫拉桿最易出現彈性變形，因此分析橫拉桿彈性變形對轉向機構運動及動力性能影響[10]。在ANSYS中建立橫拉桿主體模型時對其結構進行簡化?？紤]到橫拉桿與接頭之間螺紋旋合長度為127 mm，長度為1757mm，內外徑為39mm、65mm。

根據Craig-Bampton模態綜合法對橫拉桿進行模態分析，柔性體橫拉桿前16階固有頻率，如表1所示。

表1 橫拉桿的固有頻率Tab.1 Natural Frequency of the Tie Rod

3 轉向機構碰撞接觸分析

3.1 含間隙運動副A轉向機構碰撞接觸分析

3.1.1 行駛中轉向工況

圖2 不同間隙大小的碰撞接觸Fig.2 The Impact of Different Gap Sizes

為了研究間隙內碰撞和間隙大小的關系，在結構與外干擾力不變的情況下，考慮不同間隙（0.05mm，0.lmm，0.2mm，0.3mm）對運動副A內碰撞接觸的影響。轉向過程中運動副A內不同間隙大小對應的碰撞接觸力，如圖2（a）所示。

圖2（a）是不同取值下，所對應碰撞接觸力，可知：當間隙為0.1mm時，車輛在轉向過程出現了一系列碰撞。在此過程中，懸架與轉向梯形臂出現多次分離到接觸再到分離的反復過程，在此過程中，產生較大的碰撞力致使零部件壽命算短，同時，造成車輛內外側車輪的轉向角發生波動，從而導致輪胎的磨損加劇，圖2（b）為間隙為0.1mm時所對應的，車輛的內外側車輪的轉向角之間的關系曲線。由圖可知，在車輛的轉向過程中，車輪處于極其不穩定狀態，車輪轉角出現波動，影響了汽車轉向穩定性。當間隙在0.05mm、0.2mm、0.3mm時，碰撞情況較簡單，轉向最初出現一次較大的碰撞，之后有一些小的碰撞。

可以看出，摩擦能夠降低碰撞接觸的強度，使碰撞力迅速不同摩擦系數影響，如圖2（c）所示。圖中所示為車輛在轉向過程中，運動副A處的間隙為0.1mm，其內部在無摩擦、干摩擦和濕摩擦等情況下的碰撞接觸力變化曲線。由圖可知，運動副內部的摩擦可以有效的降低碰撞接觸時的強度，使得產生的力迅速衰減，使得結構連續接觸的狀態得以加速；同時，可以看出隨著摩擦系數的增加，內部發生碰撞頻率減少，同時產生的碰撞力也減小。

3.1.2 車輪跳動過程中

運動副A間隙分別為 0.0mm、0.1mm、0.2mm、0.3mm時：在正弦力（振幅40mm）下車輪跳動一個周期內運動副A處的碰撞接觸力，橫坐標是車輪跳動行程，如圖3所示?？梢钥闯觯洪g隙在0.0mm時，接觸力小，在車輪下落過程中，出現多次明顯的碰撞、分離現象；間隙在0.1mm時，接觸力最大；在間隙為0.2、0.3mm時，接觸力小，碰撞次數多。從總的結果分析，車輪跳動過程中運動副A內間隙與碰撞力成非線性關系。

圖3 不同間隙大小的碰撞接觸Fig.3 The Impact of Different Gap Sizes

3.2 含間隙運動副B轉向機構碰撞接觸分析

3.2.1 轉向過程

運動副B間隙取0.0mm、0.04mm、0.1mm、0.2mm時，不同間隙大小的碰撞接觸力，如圖4（a）所示。

由圖可知，當B處存在間隙時，在轉向的初始階段，其內部出現了劇烈的碰撞，隨著轉角的增大，碰撞力迅速衰減，等仍有小的碰撞，當轉角達到10°以后，轉向機構進入平穩連續的接觸階段。因此，可認為：運動副B處間隙大小對碰撞接觸力影響較小。

3.2.2 車輪跳動過程

轉向過程中（內側車輪從0轉到極限轉角）運動副B處不同間隙對應的碰撞接觸力。可以看出:運動副B存在間隙時，轉向開始出現劇烈的碰撞，之后碰撞力迅運動副B間隙取0.0mm、0.1mm、0.2mm、0.3mm時，不同間隙大小的碰撞接觸力，如圖4（b）所示。

圖中所示是車輪跳動過程中運動副B處不同間隙對應的碰撞接觸力。由圖可知：在車輛轉向過程中，懸架與轉向梯形臂發生了多次分離到結合再到分離的過程，同時也發生了多次比較微弱的碰撞。

3.2.3 直線行駛過程

運動副B間隙取0mm、0.05mm、0.1mm、0.2mm時，不同間隙大小的碰撞接觸力，如圖4（c）所示。

由圖看出：運行初始，運動副B處出現了一次大的碰撞，之后進入接觸階段，最后處于分離狀態。從總的結果分析，汽車直線行駛過程中運動副B處間隙與碰撞力成非線性關系。當間隙在0.04 mm時碰撞最小，運行穩定。

圖4 不同間隙大小的碰撞接觸力Fig.4 The Impact Contact Force of Different Gap Sizes

4 結論

根據轉向機構的運動學分析和受力分析，應用ADAMS和ANSYS建立含有柔性體橫拉桿在內的剛柔耦合整車模型，實現有限元分析與多剛體模型的結合。經過分析可知：

（1）在車輛轉向過程中，柔性體橫拉桿對轉向角影響較小，但加大了行駛狀態時輪距及外傾角變化，對車輪擺角影響顯著。柔性體橫拉桿在車輪跳動初始所承受的作用力最大，而在其它時刻和其它狀態所承受的作用力相差不多。

（2）運動副A、B內間隙大小與碰撞力存在很大程度的非線性、以及運動副A、B內的摩擦能夠降低碰撞接觸的強度。

（3）對于運動副A，轉向過程中剛性體橫拉桿與柔性體橫拉桿產生的碰撞接觸力相差不多；直線行駛中剛性體橫拉桿產生的碰撞接觸大；車輪跳動中柔性體橫拉桿產生的碰撞接觸大。對于運動副B，轉向過程中剛性體橫拉桿產生的碰撞接觸力??；直線行駛中兩種橫拉桿的碰撞接觸力相差不多；車輪跳動過程中柔性體橫拉桿產生的碰撞接觸力大。