橡胶衬套对汽车转向轮高速摆振的影响

・科研设计（ＲＥＳＥＡＲＣＨ＆ＤＥＳＩＧＮ）・

文章编号：１００２－４５８１（２００６）０３－００１６－０４

橡胶衬套对汽车转向轮高速摆振的影响

刘岩１，颜元文２

ＬＩＵＹａｎ１，ＹＡＮＹｕａｎ－ｗｅｎ２

（１．上海大众汽车有限公司，上海&２０００５０；２．同济大学，上海&２０００９２）

摘要：应用ＡＤＡＭＳ软件建立整车多体动力学模型，模型重点构建了橡胶衬套模块。通过对前悬架和转向系各处

橡胶衬套进行灵敏度分析和正交试验优化，探索抑制转向轮高速摆振的途径。

关键词：橡胶衬套；转向轮高速摆振；整车模型；正交试验优化

中图分类号：Ｕ４６３．４文献标识码：

Ｂ

北京汽车

转向轮摆振是汽车操纵机构中的主要振动现象，对这个问题国内外已有较深入的研究。近些年来，随着高速公路的兴建，汽车行驶平均车速的提高，转向轮摆振出现不同于以往的新特—高频微幅，即振动的位移反应小，主要是征——

振动产生的力和加速度值很大，我们把这种现象称为转向轮高速摆振，简称高速摆振。高速摆振的汽车，无“蛇行”现象，车身也不会摇晃，表现在转向盘和仪表盘抖动，甚至车身发生抖动，振动频率一般高于１０Ｈｚ，所以主要影响汽车的舒适性，对操纵稳定性也有一定影响。对于高速摆振的原因，国内还没有展开深入研究。本文应用ＡＤＡＭＳ软件建立４２自由度整车动力学模型，通过对橡胶衬套进行分析，研究抑制转向轮高速摆振的方法。

滞特性，系统一部分能量通过材料阻尼变成了热，不过这种材料阻尼不单纯与相对运动速度成正比。在这种情况下的阻尼特性，采用复刚度来表示更为合理，即用ｋ（１＋ｊη）ｘ的复数形式来表示对应于位移的恢复力。橡胶材料的一维振动模型和等效弹簧—阻尼模型如图１所示。

ｔ＋σ）

假设ｍ＝０，当有外力Ｆ（ｔ）＝Ｆｏｅｊ（Ω作用时，位

移响应为ｘ（ｔ）＝ｘｏｅｊΩｔ。

上述振动模型的振动微分方程为：

! ＋ｋ＊ｘ＝Ｆ（ｔ）&&&&ｍｘ

Ｆ（ｔ）" ＝ｊΩ令ｋ＊＝＝ｋ＋ｊｈ，把ｘｘ代入上式得：ｘ（ｔ）

ｔｊΩ! ＋ｋηｘ" ＋ｋｘ＝Ｆｅ&&ｍｘｏ

Ω

（１）

（２）

１! 橡胶衬套模型

橡胶衬套作为减弱振动的弹性连接手段，主要作用是吸收振动能量，它广泛应用于发动机支座、转向系和悬架杆件铰链处。近些年来的实验研究指出，橡胶衬套是一种粘—弹性材料，其特性介于理想的弹性材料和理想的粘性材料之间，存在应变滞后于应力的现象［１］。由于橡胶衬套的粘・１６・

图１

橡胶衬套的一维振动模型和等效弹簧—阻尼模型

《北京汽车》２００６．Ｎｏ．３

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式中：ｋ＝

Ｆｏｘｃｏｓθ，ｈ＝ｋη，η＝ｔｇθ

衬套和减振器的刚度、阻尼通过激振试验进行测ｏ

定并考虑其非线性特性，把这些试验测量值加入通常用５个参数（ｋ＊，ｋ，ｃｅ，ｈ，η）描述橡整车模型，使模型更接近于汽车的实际工况。

胶衬套的动特性，各参数所代表的物理意义如前悬架上、下横臂与车架连接处的橡胶衬套下：

用Ｂｕｓｈｉｎｇ力单元进行模拟，向Ｂｕｓｈｉｎｇ力单元复刚度ｋ＊—指在正弦激励作用下橡胶衬套的输入３个相互垂直方向的刚度、阻尼和扭转刚有效刚度，数值上等于作用力的峰值与响应位移度、扭转阻尼，模拟橡胶衬套的作用。

的峰值之比；

应用ＡＤＡＭＳ软件建立如图３所示的整车动动刚度ｋ—是作用力矢量在位移方向上的分力学模型［２］，该模型由３２个部件（含地面）组成，

量与位移之比，是复刚度的实部，即弹性部分；

１２个转动铰，９个球铰，３个万向节铰，４个固阻尼系数ｃ定铰，２个线上原始铰，８个平行轴原始铰，１个

ｅ—亦称等效粘性阻尼系数，

ｃｋη

正交原始铰。整个模型的自由度Ｋ为：

ｅ＝Ω

，是作用力矢量在速度方向上的分量与速Ｋ＝（３２－１）×６－１２×５－９×３－３×４－４×６－２×２－８×２－

度之比；

１×１＝４２

结构阻尼系数ｈ—亦称损失比，ｈ＝ｃｅΩ，是作用力矢量与位移之比；

损耗因子η—亦称滞后因子，η＝ｔｇθ。它反映了橡胶衬套的内部摩擦，即阻尼的大小。

从上述参数中可以看出，橡胶材料的特性描述除自身因素（ｋ，η）外，还与激振频率Ω有关。

国产某轻型客车的前悬架是双横臂纵置扭杆式独立悬架，转向机构为前置组合式转向梯形机构，后悬架是纵向非对称半椭圆形钢板弹簧。该车几种橡胶衬套的形状如图２所示，其中：

（ａ）—前悬架下横臂与车架连接处橡胶衬套；

（ｂ）—前拉杆与车架连接处橡胶衬套；

图３４２自由度整车动力学模型

（ｃ）—转向从动臂与车架连接处橡胶衬套。

该轻型客车为后轮驱动，因此在模型中对两后轮加驱动力矩，推动汽车向前运动。模拟汽车在平直路面以７５ｋｍ／ｈ、８６ｋｍ／ｈ、９７ｋｍ／ｈ、

１０８ｋｍ／ｈ匀速行驶，测量在上述工况下转向横拉

杆中部、转向纵拉杆中部的轴向加速度响应值，

图２

前悬架和转向系几种橡胶衬套的形状

与该车在相同工况下的道路试验结果进行比较。结果表明：模型仿真和道路试验的功率谱峰值以２! 整车多体系统模型

及均方根值相差不大，并且变化趋势一致，整车对建立整车多体动力学模型所需的结构和质模型正确。

量参数，用多种方法进行测定：形状对称零部件３! 橡胶衬套参数优化

通过试验进行测量，形状不规则零部件使用ＵＧ软件进行计算，整车簧载质量通过试验进行测在汽车发展历史上，橡胶衬套对汽车性能的量，因此模型精确可信。对悬架与转向系中橡胶

影响很大，有时甚至具有决定性的作用［３］。

国外一

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北京汽车

・科研设计（ＲＥＳＥＡＲＣＨ＆ＤＥＳＩＧＮ）・种新车设计完，最后往往是通过调整橡胶衬套的刚度、阻尼来改善汽车的平顺性、操纵稳定性等性能。

水平

表１" 正交试验优化因素水平表

因素

Ａ（Ｎ／ｍｍ）３１００２３２５３８７５

Ｂ（Ｎ／ｍｍ）１８００１３５０２２５０

Ｃ（Ｎ／ｍｍ）１２００９００１５００

３．１" 正交试验优化

本文主要研究橡胶衬套对转向轮高速摆振的影响。该车悬架和转向系中有１９处铰接使用橡胶衬套，如果实施全面分析的方案，即对所有因素的每个水平都进行仿真分析，则需要大量机时。采用正交试验优化的方法可以减少机时并达到预期效果［４］。

正交试验优化是现代优化方法中的一种先进的设计方法，具有设计灵活、计算简便、试验次数少、可靠性高、适用面广等优点。正交试验优化只要试验方案设计合理，就可以全面进行优化分析，有效控制试验干扰，直接实现优化目标。

在对各处橡胶衬套进行灵敏度分析的基础上进行正交试验优化，确定转向从动臂与车架连接处的橡胶衬套径向刚度为因素Ａ、前拉杆与车架连接处的橡胶衬套轴向刚度为因素Ｂ、前悬架下横臂与车架连接处橡胶衬套轴向刚度为因素Ｃ，以减少转向横拉杆中部轴向加速度均方根值为目

１２３

标。则正交试验优化因素水平表如表１所示。

进行优化时选用Ｌ９（３）标准正交表，在

４

８６ｋｍ／ｈ的车速下进行动力学仿真，结果如表２

所示。

用方差分析法对正交试验优化结果进行分析，首先计算各因素的偏差平方和Ｓｊ，它是第ｊ列各水平对应试验指标平均值与总平均的偏差平方和，表明该列水平变动所引起的试验数据的波动。

北京汽车

ｂ

Ｓｊ＝

ａ１ｙ－∑ｊｋ

ａｋ＝１

ｂ

２

’’’’" ∑ｙ#

ａ

２

ｉ＝１

ｊ

（３）

式中，ａ为正交试验的次数，是正交表的行数；ｂ为正交试验的水平数；ｃ为正交试验的因素数，是正交表的列数；其它详见表２。

表２" 正交试验优化仿真分析结果

因素

试验号

Ａ１１１２２２３３３２１．５７４２２．２３１８．８７３４４４．１１３４９４．１７３３６５．１９０

Ｂ１２３１２３１２３２０．９１６１９．２６３２１．９９８４３７．４７９３７１．０６３４８３．９１２

空列Ｃ１２３３１２２３１２１．１１６２０．７２３２０．３３８４４５．８８５４２９．４４３４１３．６３４

ｙｉ（ｒｍｓｍ／ｓ２）７．２１７６．５２２７．３３５７．３３０７．０６８７．８３２６．３６９５．６３７６．８３１

１２３４５６７８９ｙｊ１ｙｊ２ｙｊ３ｙｊ１２ｙｊ２２ｙｊ３２

１２３２３１３１２２０．７２２２０．６８３２０．７７２４２９．４０１４２７．７８６４３１．４７６

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表３! 正交试验优化方差分析表

方差来源

偏差平方和Ｓｊ

自由度ｆｅ

均方和

Ｆ比显著性水平α

Ａ１．９３８８１１．９３８８３７．７２０．０５Ｂ

１．２６４７１１．２６４７２４．６１

０．０５

误差０．１０２８２０．０５１４

———

总和

３．３０６３

４

Ｆ０．０５（１，２）＝１８．５１

Ｆ０．０１（１，２）＝９８．４９

正交试验优化方差分析见表３。试验误差的杆中部的加速度均方根值（ｒｍｓ），与原车参数仿自由度ｆｅ一般不应小于２，ｆｅ很小时，Ｆ检验的灵真结果比较如图４所示。

敏度很低，为提高检验的灵敏度，可以将数值较由图４可以看出，改变上述两处橡胶元件的小的Ｓｃ归入Ｓｅ以增大ｆｅ。

刚度，直接影响前悬架和转向系统刚度值，改变通常把α≤０．１的因素叫显著因素，上述因了系统固有频率，因此在共振车速８３ｋｍ／ｈ附近素中Ａ、Ｂ为显著因素，且显著性水平都是

的系统响应加速度均方根值明显下降。上述橡胶０．０５，所以最大显著性水平即０．０５。显然Ａ、Ｂ

元件刚度变化在工程上易于实现，并且对汽车其最优组合应取Ａ３、Ｂ２，而对于不显著因素Ｃ取

它主要性能影响小，是可行方案。

适当水平。从参数变化最小的原则出发，本试验的最优组合为Ａ３Ｂ２Ｃ１，它不在已做的试验中，４! 结束语

尚需估计它的试验指标值。进行区间估计时，求通过对前悬架和转向系各处橡胶衬套进行灵得ｙ优＝５．９３３，ε０．０５＝１．６８９

敏度分析和正交试验优化，推荐增大转向从动臂以Ａ３Ｂ２Ｃ１为最优组合，车速为８６ｋｍ／ｈ时，与车架连接处的橡胶衬套径向刚度、减少前拉杆转向横拉杆中部的加速度均方根值在４．２４４￣

与车架连接处的橡胶衬套轴向刚度来抑制该车轮７．６２２之间，此时的置信度为９５％。

高速摆振。

３．２! 优化结果分析

参考文献

把因素Ａ刚度提高１／４，因素Ｂ刚度减少１／［１］严济宽．机械振动隔离技术［Ｍ］．上海：上海科学技术４，其它为原车参数，计算６种车速下转向横拉

文献出版社，１９８５，７６～７９

［２］Ｒ．Ｊ．Ａｎｔｏｕｎ，Ｐ．Ｂ．Ｈａｃｋｅｒｔ，ＳｉｍｕｌａｔｉｏｎｏｆＶｅｈｉｃｌｅＤｙｎａｍｉｃ

Ｈａｎｄｉｎｇ［Ａ］．ＳＡＥ９７０６４１，１９９７（６）：１４３６～１４４２

［３］林逸．独立悬架中的橡胶减振元件对汽车性能的影响［Ｊ］．吉林工业大学学报，１９９３，２３（３）：１８～２６．

［４］任露泉主编．试验优化技术［Ｍ］．北京：机械工业出版社，１９８７．４５～５８

收稿日期：２００５－０２－２２

图４优化参数与原车参数比较

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