三轮汽车前轮自激摆振特性研究.pdf

第3卷第5期
汽车工程学报
Vol3 No5
2013年9月
Chinese Journal of Automotive Engineering
Sept. 2013
三轮汽车前轮自激摆振特性硏究
王鹏,魏道高
(合肥工业大学机械与汽车工程学院,安徽,合肥2300090
摘要:为获得转向系统结构参数对三轮汽车摆振影响,以国产某型三轮汽车作为样车,简化建立了二自由度前轮摆振
系统动力学模型。对模型进行数值计算,得到了随车速变化的前轮摆振系统振动特性及结构参数变化对其的影响。结果
表明,分别增大减振器刚度、转向系扭转角刚度或转向柱与车架间的干摩擦力矩,能有效减小三轮汽车前轮自激摆振的
速度区间。而当车速较高,前轮摆振系统发生自激振动时,增大减振器刚度、转向系扭转角刚度或转向柱与车架间的干
摩擦力矩能有效降低前轮自激摆振极限环幅值,甚至消除自激摆振现象。
关键词:三轮汽车;自激摆振;极限环;分岔
中图分类号:S229+1
文献标识码:A
DOl:10.3969/ 1. Issn.2095-1469.2013.05.04
Shimmy Research on the Front Wheel of Three-wheeled Vehicles
Wang Peng, Wei Daogao
(School of Mechanical and Automotive Engineering, Hefei University of Technology, Hefei 230009, Anhui, China)
Abstract: In order to study the influence of structural parameters of the steering system on the front wheel
himmy of three-wheeled vehicles, a simplified model for a domestic three-wheeled vehicle was built up and a
2DOF dynamic model of the front wheel shimmy system was established. The system vibration characteristics
changing with velocity and the eftects of the structural parameters were obtained by numerical calculation
The results show that the shimmy velocity range of the front wheel is reduced with the increase of the shock
absorber stiffness, the steering system angular stiffness or the dry friction torque between the steering column
and the frame. When the shimmy occurs with high velocity, increasing the shock absorber stiffness, the steering
system angular stiffness or the dry friction torque will reduce the amplitude of the shimmy or even eliminate
the shimmy phenomenon
Key words: three-wheeled vehicle; shimmy; limit cycle; bifurcation
三轮汽车由于其较低的使用成本和较高的使用而对三轮汽车前轮转向系统摆振研究,则少见报道。
效率,使其成为广大农村与城乡结合部重要的交通
众所周知,汽车转向轮在某些情况下会发生自
运输工具。近年来,由于多发安全事故,人们对其激摆振。而转向轮的摆振会恶化汽车的操纵性能,
行驶稳定性越发关注。学者们的研究多局限于通过严重影响汽车的行驶稳定性。近年来,国内外科研
建立三轮汽车整车的数学及多体动力学模型,探讨人员针对四轮汽车转向轮摆振已经取得了很多实际
机构参数对整车系统转向行驶稳定性的影响3,成果4-?。
收稿日期:2013-04-27
基金项目:国家自然科学基金项目(51050002):清华大学汽车安全与节能国家重点实验室开放基金项目(KF2007-05)
第5期
王鹏等:三轮汽车前轮自激摆振特性硏究
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本文基于某型三轮汽车,简化并建立了前轮摆
图1中的p为前轮绕其旋转轴线的侧倾角;O
振模型,通过数值计算方法,得到了其自激振动特为前轮绕转向柱的摆角。
性,并分析研究了转向系统结构参数对三轮汽车前
系统动能
轮摆振特性的影响。
T==1φ2+12
1三轮汽车前轮摆振动力学模型建立
式中,1前轮绕其纵轴的转动惯量:为前轮绕转
向柱的转动惯量。
为便于建模和计算,将三轮汽车转向系统简化
系统势能
为二自由度模型,如图1所示。
U=2xk(p)2+k,0
1.1三轮汽车前轮摆振系统运动微分方程
式中,k为转向系减振器刚度;k2为转向系扭转角
根据图1,运用拉格朗日方程推导转向轮摆振刚度:为前轮左(右)减振器至车轮纵向中心平面
系统运动微分方程。
之间的距离。
系统耗散能
D=2x=c(p)2
式中,cG1为前轮减振器阻尼。
减振器
系统两个广义力
≌1=-2
O+F?Re
R
R
R
式中,2为前轮绕其旋转轴线的转动惯量;R为车
轮滚动半径;v为三轮汽车行驶速度;F为前轮所
受垂直载荷;F为前轮所受侧向力:M为转向柱与
车架总成间的干摩擦力矩;b为前轮回转力臂。
(a)侧视图
1,=(R tan B+e).cos B-sa
式中,B为转向柱后倾角;e为前轮拖距;s为转向
柱偏移距
拉格朗日算子
L=TーU
l12+12-2xん()2-=k
根据含耗散函数的拉格朗日方程
d OL OL
2(i=1,2)
由q=,q2=0计算得三轮汽车转向轮摆振系统
运动学微分方程为
(b)前视图
1?·
(2kPーF?R)9-F?R-2c/9
R
图1三轮汽车转向轮摆振力学模型