某輕型商用客車懸架平順性提升研究

聞坤，張寶

南京依維柯汽車有限公司，江蘇南京 211806

0 引言

汽車懸架屬于汽車行駛系統，是汽車重要的總成之一。懸架將車架(或車身)和車橋(或車輪)連接起來并傳遞它們之間的一切力和力矩，因此懸架應該具有足夠的強度以保證汽車足夠的承載力和可靠性，同時懸架又必須匹配適合的剛度以緩和路面傳遞給車架(或車身)的沖擊載荷，衰減車輛振動保證行駛平順性。在車輛設計時懸架系統的承載能力和平順性指標時常出現矛盾沖突，在現有材料力學性能和市場經濟化要求的背景下，同時大幅提升承載力和平順性指標是比較困難的。這樣，在設計初期就需要針對各車輛的不同使用場景，有側重地去匹配某個指標來滿足市場客戶的關切點。文中針對某原型車新增的客戶群體重新匹配設計鋼板彈簧和減振器，通過理論計算和整車試驗驗證了懸架改進的合理性，優化后的方案其可靠性和平順性達到了目標客戶要求。

1 原型車介紹

某輕型客車前懸架為橫置板簧獨立懸架，后懸架為少片簧非獨立懸架，車型載荷為2 470～4 000 kg。該車載荷范圍較廣，為兼顧各載荷工況下的平順性要求,針對滿載質量輕、載荷變化小的目標使用場景重新匹配懸架以滿足高平順性的要求。

某輕型客車的載質量信息如下：

(1)原場景設計載質量

車輛空載載質量為2 470 kg：前軸載質量為1 320 kg，后軸載質量為1 150 kg。

車輛半載載質量為3 235 kg ：前軸載質量為1 410 kg，后軸載質量為1 825 kg。

車輛滿載載質量為4 000 kg ：前軸載質量為1 500 kg，后軸載質量為2 500 kg。

(2)目標場景載質量

車輛空載載質量為2 950 kg ：前軸載質量為1 420 kg，后軸載質量為1 530 kg。

車輛半載載質量為3 250 kg ：前軸載質量為1 520 kg，后軸載質量為1 730 kg。

車輛滿載載質量為3 550 kg ：前軸載質量為1 620 kg，后軸載質量為1 930 kg。

(3)簧下質量

車輛前簧下質量為165 kg;車輛后簧下質量為332 kg。

2 后鋼板彈簧匹配改進

2.1 板簧改進分析

后懸架原為二級變剛度少片簧：車輛在小載荷時處在板簧的一級剛度段，大載荷時處在板簧的二級剛度段。對于空載與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度變化采用此種板簧較為理想。其彈性特性曲線如圖1中曲線①所示。其中滿載載荷為7 833 N,半載載荷為6 854 N。

圖1 某車型原后懸架板簧特性曲線

相對于原設計載荷而言目標場景使用的空載載荷有所提升，滿載載荷有所下降。目標場景下空滿載質量變化為400 kg 遠小于原設計空滿載質量變化1 350 kg，目標場景載荷落在剛度曲線①上的一級剛度段，7 830 N之后的剛度曲線失去了使用的意義。

由于目標場景下最大載荷比原設計載荷低且空滿載質量變化小，確定改進思路為：①板簧極限應力和剛度需求下調;②采用單級剛度即可滿足使用需求。改進的板簧特性趨勢應如圖1中曲線②所示。

2.2 板簧剛度確定

2.2.1 后懸架的偏頻

某滿載質量為3 550 kg的對標車型后懸架空載偏頻為1.97 Hz,滿載偏頻為1.65 Hz。根據公式(1)可以計算得此車型原板簧對應的空滿載偏頻分別為2.01 Hz和1.87 Hz。

(1)

式中：為偏頻，Hz;

為板簧剛度,N/mm;

為簧上質量，kg。

此車型前懸架空載偏頻為1.74 Hz，滿載偏頻為1.65 Hz。一般情況下后懸架的偏頻會略微大于前懸架的偏頻，但是為了改善輕型車后排乘客的乘坐舒適性，有時會取后懸架偏頻接近或低于前懸架的偏頻。根據載荷和偏頻目標，改進后的板簧剛度特性曲線如圖2所示。

圖2 某車型改進后的板簧剛度特性曲線

改進后的板簧剛度為75 N/mm，相關后懸架偏頻對比參數見表1。

表1 懸架偏頻對比參數 單位:Hz

由表1可看到，改進前的后懸架空滿載偏頻均遠大于前懸架偏頻，滿載偏頻和對標車接近而空載偏頻大于對標車較多；改進的后懸架空載偏頻略大于前懸架偏頻，滿載偏頻略低于前懸架偏頻，但是均好于對標車。綜上分析，板簧剛度的選取符合改進目標。

2.2.2 板簧運動特征點及動擾度

原板簧弧高為132 mm，為了保證整車高度和姿態角，經整車校核確定改進后板簧弧高為148 mm。原型車的動擾度為81.5 mm，符合一般客車動擾度推薦值的要求，通過調整緩沖塊位置維持改進后板簧的動擾度不變。

表2為某車型原后懸架設計參數，其特性曲線如圖3所示。

表2 某車型原后懸架設計參數

圖3 某車型原后懸架設計特性曲線

表3為某車型改進后的板簧校核參數，其特性曲線如圖4所示。

表3 某車型改進后的板簧設計參數

圖4 某車型后懸架改進設計特性曲線

綜上分析，以緩沖塊壓縮2/3測量動擾度值，板簧改進前后均為81.5 mm。改進后懸架可耐滿載質量2.74 g的沖擊(極限載荷21 450 N)，滿足使用要求。

2.3 板簧應力計算

改進鋼板彈簧為拋物線型兩片簧，其設計參數見表4，拋物線截面尺寸如圖5所示。

表4 改進板簧設計參數

圖5 改進板簧拋物線截面尺寸

(1)拋物線型鋼板彈簧應力理論計算公式為：

(2)

式中：為作用在板簧端部上的載荷,N；為板簧伸直長度之半,mm；為板簧中部厚度,mm；為板簧葉片寬度,mm；為板簧葉片數。

計算得到板簧在靜載荷、動載荷(極限)下的應力分別為：=552.45 MPa,=984.25 MPa。

(2)后板簧縱扭最大應力出現在驅動時的簧片前半段，理論計算公式為：

(3)

式中：為鋼板彈簧總斷面系數,mm；為驅動時后軸負荷轉移系數，取=1.2；為作用在后輪上的載荷,N；、分別為鋼板彈簧的前后端長度，mm；為彈簧固定點至路面的距離，mm；為道路附著系數，取=0.8。

代入該車型參數得：

縱扭應力一般都很高，但是發生的次數不多。表5給出了后懸架板簧的一些應力推薦值。

表5 后懸架板簧推薦應力值 單位:MPa

理論計算表明,后簧靜應力(552.45 MPa)、極限應力(984.25 MPa)和縱扭應力(1 129.91 MPa)均符合設計要求。

3 減振器阻尼匹配設計

阻尼比(或稱相對阻尼系數)是包含減振器的阻尼力和懸架彈簧剛度的參數，它定義了系統阻尼系數與臨界阻尼的關系，直觀地反映了系統耗能的能力。阻尼比理論計算公式為：

(4)

式中：為減振器阻尼系數,N·s/mm；為懸架剛度,N/mm；為簧上質量,kg。

減振器阻尼作用在不同剛度、不同簧載質量懸架系統時匹配產生不同的阻尼效果，阻尼比越大，則振動衰減越快，同時將越大的路面沖擊力傳遞到車身。無內摩擦的彈性元件懸架取=0.25～0.35，對有內摩擦的彈性元件懸架則取小一些；對于形式路面差的汽車取大些，一般>03。

為迅速衰減汽車振動又不把大的路面沖擊力傳遞到車身上，要把減振器拉伸和壓縮阻力按一定比例分配。有的參考材料建議按照1.5～4(8∶2～6∶4)的比例分配，有的參考資料建議按照2～5，個別的達到10的比例分配。

匹配設計時首先選取阻尼比和拉壓力的比例分配。

根據公式(4)可求得阻尼系數。通常情況下還要考慮減振器安裝角度和安裝位置杠桿比，后減振器安裝位置如圖6所示，在整車坐標平面內：減振器軸線與鉛垂線夾角=0°，在平面內與鉛垂線夾角=36.35°，杠桿比=，可得到該車型的阻尼系數為：

圖6 后減振器安裝位置

(5)

懸架跳動時減振器的振幅和頻率是變化的，即活塞線速度不是固定的。因而減振器阻尼系數及阻尼力也是變化的，尼力由公式(6)確定

=

(6)

式中：是阻尼力，是阻尼系數，是減振器活塞線速度。

某車型后懸架原減振器參數見表6。

表6 某車型后懸架原減振器參數

原減振器拉壓力比、拉伸阻尼比均較大，阻尼比的增加振幅會有效衰減，但同時引起車體振動加速度也會越大。該客車目標市場行駛道路狀況較好、舒適性要求高，重新選稍小一些的阻尼比進行整車調試，減振器拉壓比按照推薦范圍調整。重新選取和計算得到的減振器參數見表7。

表7 某車型后懸架重新匹配減振器參數

表7的減振器參數是根據推薦值、車型經驗參數以及理論公式初步確定的，表中給出了拉伸力和壓縮力的名義值，根據名義值的公差可以分別確定拉伸力和壓縮力的最大值和最小值。參數調試以表7為基礎結合試驗車進行多組調試測試和修訂以達到預期效果。

減振器阻尼特性一般用阻力-速度特性曲線(圖7)和阻力-位移特性曲線(圖8)兩種方式來描述。圖7的阻力-速度特性曲線中：原值代表改進前的減振器特性，名義值是設計改進后的理論特性曲線，最大值和最小值是名義值的設計公差帶范圍，3#、4#是調試中公差帶內的兩組減振器特性。

圖7 阻力-速度特性曲線

圖8 阻力-位移特性曲線

圖7反映了減振器速度變化時阻尼力的變化規律。通過原值曲線、名義值曲線和3#、4#兩組調試曲線可知，改進前后特性規律的變化以及實物測試和理論值的符合性。其中3#這組最符合設計理論名義值，測試該組減振器的阻力-位移曲線如圖8所示，不同的閉合曲線表述該組減振器在不同速度下減振器壓縮和拉伸行程中阻尼力的變化。封閉曲線的面積表示減振器全行程所做的功。

4 試驗驗證

4.1 可靠性驗證

比利時路是汽車試驗中考核車輛可靠性的經典路面，一般由花崗巖石或玄武巖石高低錯落鋪設而成?；谀耻囆烷L期的路試和客戶經驗，選擇總里程為5 518 km比利時路進行可靠性驗證，試驗依據是GB/T 12534—1990《汽車道路試驗方法通則》，通過該加速測試可以對比行程計算車輛等效損傷。所研究的匹配零部件均在整車上搭載通過了比利時路驗證，滿足可靠性要求。

4.2 汽車操穩性能試驗

為了驗證懸掛的改進對整車操穩性帶來的影響，基于QC/T 480《汽車操縱穩定性指標限值與評價方法》、GB/T 6323《汽車操縱穩定性試驗方法》進行了改進前后的操穩對比測試，結果見表8。

表8 改進前后的操穩對比測試結果

由表8的操穩試驗對比表明，后懸掛改進后的整車操穩性能和原車型相比是可以接受的。

4.3 NVH平順性測試

4.3.1 板簧的NVH對比測試

測試車輛狀態矩陣如表9所示4組狀態：①為原板簧+原胎壓(0.45 MPa);②為原板簧+降胎壓(0.38 MPa);③為改進板簧+原胎壓(0.45 MPa);④為改進板簧+降胎壓(0.38 MPa)。

表9 車輛狀態矩陣

測試工況分為隨機路面、脈沖路面、空載狀態和滿載狀態4種，結合車輛4組狀態得到板簧對比測試矩陣見表10。

表10 板簧對比測試矩陣

乘客座椅位置振動加速度測試對比如圖9至圖12所示。

圖9 隨機路面空載工況

圖10 隨機路面滿載工況

圖11 脈沖路面空載工況

圖12 脈沖路面滿載工況

和原車狀態相比，改進板簧及降胎壓措施對NVH提升效果匯總見表11。

表11 板簧NVH測試提升效果 單位:%

4.3.2 優化后的NVH對比測試

將重新匹配的減振器搭載在整車進行NVH對比測試，測試提升結果見表12。

表12 減振器NVH測試提升效果 單位:%

5 結論

根據試驗結果，最終確定提升方案為：改進型板簧+改進型減振器+降胎壓的綜合措施。試驗表明：改進的板簧和減振器滿足可靠性、整車操穩性能要求。采用的改進方案對平順性提升明顯，尤其在空載工況下提升達11%以上，在滿載工況下也有明顯的改善體驗。

懸架系統的匹配改進工作往往受制于開發初期技術路線，受制和影響的因素都很多，后期優化中為了滿足某一個特定性能的需求常要做出取舍。文中的研究達到了預期目標，作為設計案例提出了以下建議：

(1)汽車懸架的剛度要密切結合整車載荷的變化、車型使用場景的特點進行匹配;

(2)輕型載客汽車的減振器阻尼比最好控制在0.3以內，過大的阻尼比不利于整車平順性;

(3)懸架的平順性提升是個系統性工作，常常要通過多舉措的“組合拳”來實現。