某卡車開發中關于平順性的設計分析與測試

程光寶，王慶生

（安徽江淮汽集團股份有限公司國際公司，安徽 合肥 230041）

前言

現代卡車的發展，對乘坐舒適性越來越高，除了滿足必要的載貨要求外，乘坐舒適性也是設計者要考慮的重要性能。但卡車不同于乘用車，受力情況較為復雜，舒適性和承載性難以兼得。設計時往往將前后軸分開考慮，后懸架系統為了滿足必要的承載性，設計時多在懸架的主板簧上方增加副板簧結構，而前軸主要承受駕駛室及乘員，無副加板簧，且為了增加舒適性，通常采用少片簧結構。同時，卡車發動機布置在駕駛室下方，振動系統顯得較為復雜，為了能夠達到駕乘人員必要的舒適性要求，設計時需要綜合考慮。

本文論述車輛總質量GVW為8.2T某卡車產品(以下稱目標車輛)，在開發過程乘坐舒適性的測試及設計整改過程分析。為了簡化和有效測試目標車輛的平順性要求，確定目標車輛測試點為駕駛室主、副駕駛座椅支承面的加速度值，并換算成加權振級Lαw, 設計要求此振級值Lαw≤120dB。為了縮短產品的開發周期，目標車輛在借用基礎車型的振動系統的基礎上進行設計和改進。目標車輛開發完工后，對上述位置的加速度進行了測試，發現部分指標不滿足設計要求，加權振級Lαw超出了120dB值，測試值如圖所示：

圖1

目標車輛的加權振級超出了設計要求，同時根據 GB/T4970關于汽車平順性評價標準，當加權振級在118dB＜Lαw＜124dB，屬于不舒服的范疇。因此，需要對車輛進行振動分析和必要的減振措施。

1 分析及改進措施

分析策略：簡化振動模型，根據振動運動公式找出影響車輛平順性的影響因素，進行參數調整后進行試驗測定。

在對目標車型整改前，需充分分析目標車型振動系統的結構特點，同時對同平臺其它車型的參數及平順性數據進行對比分析，最后對目標車型的數據進行重新調整。目標車輛軸距4150mm，乘坐舒適性可近似認為前后懸架相互獨立，因此，為了簡化和有效分析車輛振動特性，僅考慮前懸架的振動參數影響，將目標車輛簡化為前懸單質量振動模型，如圖所示，其中q為路面對整車輛的沖擊，z為人體和車身的垂直位移，m為汽車懸掛質量，K代表懸架的剛度，C代表懸架減振器的阻力系數。

圖2

在分析目標車輛模型時，僅考察前懸部位的振動參數，而忽略后懸架的影響。根據汽車理論對振動系統的運動方程：

該方程表明，人體受到的來自汽車的振動，是一個較為復雜的關系，同懸架的剛度K和減振阻力并不是一個線性的關系。根據汽車在平順性試驗方法，在實際測試中，需對車輛的主要部件的固有頻率f0和懸架的阻尼比ξ進行測試，找出問題點。其中固有頻率及阻尼的公式：

通過以上對振動模型的建立和振動公式的分析，目標車輛的懸掛質量及車架等固有頻率是一定值，無法或不便更改，可以對目標車輛的板簧剛度及懸架減振器的阻力比進行調整。

表1

根據目標車輛的實測數據，車架部件固有頻率為17HZ，車輪固有頻率2.2Hz，板簧剛度230N/mm，懸架阻尼比為0.1。車架及車輪固有頻率處在合理的范圍內，但和阻尼比值過小，板簧剛度可以根據需要調整。因此，對目標車輛減振參數進行有目的的調整，將懸架剛板彈簧的剛度K由230N/mm調整為200N/mm，同時加大懸架減振器阻力，懸架阻尼比為ξ調整為0.25。

調整后的目標車輛結構型式及主要減振參數如表1。

將參數調整后的目標車輛重新進行實測和評價，得到主、副駕駛室座椅支承面在不同車速下的三個自由度的加速度值（ax,ay,az），如附圖所示。

圖3 目標車輛的模底測試在時速20km/h時的加速度

整改后，目標車輛主、副駕駛室座椅支承面的振動加速度得到明顯改善。根據試驗方法中總加速度均方根值及等效均值的換算方法，將不同車速下的加速度值轉化為GB/T4970中定義的等效均值Leq。根據試驗方法中總加速度均方根值及等效均值的換算方法：

圖4 目標車輛整改后等效均值

通過以上對目標車輛進行改進后，主、副駕駛座的舒適性，即等效的加權振級均值達到了設計的要求。

2 總結

本文是對目標車輛的振動系統的設計優化過程，分析中使用了常用和有效方法，對車輛進行了簡化和振動參數調整。實際上，汽車是一個多質量和復雜的振動系統，同時路況也是不規則的，但汽車的減振系統是有規則和不變的，類似以不變應萬變的手段。隨著汽車減振的發展，很多新型的減振方法或措施得到應用，如駕駛室減振座椅的開發應用，新型剛板彈簧材料的開發應用，獨立彈簧或空汽彈簧在卡車上的應用等，使卡車在舒適性與承載性方面得到了較好的提升。

參考文獻

[1] 余志生.汽車理論.[M]2009.

[2] 胡海慶.機械振動基礎.[M]2013年.

[3] 汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法[S].GB/T4970-2009.