縱向阻尼力對整車脈沖工況余振現象的影響分析

沈飛 謝然 張志達 陳志龍 王宇建

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

主題詞：平順性 扭力梁 過坎余振 結構阻尼 流體阻尼

1 前言

汽車是復雜的多輸入、多輸出的振動系統，懸架系統作為振動傳遞路徑的中間環節，其動態特性及各連接件的剛度阻尼特性直接影響激勵源到車身端的傳遞特性[1]。

扭力梁懸架運動特性與多連桿懸架具有明顯差異，針對懸架特性的研究，目前可用的懸架運動學和順應性（K&C）模型主要用于定性分析，而不是定量分析。為了再現實際懸架的K&C特性，懸架各部件都需要盡可能多地考慮細節，如懸架剛度非線性、懸架部件摩擦和運動副間隙等[2-3]。懸架關鍵襯套模型常用線性剛度代替，但是在大變形、高頻率振動特性工況下該模型誤差較大；橡膠材料超彈性本構模型可以較高精度地模擬襯套特性[4]，但是建模和計算效率會降低；目前多采用襯套動剛度及阻尼角實測數據，結合橡膠襯套MAXWLL_CELL模型，可以準確高效地模擬懸架襯套的工作特性。

針對整車平順性，扭力梁懸架系統的研究主要集中在懸架系統的剛度和阻尼匹配優化[5]。本文對懸架系統自身的動態特性進行研究，解釋其對車內振動的影響規律，并通過改善懸架與車身連接處的邊界條件，降低傳至車身端的振動響應，提升整車NVH性能[6]。

2 整車過坎沖擊余振問題概述

在平順性的評價體系文件中，車輛的脈沖工況性能是重要的評價項，主要考量的指標項是沖擊強度和收斂時間。

2.1 整車脈沖工況的定義

根據GB/T 4970—2009 中的規定開展脈沖輸入行駛試驗[7]，車輛以30 km/h 的穩定車速通過脈沖塊，其中凸塊的尺寸為100 mm×30 mm。凸塊前、后試驗路面為瀝青路面，汽車按半載質量加載，加速度傳感器布置在駕駛員座椅以及駕駛員同側后排座椅的椅墊上方、座椅靠背和腳部地板上。路面工況如圖1所示。

圖1 路面工況示意

2.2 問題描述

車輛后輪經過脈沖路面時，駕駛員座椅和腳底板存在明顯的余振現象，表現為沖擊強度大、收斂慢，對乘坐舒適性影響很大。分析測試數據發現，后輪脈沖引起的駕駛員座椅導軌振動中，X向振動最為突出，這是由于后輪通過脈沖凸塊時，輪心運動在X、Z2個方向均有分量，后輪Z向振動時，整車以前輪心為中心進行俯仰運動，對前排的Z向振動影響較小，X向振動直接通過懸架襯套傳遞至車身，導致前、后座椅導軌X向振動較大。通過分析振動信號發現，第2個峰值較第1個峰值大，屬于振動不收斂現象，如圖2所示。

圖2 測點振動信號

從問題現象判斷，該問題主要是由于17.5 Hz 附近的X向振動引起。通過子系統排查發現扭力梁X向的剛體模態與問題頻率吻合，因此可以判定脈沖路面X向余振問題是由扭力梁振動引起的，由路面脈沖凸塊激勵輪胎，通過軸節傳遞至扭力梁襯套及減振器上的安裝點，最終傳遞至車身。

采用Test.lab 分析軟件中的模態分析（Modal Analysis）模塊對整車狀態下的扭力梁進行模態參數提取。懸架系統的低頻振動特性對整車振動影響較大，所以分析頻率范圍選定在200 Hz內。根據模態模型驗證理論中的判定準則，可以對系統阻尼特性進行驗證，由此理論可以甄選出相互正交性較好的各階模態[8]。試驗結果顯示，該車的扭力梁懸架在X向的剛體模態頻率為17.5 Hz，與問題頻率一致，模態振型如圖3所示。

圖3 扭力梁模態振型

2.3 評價指標

為更好地研究滿足沖擊舒適性要求的懸架特性，需補充其他客觀參考指標對沖擊強度和收斂情況進行對比。本文規定的凸塊路面客觀參考指標包括駕駛員座椅導軌X向加速度的第一振蕩周期加權峰值和阻尼比。

振蕩周期加權峰值P為汽車單軸通過脈沖凸塊路時，測點加權加速度時域信號在振蕩周期內的最大值，可用于評價瞬間沖擊強度：

式中，aw(t)為加權加速度時間歷程；ta、tb分別為振蕩周期起始與結束時刻。

振動系統的阻尼比ζ可以反映振動的收斂特性：

式中，d為減幅系數，即相鄰2 個振幅A1與A2的比值，當d＞1時，振動收斂，d≤1時，振動不收斂。

2.4 仿真模型建立

依據整車硬點及彈性件設計參數，利用Motion 多體動力學軟件搭建整車分析模型，如圖4 所示，其中扭力梁采用柔性化處理，輪胎尺寸為225/55 R18，輪胎參數采用實測數據，利用Cosin 軟件擬合F-Tire 模型，其中輪胎的剛度阻尼等關鍵參數如表1 所示。底盤橡膠襯套采用動剛度及阻尼角實測數據，結合橡膠襯套MAXWLL_CELL 模型，可以準確高效地模擬懸架襯套的工作特性。路面根據實際工況標準，建立特殊的脈沖塊結構。

圖4 振動傳遞路徑分析

表1 F-Tire模型參數

利用整車模型計算后懸架剛體模態及脈沖工況車內座椅導軌振動響應，仿真計算與試驗結果如表2 所示，結果顯示，仿真精度可以滿足工程應用。

表2 仿真與試驗對比

3 懸架縱向阻尼力定義及機理

3.1 懸架縱向阻尼力的定義

懸架縱向阻尼力是指懸架在X方向上運動時，受到內部結構阻尼影響而產生的阻尼力，具體表現為懸架在X方向運動一定位移時所需要的力與復原至該狀態時剩余力的差值。

縱向阻尼力可以通過懸架K&C特性中的縱向柔度曲線反映，縱向柔度影響車輛在脈沖面工況下懸架在縱向的退讓量，進而影響車輛的平順性，縱向柔度大，在不平路工況下整車沖擊強度較小。縱向柔度是指在坐標原點處的斜率，代表車輛在設計狀態下懸架在X方向的退讓量。

現階段經常采用縱向柔度指標評價車輛過坎沖擊性能，但是縱向柔度指標沒有體現懸架的阻尼特性，不能有效地評判沖擊工況下整車的余振情況，因此本文提出懸架在位移量為1 mm處的縱向阻尼力指標。由于懸架連接襯套部件的阻尼與運動的速度及頻率直接相關，為保證試驗條件的一致性和可對比性，規定K&C 試驗條件為：通過夾具固定車身，不允許車輛打滑；在后輪心施加縱向載荷力，載荷范圍為0～2.5 kN；從原始位置，即0 N位置逐漸加載載荷至2.5 kN，再逐漸卸載至0 N位置；在測試過程中，每隔0.01 s記錄一次載荷數據，整個測試時間120 s；通過測試結果顯示，該車的后懸架在1 mm位移處的縱向阻尼力為189 N，如圖5所示。

圖5 懸架位移1 mm時縱向阻尼力

3.2 懸架縱向阻尼力的機理

懸架的縱向C特性主要受襯套參數的影響，因此研究懸架的縱向阻尼力需要重點考慮懸架襯套參數設計。橡膠件受到外力設備擠壓產生變形，在設備消除外力的情況下，橡膠件加載變形時所消耗的能量在卸載恢復時一部分轉化為橡膠件內部摩擦損耗，稱為橡膠的遲滯損失。對于扭力懸架，輪心縱向受力情況下，懸架縱向柔度是由于扭力梁襯套變形引起的。扭力梁襯套參數包括線性剛度、結構形式和阻尼。

襯套阻尼包括材料內部阻尼和結構阻尼，如果是液壓襯套還包含流體阻尼[9-12]。

3.2.1 內部阻尼

從微觀結構角度分析，內部阻尼損失屬于與材料內部缺陷有關的能量損失，該部分能量表現為顆粒邊界和材料內部雜質產生的熱效應。內部阻尼有2種模型，即粘彈性阻尼和滯后阻尼。這2 種內部阻尼都與遲滯回線效應有關，如圖6 所示，應力σ和應變ε的每一個關系點連接起來就構成遲滯回線。

圖6 機械阻尼遲滯回線

若材料為線性粘彈屬性，其應力與應變的關系是與時間相關的線性微分方程，方程中包含了常數系數。對于一個阻尼機械系統，材料內部阻尼為：

式中，E為彈性模量；E～ 為與運動頻率相關的粘彈系數。

這種簡化形式的滯后阻尼可以通過復數彈性模量表示，其中實部表示常用的線性彈性模量，代表能量儲存，即彈性模量；虛部表示遲滯損失模量，代表能量耗散[13]。

3.2.2 結構阻尼

結構阻尼產生的機械能量損失，由部件間相對運動產生的摩擦力和機械系統、結構中鉸接點的碰撞或者間歇接觸造成。估算結構阻尼最常用的方法為試驗測量方法，通過試驗測量整體機械系統的總阻尼減去其他類型的阻尼值獲得，系統其他類型的阻尼可通過控制環境、早期數值估算。而與結構阻尼相比，內部阻尼所占比重很小。

在汽車機械裝置系統中，很大比例的機械能耗散通過結構阻尼機理產生，一部分結構阻尼形式屬于滑動阻尼，滑動阻尼的能量耗散由結構結合點的界面剪切造成。滑動阻尼的大小直接來自于庫倫摩擦，該摩擦則取決于連接力（如螺栓拉緊力）、表面特性和結合面的材料性質等多種因素。接觸面相對滑動導致阻尼層的剪切變形。結合處的結構阻尼隨結合點處出現滑動而變，這是由于結合處伴隨滑動產生的局部變形造成，代表這一現象的典型遲滯回線如圖7a所示。滯環上的箭頭表示相對的速度方向。而理想化的庫倫摩擦，在每個相對運動的方向上，摩擦力F保持不變。代表庫倫結構阻尼的理想遲滯回線如圖7b所示。相應的結構關系表達式為：

式中，f為阻尼力；q為結合處的相對位移；c為摩擦因數。

因局部變形而引起的結構阻尼，其簡化模型可表示為：

相應的遲滯回線如圖7c 所示。其中sgn 函數定義為：

圖7 典型的遲滯回路

3.2.3 流體阻尼

在流體介質中運動的機械部件如圖8所示，其相對運動的方向平行于Y軸。部件相對于周圍流體的局部位移用q(x,y,z)表示。

圖8 在流體介質中移動的物體

在x-z平面上，單位投影面積產生的阻力用fd表示。該阻力由流體阻尼中的機械能耗散產生，表示為：

式中，ρ為流體密度；q=?q(x˙,y,z)/?t為相對速度；cd為阻尼系數，是雷諾數和結構橫截面幾何狀態的函數。

凈阻尼由黏性拖拽和壓力拖拽產生，黏性拖拽由在流體-結構界面的邊界層效應產生，而流體分離造成的湍流效應產生壓力拖拽，如圖9 所示。對于流體阻尼，與結構相關的單位體積的阻尼容量表示為：

圖9 流體阻尼力

式中，LX和LZ分別為x、y方向上的橫截面尺寸；q0為相對位移的歸一化幅值參數。

4 方案驗證

通過上述分析可以判斷：整車過坎余振與扭力梁襯套參數屬性直接相關；扭力梁襯套阻尼特性與懸架縱向阻尼力的大小強相關。利用襯套材料的硬度（內部阻尼）、流體阻尼（液壓襯套）及結構阻尼（結構形式）進行樣件制作，如圖10所示，并分別針對樣件進行剛度測試及實車效果驗證。

圖10 扭力梁襯套示意

原設計方案襯套硬度為53，并以此為對照基準方案，設計出另外3種方案，如表3所示。

表3 方案剛度匯總 N/mm

在整車裝車試驗前對各方案的襯套參數進行試驗測試，襯套參數試驗方法：用力試驗臺測試，加載范圍在±8 kN，循環2次，然后以加載速度為10 mm/min，采集第3次數據，計算范圍±1 kN；各襯套X向的剛度曲線如圖11所示。

圖11 扭力梁襯套X向剛度曲線

根據圖11剛度曲線分析，方案2相較于方案1提高了橡膠硬度，剛度方案2 最大，并且橡膠內部阻尼有所增大；方案3通過開阻尼孔，X向剛度明顯下降，但是阻尼孔增加了襯套的結構阻尼，從圖11 中可以明顯看出剛度曲線包絡面積大于方案1 和方案2；方案4 液壓襯套X向剛度與方案1近似，但在非線性段流體阻尼明顯變大，對振動時能量吸收起到較好的效果。將以上4種方案分別在整車狀態下進行懸架K&C 特性試驗，試驗結果如圖12所示。

圖12 不同方案縱向阻尼力測試

其中各方案對應的縱向阻尼力分別是189 N、209 N、274 N 及283 N，試驗結果表明，方案3 和方案4的縱向阻尼力有明顯提升，結果如表4 所示；針對所有方案進行仿真與試驗脈沖平順性性能試驗，其過坎余振性能影響結果如圖13所示。

表4 各方案試驗效果

圖13 仿真結果對比

試驗結果表明：方案1和方案2在脈沖工況下，X向振動在第1個周期內均出現不收斂現象，如圖14所示；而且沖擊幅值較大，屬于欠阻尼狀態，主觀感受余振明顯，乘坐舒適性體驗不佳；而通過結構阻尼和流體阻尼增加懸架的縱向阻尼力后，方案3和方案4抗過坎沖擊性能明顯提高；其中方案3 的沖擊峰值最小，為0.55g，但是在大位移振動情況下，液壓襯套的收斂效果更好。

圖14 余振效果對比

5 結束語

本文針對整車過坎余振問題進行了機理分析，并提出了關鍵影響因素，通過仿真及試驗進行理論驗證分析。通過應用扭力梁襯套的內部阻尼、結構阻尼及液壓阻尼等方法，驗證了縱向阻尼力對車輛過坎沖擊的舒適性能影響。其中結構阻尼和液壓阻尼可以大幅提高懸架的縱向阻尼力。

試驗結果表明，懸架縱向阻尼力指標可以準確反映車輛過坎沖擊的余振性能。因此，通過提高懸架的縱向阻尼力可以有效提升整車的余振性能，提升懸架緊湊感，為后期車輛提供有效的設計思路及控制指標。