付建朝，曠彪，姚美旺，蔣志東，王學(xué)剛（湖南中車時(shí)代電動(dòng)汽車股份有限公司，湖南株洲412007）

少片簧懸架異響分析及改進(jìn)

付建朝，曠彪，姚美旺，蔣志東，王學(xué)剛
（湖南中車時(shí)代電動(dòng)汽車股份有限公司，湖南株洲412007）

針對少片簧結(jié)構(gòu)客車普遍存在的異響問題，本文分析異響原因，并以某款客車為研究對象，通過建立板簧轉(zhuǎn)角數(shù)學(xué)模型及板簧片間位移數(shù)學(xué)模型，求得各工況下的板簧轉(zhuǎn)角及片間位移量。以此為依據(jù)開發(fā)新結(jié)構(gòu)復(fù)合襯套及降噪片，取得較好效果。

少片簧；懸架異響；復(fù)合襯套；降噪片

少片簧彈性元件在客車上的應(yīng)用越來越廣泛，隨著乘客對乘坐舒適性要求的提高，少片簧結(jié)構(gòu)客車普遍存在的異響問題也越顯突出[1]。本文項(xiàng)目是公司年度重大質(zhì)量提升項(xiàng)目，根據(jù)項(xiàng)目要求，將目前裝配板簧懸架車輛存在的異響率，由原來的80%降低到20%。

1 異響源及結(jié)構(gòu)分析

1.1 異響源分類

少片簧懸架異響源主要分為以下4類：

1）銷軸襯套間摩擦。板簧銷軸與襯套在懸架跳動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生相對旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，由于潤滑不到位或銷軸與襯套磨損后產(chǎn)生摩擦噪聲[2]。

2）片間摩擦。板簧片與片之間由于變形引起相對移動(dòng)，當(dāng)片間無減摩墊或減摩墊磨損后產(chǎn)生的摩擦噪聲[3]。

3）卷耳端面摩擦。卷耳兩端面與支架或吊耳在懸架跳動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生相對旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，會(huì)產(chǎn)生摩擦噪聲；另外卷耳兩端面與支架或吊耳間有裝配間隙，在當(dāng)配合間隙過大時(shí)在側(cè)向力作用下會(huì)產(chǎn)生沖擊噪聲[4]。

4）裝配間隙。減振器、橫向穩(wěn)定桿及緩沖限位塊等懸架部件，當(dāng)其裝配間隙過大或本身元件損壞時(shí)造成摩擦及沖擊噪聲[3]。

1.2 結(jié)構(gòu)分析

通過對車輛實(shí)際運(yùn)行使用狀態(tài)研究，其中以銷軸襯套間摩擦和板簧片間摩擦所產(chǎn)生的噪聲最大，通過拆卸異響嚴(yán)重的客車發(fā)現(xiàn)，板簧銷、卷耳襯套及降噪片磨損嚴(yán)重。

針對銷軸襯套磨損異常進(jìn)行垂直載荷下強(qiáng)度計(jì)算，按2.5倍安全系數(shù)的垂直載荷加載。計(jì)算得板簧銷剪切應(yīng)力為46 MPa，表面擠壓應(yīng)力為44 MPa。銷軸材料是45號鋼，調(diào)質(zhì)25HRC-28HRC，表面淬火硬度達(dá)HRC58-HRC63，層深1～1.6 mm，表面粗糙度為Ra0.8。材料抗拉強(qiáng)度600 MPa，屈服強(qiáng)度355 MPa。45號鋼許用剪切應(yīng)力為222 MPa，許用擠壓應(yīng)力為133 MPa，材料強(qiáng)度均滿足使用要求，可見板簧銷磨損類型屬疲勞磨損[5]。提高抗疲勞磨損能力主要有提高表面硬度、提高表面光潔度及滑潤3種途徑。目前硬度及光潔度已相當(dāng)高，但該車使用的集中潤滑系統(tǒng)，由于受泵的工作壓強(qiáng)所限，系統(tǒng)只能采用0號、00號鋰基潤滑油，其粘度過低不能形成有效油膜，從而造成疲勞磨損產(chǎn)生摩擦噪聲。

板簧片間降噪片材料為工程塑料，通過自身的磨損替代簧片的直接接觸摩擦，使用壽命僅2萬～3萬km，其磨損到一定程度或磨損完后會(huì)使板簧產(chǎn)生“嘎吱”噪聲，成為產(chǎn)生異響的最主要來源。本文主要對銷軸襯套間摩擦和板簧片間摩擦進(jìn)行分析研究。降噪片結(jié)構(gòu)見圖1。

圖1 降噪片結(jié)構(gòu)

2 異響產(chǎn)生原理及數(shù)學(xué)模型

銷軸與襯套、板簧片間的運(yùn)動(dòng)特性對分析解決異響至關(guān)重要，為此建立板簧轉(zhuǎn)角數(shù)學(xué)模型及板簧片間位移數(shù)學(xué)模型。

2.1 銷軸襯套間噪聲的產(chǎn)生原理及數(shù)學(xué)模型

懸架上下跳動(dòng)使銷軸與卷耳襯套之間產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，相對運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生摩擦，摩擦發(fā)出噪聲。車輛在遇不平路面、制動(dòng)、加速及轉(zhuǎn)彎等造成懸架跳動(dòng)的工況下，銷軸與卷耳襯套均會(huì)有相對運(yùn)動(dòng)，從而產(chǎn)生摩擦噪聲。銷軸與卷耳襯套的相對轉(zhuǎn)角值是產(chǎn)生摩擦噪聲主要因素之一。

由于板簧屬于彈簧性元件，其旋轉(zhuǎn)角度較剛性件大，其轉(zhuǎn)角值等于板簧受承載變形的轉(zhuǎn)角值，半簧計(jì)算轉(zhuǎn)角數(shù)學(xué)模型如下[6]：

式中：θx為板簧在長度x處的撓度變化角增量；l為板簧半長；x為板簧端部至板簧任意段長度，其取值范圍為0～l；P為加載在板簧端部的垂直力；E為材料的彈性模量；Ix為板簧截面的慣性矩，Ix=bh3x/12，其中b為板簧寬度，hx為板簧厚度。

本文以某款12 m客車的前少片簧懸架為例進(jìn)行計(jì)算，滿載前軸簧上質(zhì)量為6 000 kg，懸架動(dòng)撓度為88 mm。前板簧寬度b為90 mm，彈性模量E為20 500 MPa，前簧總成由4片相同尺寸的板簧組成，板簧截面尺寸示意圖如圖2所示。其中l(wèi)=800 mm，l1=160 mm，l2=270 mm，h1=22 mm，h2=12 mm。

圖2 單片半簧尺寸示意圖

利用式（1）建立MATLAB數(shù)學(xué)計(jì)算模型，計(jì)算得：滿載時(shí)其轉(zhuǎn)角值為10.3°；最大動(dòng)載時(shí)其轉(zhuǎn)角值為22.7°，此為銷軸襯套間轉(zhuǎn)角峰值。

另建立兩自由度1/4車輛MATLAB/Sinmulink模型[7]，城郊公交路面屬于C級和D級路面。求得以40 km/h的速度在這兩種路面上行駛，該車前懸架動(dòng)撓度均方根值分別為10 mm和22 mm[8]。其對應(yīng)的銷軸襯套間轉(zhuǎn)角分別為1.4°和3.1°，也就是在這兩種路況下等效的轉(zhuǎn)角幅值。

前懸架偏頻為1.7 Hz，為此可以近似地認(rèn)為，銷軸襯套間是以1.7 Hz的頻率，以1.4°或3.1°的幅值作往復(fù)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，極限工況下其轉(zhuǎn)角峰值可達(dá)到22.3°。

取行駛里程約為3萬km的12 m城市客車左側(cè)前簧進(jìn)行銷軸襯套摩擦噪聲臺(tái)架試驗(yàn)。將該前簧磨損狀態(tài)降噪片全部更換為完好狀態(tài)的新降噪片，并在板簧表面涂石墨加以潤滑。

以滿載狀態(tài)為平衡位置，以懸架偏頻1.7 Hz為頻率進(jìn)行不同振幅下的臺(tái)架試驗(yàn)。根據(jù)分貝儀測量結(jié)果，當(dāng)板簧振幅大于20 mm，對應(yīng)銷軸襯套轉(zhuǎn)角大于3.1°，摩擦聲音達(dá)到58 dB（A）以上。因此可以認(rèn)為，銷軸襯套轉(zhuǎn)角超過該臨界值時(shí)會(huì)在銷軸襯套間產(chǎn)生噪聲。

2.2 片間摩擦噪聲的產(chǎn)生原理及數(shù)學(xué)模型

各片板簧由于彎曲變形引起的上表面拉伸下表面壓縮，從而造成各片相接觸表面存在相對移動(dòng)，由此產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)摩擦，進(jìn)而產(chǎn)生摩擦噪聲。

基于懸臂梁彎曲變形理論，建立片間位移分析模型，其適用于少片簧變載面鋼板彈簧、多片等厚鋼板彈簧等片間位移計(jì)算[9]。

其中，Sx為上表面或下表面的變形增量；其余同式（1）。

利用式（2）建立MATLAB數(shù)學(xué)計(jì)算模型，由于少片簧各片結(jié)構(gòu)尺寸相同，其相鄰兩片片間位移相等，計(jì)算得最大動(dòng)載時(shí)位移為6.2 mm，此為片間位移幅值；滿載時(shí)位移為2.8 mm。在C級和D級路面上行駛，該車前懸架動(dòng)撓度均方根值分別為10 mm和22 mm。其對應(yīng)的片間位移分別為0.4 mm和0.9 mm，也就是在該兩種路況下的片間位移等效幅值。

為此可以近似地認(rèn)為，板簧各片間是以1.7 Hz的頻率，以0.4 mm或0.9 mm的幅值作往復(fù)移動(dòng)，極限工況下其移動(dòng)峰值可達(dá)到6.2 mm。

取同車右側(cè)前簧進(jìn)行片間摩擦噪聲臺(tái)架試驗(yàn)。將該前簧磨損狀態(tài)銷軸襯套全部更換為完好狀態(tài)的新襯套，并在其表面涂適量的2號極壓鋰基潤滑脂加以潤滑。試驗(yàn)工況同上。

根據(jù)分貝儀測量結(jié)果，當(dāng)板簧振幅大于20 mm，對應(yīng)板簧片間位移臨界值約為0.9 mm，摩擦聲音達(dá)到62 dB（A）以上。因此可以認(rèn)為，當(dāng)片間位移超過該臨界值時(shí)會(huì)在板簧片間產(chǎn)生摩擦噪聲。

3 改進(jìn)及驗(yàn)證

對于銷軸襯套的摩擦噪聲消除，本文通過采用復(fù)合襯套結(jié)構(gòu)，將銷軸與襯套間外部摩擦轉(zhuǎn)為復(fù)合襯套內(nèi)部摩擦從而消除噪聲。并使復(fù)合襯套的性能匹配該往復(fù)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)特性（D級路面下銷軸襯套峰值轉(zhuǎn)角為22.3°，連續(xù)轉(zhuǎn)角為3.1°）[10]。其允許的扭轉(zhuǎn)最大角度為±23°，允許的連續(xù)扭轉(zhuǎn)角度為±6°。其結(jié)構(gòu)見圖3。

圖3 復(fù)合襯套

對于板簧片間的摩擦噪聲消除，本文通過采用橡膠降噪片結(jié)構(gòu)，將工程塑料降噪片與簧片間外部摩擦轉(zhuǎn)為橡膠降噪片蠕動(dòng)變形從而消除噪聲。并使其橡膠降噪片的性能匹配該往復(fù)移動(dòng)特性（D級路面下片間峰值位移為6.2 mm，連續(xù)位移值為0.9 mm）。其上下表面錯(cuò)位變化量可達(dá)10 mm，其允許的連續(xù)錯(cuò)位變化量為±5 mm。其橡膠厚度10 mm，總成厚度達(dá)13 mm。另外，由于減摩墊厚度增加，使半簧中部間隙增大，避免了片間接觸。其結(jié)構(gòu)見圖4。

圖4 橡膠降噪片

選擇1輛異響嚴(yán)重的客車進(jìn)行上述優(yōu)化方案裝車實(shí)施，見圖5。

圖5 異響優(yōu)化方案裝車圖片

優(yōu)化方案裝車實(shí)施完即進(jìn)行路試初期效果評價(jià)，異響消除；后續(xù)經(jīng)過1年近10萬km路試，再次進(jìn)行效果評價(jià)，異響消除。各部件狀態(tài)良好，未有異常磨損現(xiàn)象。

4 結(jié)論

本文針對少片簧結(jié)構(gòu)客車普遍存在的異響問題，對使用客戶的車輛進(jìn)行實(shí)際調(diào)研工作，找出異響主要來源，通過建立板簧轉(zhuǎn)角數(shù)學(xué)模型及板簧片間位移數(shù)學(xué)模型，以此為理論依據(jù)應(yīng)用新結(jié)構(gòu)復(fù)合襯套及橡膠降噪片并裝車實(shí)施，懸架異響消除效果顯著，大幅提高車輛乘坐舒適性。

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[10]編輯委員會(huì).汽車工程手冊：設(shè)計(jì)篇[M].北京：人民交通出版社，2001.

修改稿日期：2017-06-16

AbnormalSound Analysis and Improvementof Less Leaf Spring Suspension

Fu Jianchao,Kuang Biao,Yao Meiwang,Jiang Zhidong,Wang Xuegang
（Hunan CRRCTimes Electric Vehicle Co.,Ltd,Zhuzhou 412007,China）

For the abnormalsound problem ofless leafspring structure in bus,the authors analyze the abnormal sound reason,and take a bus as the research object,through establishing mathematicalmodels ofplate spring angle and plate spring displacement to get the angle of the plate spring and the displacement between the plate spring under various conditions.Based on this,they develop the new structuralcomposite bushing and noise reduction chip. The effectis good.

less leafspring;suspension abnormalsound;composite bushing;noise reduction chip

U463.33

B

1006-3331（2017）04-0022-03

付建朝（1984-），男，設(shè)計(jì)師；主要從事底盤設(shè)計(jì)及CAE分析工作。