陸燚煒 霍紅博

摘 要：為優(yōu)化某輕卡乘坐舒適性，首先對(duì)懸架系統(tǒng)的剛度、阻尼匹配過(guò)程進(jìn)行了分析總結(jié)，給出了懸架剛度、阻尼的匹配流程。然后針對(duì)某些受開發(fā)周期及資源限制，無(wú)法進(jìn)行實(shí)車調(diào)校及精確仿真的車型給出了基于理論計(jì)算及統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)的懸架阻尼匹配方法。從阻尼比選擇，各速度段阻尼比分布，雙向比分布等方面分析，總結(jié)了方便、快速，且實(shí)車驗(yàn)證切實(shí)有效的懸架系統(tǒng)阻尼匹配方法。

關(guān)鍵詞：懸架匹配;阻尼匹配;平順性

中圖分類號(hào)：U463.33 ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A ?文章編號(hào)：1671-7988（2020）05-76-04

Abstract： In order to optimize the ride comfort of a light truck， the matching process of stiffness and damping of the suspension system was firstly summarized and analyzed， and the matching process of stiffness and damping of the suspension system was given. Then， a suspension damping matching method based on theoretical calculation and statistical data is proposed for some vehicle that without damper tuning and cannot simulated accurately due to the limitation of development cycle and resources. A convenient， fast and effective suspension system damping matching method is summarized， including selection of damping ratio， distribution of damping ratio in each speed section， bidirectional distribution， etc.

Keywords： Suspension matching system; Damping matching system; Ride comfort

引言

一直以來(lái)，對(duì)于乘用車而言，乘坐舒適性是評(píng)價(jià)車輛性能的重要指標(biāo)，但商用車的乘坐舒適性卻不被人們重視。乘坐舒適性對(duì)駕駛員健康影響很大，隨著生活水平的提高，人們對(duì)商用車乘坐舒適性的要求也越來(lái)越高。商用車乘坐舒適性已經(jīng)成為其在市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)中奪取優(yōu)勢(shì)的一項(xiàng)重要性能指標(biāo)。與乘坐舒適性對(duì)應(yīng)的是行駛平順性，好壞主要與汽車懸架的彈簧剛度、減振器阻尼等參數(shù)有關(guān)，因此研究這些參數(shù)的匹配對(duì)行駛平順性的影響是十分必要的。

在新車開發(fā)或車型改款中都需要對(duì)懸架參數(shù)進(jìn)行匹配優(yōu)化，以實(shí)現(xiàn)車輛性能的提升，達(dá)到最佳性能狀態(tài)。需要說(shuō)明的是，通常懸架參數(shù)的匹配優(yōu)化主要考慮懸架動(dòng)力學(xué)的匹配，即是懸架的剛度和阻尼及橡膠襯套剛度的優(yōu)化，而不是懸架的硬點(diǎn)和車輪的定位參數(shù)的優(yōu)化（除非全新車型）[1]。在一些快速改款項(xiàng)目中，缺少實(shí)車驗(yàn)證資源，因此前期理論匹配顯得十分重要。

1 常用車輛振動(dòng)簡(jiǎn)化模型

車輛振動(dòng)系統(tǒng)非常復(fù)雜，對(duì)其進(jìn)行研究往往需要建立簡(jiǎn)化模型。建立的模型越復(fù)雜，越接近實(shí)際工況，模擬越逼真，但也使分析變得十分困難。建立的模型越簡(jiǎn)單，分析越容易，但模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性會(huì)下降。

1.1 整車七自由度模型

將汽車車身看做剛體，簧上質(zhì)量由車身、車架及其上的零部件組成，車輪和車軸組成簧下質(zhì)量，通過(guò)懸架彈簧、結(jié)構(gòu)件和減振器將兩者相連。在這個(gè)模型中，影響車身平順性的主要因素有垂直、俯仰、側(cè)傾3個(gè)自由度，以及4個(gè)車輪質(zhì)量有4個(gè)垂直自由度，共7個(gè)自由度。

1.2 雙軸車四自由度模型

當(dāng)汽車對(duì)稱于縱軸線時(shí)，汽車車身只有垂直振動(dòng)和俯仰振動(dòng)對(duì)平順性影響最大。因此可將汽車簡(jiǎn)化成雙軸汽車4自由度平面模型。車身質(zhì)量主要考慮垂直和俯仰兩個(gè)自由度，前、后車軸質(zhì)量有兩個(gè)垂直自由度。

1.3 單輪二自由度模型

當(dāng)質(zhì)心位置c到前后懸架的距離a和b的乘積ab，等于或接近于車身繞y軸的回轉(zhuǎn)半徑的平方時(shí)，則前后懸架系統(tǒng)的垂直振動(dòng)幾乎是獨(dú)立的，可以將汽車振動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為車身和車輪二自由度振動(dòng)系統(tǒng)模型，分析平順性時(shí)只考慮兩個(gè)質(zhì)量的垂直自由度。

1.4 單輪單自由度模型

在車輪端，其固有頻率為10-16Hz，在較低激振頻率范圍內(nèi)（5Hz以下），輪胎動(dòng)變形量很小，可忽略不計(jì)，忽略其剛度和質(zhì)量，就得到汽車振動(dòng)系統(tǒng)單自由度振動(dòng)模型[2]。

本文主要研究的是懸架系統(tǒng)對(duì)車輛平順性的影響，故單輪模型較合適，又需要考慮全激振頻率范圍，因此選擇單輪二自由度模型。

2 懸架系統(tǒng)匹配流程

懸架偏頻是反映平順性的重要指標(biāo)，所以懸架剛度的匹配主要考慮的是偏頻。根據(jù)期望偏頻和整車基本參數(shù)倒推懸架的剛度，然后考慮整車前后懸架的剛度關(guān)系，計(jì)算偏頻比，并對(duì)空載下的偏頻進(jìn)行核算，以考慮空載的平順性。同時(shí)，懸架剛度的大小還會(huì)影響車輛的操縱穩(wěn)定性，所以還需要一起考慮橫向穩(wěn)定桿的匹配。懸架剛度匹配的大致流程詳見圖1[1]。公式符號(hào)含義參考汽車工程手冊(cè)設(shè)計(jì)篇[3]，下同。

懸架系統(tǒng)阻尼的大小，決定了車輛振動(dòng)衰減的速度，直接影響車輛的平順性。低速大阻尼，高速小阻尼是阻尼匹配的一般原則。懸架阻尼匹配的路線主要有兩條，如圖2所示。但由于開發(fā)周期及資源的限制，并非所有的商用車項(xiàng)目都會(huì)進(jìn)行實(shí)車調(diào)校，在不進(jìn)行實(shí)車調(diào)校的車型上，前期匹配就顯得尤為重要，其中一大難點(diǎn)就是阻尼比的確定。

3 確定阻尼比

3.1 基于舒適性的懸架系統(tǒng)最佳阻尼比

二自由度汽車懸架系統(tǒng)如圖3所示。

圖3中，m1為簧下質(zhì)量;m2為簧上質(zhì)量;K為彈簧剛度;C為減振器阻尼系數(shù);Kt為輪胎剛度;q為路面不平度輸入;Z1、Z2分別是車輪與車身垂直位移。二自由度懸架系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程可以表示為：

3.2 基于安全性的懸架系統(tǒng)最佳阻尼比

4 實(shí)例與分析

以某輕卡前懸架匹配優(yōu)化為例。因乘坐舒適性差，針對(duì)性優(yōu)化前懸架匹配;因時(shí)間緊迫，資源有限，要求短時(shí)間內(nèi)完成優(yōu)化匹配工作。首先匹配板簧剛度，對(duì)于鋼板彈簧，根據(jù)簧片尺寸計(jì)算得出的剛度與理論剛度會(huì)存在偏差，再加上制造因素，實(shí)際的鋼板彈簧剛度值與由偏頻倒推的剛度值會(huì)有少量變化;因此要根據(jù)實(shí)際剛度值驗(yàn)算實(shí)際偏頻，偏頻驗(yàn)算合格再進(jìn)行樣件的生產(chǎn)加工。在條件允許的情況下，會(huì)準(zhǔn)備以理論計(jì)算剛度為基準(zhǔn)，上下浮動(dòng)20%范圍內(nèi)的若干種樣件，對(duì)前后懸架不同的剛度組合進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)評(píng)價(jià)，直到得到滿意的結(jié)果為止。

以某車型輕卡前懸架匹配為例。簧下質(zhì)量m1為290Kg，滿載簧上質(zhì)量m2為2100Kg，前板簧剛度為130N/mm，輪胎剛度為550N/mm。質(zhì)量比rm=7.3，剛度比rk=4.2，可得基于舒適性的車輛懸架最佳阻尼比為0.259于安全性的車輛懸架最佳阻尼比為0.345車輛懸架阻尼比可在0.259～0.345范圍內(nèi)選擇。因?yàn)殇摪鍙椈杀旧碛袃?nèi)摩擦，相當(dāng)于一部分阻尼，故與之匹配的減振器阻尼比可取的小一些。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，與3～4片板簧結(jié)構(gòu)懸架匹配的減振器阻尼比為無(wú)內(nèi)摩擦彈性元件懸架的0.4～0.5倍。所以此車型前懸減振器阻尼比可在0.103～ 0.173之間選擇。一般匹配原則為低速大阻尼，高速小阻尼，這樣低速段有利于快速減小振動(dòng)，高速段有利于增加懸架動(dòng)撓度，避免沖擊。

根據(jù)以往車型統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，結(jié)合主觀評(píng)分，前減振器常用速度段阻尼比關(guān)系如下圖4所示：

本車型對(duì)舒適性需求較高，結(jié)合以往車型經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，前減振器阻尼比選0.145，常用速度段阻尼比如下圖5所示：

一般將減振器在相同速度下的復(fù)原阻尼力與壓縮阻尼力之比定義為雙向比β。無(wú)內(nèi)摩擦彈性元件懸架的減振器雙向比β一般取2～4，鋼板彈簧懸架由于存在內(nèi)摩擦，與之匹配的減振器雙向比β可取2～6，在低速段甚至更大。根據(jù)無(wú)內(nèi)摩擦彈性元件懸架統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，一般低速段（0.05m/s～0.3m/s）雙向比β小于高速段（0.6m/s～1m/s），這樣低速段有利于快速減小振動(dòng)，高速段有利于減小車輪動(dòng)載荷，兼顧安全性。鋼板彈簧懸架由于內(nèi)摩擦的影響，減振器雙向比β隨不同板簧內(nèi)摩擦大小呈現(xiàn)不同分布趨勢(shì)，很多車型低速段雙向比大于高速段雙向比。以某車型前懸架為例，減振器雙向比從低速到高速為6.8：6.6：5.9：5.7：5.5。

曲線轉(zhuǎn)折點(diǎn)更明顯，低速阻尼力快速建立，有利于控制車身運(yùn)動(dòng)，高速阻尼力不會(huì)劇烈增加，有利于隔絕振動(dòng)[6]。

按圖6所示阻尼力做減振器樣件進(jìn)行實(shí)車評(píng)價(jià)，車輛在低頻舒適性、中高頻舒適性、沖擊感3個(gè)方面都表現(xiàn)良好，沒有明顯缺陷，不經(jīng)實(shí)車調(diào)校也滿足基本要求。評(píng)價(jià)結(jié)果見上圖7。

5 結(jié)論

本文首先對(duì)懸架系統(tǒng)的剛度、阻尼匹配過(guò)程進(jìn)行了總結(jié)，給出了懸架剛度、阻尼的匹配流程。然后針對(duì)某些受開發(fā)周期及資源限制，無(wú)法進(jìn)行實(shí)車調(diào)校的商用車項(xiàng)目給出了基于理論及統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)的懸架阻尼匹配方法。從阻尼比選擇，各速度段阻尼比分布，雙向比分布等方面分析，總結(jié)了方便、快速，且實(shí)車驗(yàn)證切實(shí)有效的懸架系統(tǒng)阻尼匹配方法。對(duì)于商用車短期改款、定向開發(fā)項(xiàng)目平順性匹配具有一定的指導(dǎo)意義。

參考文獻(xiàn)

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[6] Michael W.Neal，Walter Cwycyshyn， Ibrahim Badiru.Tuning Dam -pers for Ride and Handling of Production Vehicles[J]. SAE Inter -national， 2015-01-1589.