張瑞俊 陳志寧

（東風(fēng)柳州汽車有限公司，柳州 545005）

主題詞：超低剛度懸置襯套 駕駛室 平順性

1 前言

某T型長頭駕駛室商用車，小批試銷時，發(fā)生平順性差問題，用戶抱怨強(qiáng)烈，嚴(yán)重影響銷售。

根據(jù)師漢民等研究觀點(diǎn)，整車平順性涉及的包括發(fā)動機(jī)懸置、底盤懸架、座椅和駕駛室懸置系統(tǒng)和零部件，平順性研究涉及到復(fù)雜的交叉性學(xué)科。T型車底盤來自成熟平臺，并且經(jīng)過論證，底盤關(guān)聯(lián)系統(tǒng)和座椅系統(tǒng)隔振性能良好，故本研究基于底盤、座椅狀態(tài)良好條件下，僅對駕駛室懸置系統(tǒng)進(jìn)行研究。

通過實(shí)車測試和理論研究，發(fā)現(xiàn)平順性差的根因是前懸橡膠襯套剛度過高，偏頻過大所致。

通過理論分析，為了獲得較好的平順性，需要把懸置偏頻從當(dāng)前的13.56 Hz，降低到3.9 Hz以下；橡膠襯套的剛度，從當(dāng)前的3 400 N/mm降低到100～300 N/mm，為此提出開發(fā)超低剛度駕駛室懸置襯套方案。

如此低剛度的駕駛室懸置襯套，業(yè)內(nèi)沒有應(yīng)用先例，可靠性無法通過。面對質(zhì)疑，缺乏參考，研究團(tuán)隊(duì)聯(lián)合供應(yīng)商，導(dǎo)入結(jié)構(gòu)與性能、疲勞CAE同步聯(lián)動，循環(huán)優(yōu)化開發(fā)方法，通過一年多的研究實(shí)踐，終于開發(fā)成功，解決了車輛平順性問題，同時滿足可靠性要求。

2 駕駛室振動原理

本車型的駕駛室懸置系統(tǒng)，為半浮式4點(diǎn)懸置。前懸為橡膠襯套；后懸為氣囊+阻尼減振器，與平頭車型通用，本文研究對象為圖1所示前懸置系統(tǒng)。

圖1 駕駛室前懸置示意

2.1 振動模型

商用車駕駛室通過懸置裝置與車架連接。根據(jù)師漢民教授等研究，駕駛室的振動特性，可以簡化用被動隔振模型，如圖2來描述。

圖2 駕駛室振動模型[1]

2.2 隔振原理

2.2.1 駕駛室振動特性

隔振設(shè)計(jì)關(guān)注的是隔振傳遞率T的大小，T越小，通過隔振系統(tǒng)傳遞的力或運(yùn)動越小，隔振效果就越好。隔振問題的核心就是設(shè)計(jì)適當(dāng)?shù)母粽裱b置，選取適當(dāng)?shù)膭偠?、阻尼和相對阻尼比，取得較小的振動傳遞率T。駕駛室懸置問題解決的核心，就是設(shè)計(jì)匹配、優(yōu)化減振元件的剛度、阻尼和相對阻尼比，從而獲得良好駕駛室平順性。

駕駛室的振動特性可以用圖3來描述。由公式（2）可見，隔振傳遞率T是ωω和的函數(shù)，圖3示出了各種相對阻尼比情況下，T隨ωω變化的曲線，稱之為頻率比-隔振傳遞率曲線圖（簡稱λ-T曲線圖）。

圖3中，為頻率比；為激勵頻率，為系統(tǒng)固有頻率；T為振動傳遞率；為阻尼比。

圖3 頻率比-振動傳遞率（λ-TA）[1]

2.2.2 隔振原理

如圖3所示，隔振的原理如下：

（2）當(dāng)?1時，T≈1，激勵全部通過隔振系統(tǒng)，系統(tǒng)未起作用。

（3）當(dāng)≈1時，即激勵頻率等于或接近隔振系統(tǒng)固有頻率時，T＞1，隔振系統(tǒng)非但未起隔振作用，反而放大了激勵，這是由于發(fā)生了共振的緣故。設(shè)計(jì)隔振

系統(tǒng)時必須避免這種情況。

在實(shí)際中常取=2.5～5，不宜過大，因?yàn)檫^小的，彈簧剛度取得很小，會使彈簧難于支承駕駛室重量，帶來穩(wěn)定性的問題。且上升到一定值后，T的減小趨于平緩。

由于車輛工況復(fù)雜，在惡劣的路況下，激勵頻率不可避免經(jīng)過系統(tǒng)的固有頻率，而發(fā)生共振。為此，懸置裝置必須設(shè)計(jì)有一定阻尼，以限制共振區(qū)附近的振動，實(shí)用中常取=0.05～0.20。

3 商用車平順性評價體系的創(chuàng)立

3.1 人體舒適性原理

人體對振動的舒適性，可以用振動頻率適應(yīng)性、振動強(qiáng)度舒適性來描述。國際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631-1《機(jī)械振動和沖擊—人體暴露于全身振動的評估》規(guī)范的解讀見3.1.1～3.1.2。

3.1.1 振動頻率適應(yīng)性

振動頻率4～8 Hz是人體最敏感的范圍，人體感覺非常不舒服，設(shè)計(jì)上要避開此頻率范圍。

3.1.2 振動強(qiáng)度舒適性

國際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631-1，人體對系統(tǒng)振動強(qiáng)度，即座椅振動加速度ɑ的舒適性關(guān)系如下，見表1。

表1 人體感覺與座椅加速度的關(guān)系

設(shè)計(jì)要滿足最基本的要求是，人體略感不舒服，對應(yīng)座椅加速度ɑ≤0.63 m/s。

3.2 人體舒適性的主觀評價

根據(jù)人體對振動強(qiáng)度的舒適性，為了準(zhǔn)確評價車輛平順性，自主創(chuàng)立主觀評分規(guī)則來評價平順性，見表2。

表2 人體主觀感覺評分規(guī)則表

3.3 平順性評價體系的創(chuàng)立

車輛的平順性涉及振動強(qiáng)度、系統(tǒng)頻率、主觀感覺，為了全面、系統(tǒng)、綜合、準(zhǔn)確評價車輛平順性，避免偏頗，經(jīng)過實(shí)踐探索，本研究創(chuàng)新建立車輛平順性的評價體系，如圖4所示，通過振動強(qiáng)度、振動頻率和主觀感覺3個維度，主、客觀綜合評價車輛平順性優(yōu)劣。

圖4 車輛平順性評價體系

圖4分為為4個區(qū)域。A區(qū)是推薦區(qū)，振動強(qiáng)度≤0.63 m/s，主觀評分≧6分，固有頻率1～3.9 Hz；B區(qū)振動強(qiáng)度＞0.7 m/s，D區(qū)固有頻率4～8 Hz，都不允許，是禁區(qū)；C區(qū)固有頻率9～15 Hz，容易與其它系統(tǒng)共振，不推薦，建議設(shè)計(jì)要置于A區(qū)。

4 某T型長頭車平順性現(xiàn)狀調(diào)研分析

針對前述問題，根據(jù)振動原理和車輛平順性評價體系，展開全面深入的現(xiàn)狀調(diào)研分析，從3個評價維度進(jìn)行實(shí)車測試，以摸清現(xiàn)狀，找出根因，針對性提出改善目標(biāo)和解決方案。

4.1 車輛平順性現(xiàn)狀主、客觀測試

4.1.1 振動強(qiáng)度客觀測試

按照國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4970—2009《汽車平順性試驗(yàn)方法》，測試座椅加速度均方根值，與某國際標(biāo)桿對比，找出差距。以典型的滿載高速瀝青路工況為例，測試結(jié)果如圖5所示?？梢钥闯?，T型車座椅振動比國際標(biāo)桿強(qiáng)很多。

圖5 某T車與國際標(biāo)桿座椅振動對比

4.1.2 平順性主觀評價

根據(jù)主觀評價結(jié)果，某T型車平順性評價得分為3分，某國際標(biāo)桿平順性評價得分為6分，T型車平順性比國際標(biāo)桿差很多,主觀評價結(jié)果見圖6。

圖6 某T型車平順性主觀評價現(xiàn)狀及對策

4.2 駕駛室懸置系統(tǒng)頻率現(xiàn)狀及激勵頻帶分析

表3 懸置系統(tǒng)頻率現(xiàn)狀調(diào)查表

經(jīng)過實(shí)車測試調(diào)研，確定激勵頻帶。以典型車速80 km/h為例，確定駕駛室懸置系統(tǒng)的激勵頻域范圍是7～15 Hz。

4.3 某T型車平順性現(xiàn)狀差原因分析

4.3.1 主因分析

根據(jù)現(xiàn)狀調(diào)研數(shù)據(jù)，前懸的頻率比λ為0.4～0.9，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于隔振原理要求的 2，根據(jù)圖3分析，振動傳遞率Ta很大，懸置系統(tǒng)未起作用，因而振動強(qiáng)度很大。

同時，4～8 Hz的頻率范圍又是人體感覺最敏感，很不舒服的頻帶。兩方面不良疊加效果，導(dǎo)致主觀評分很差。因此，前懸固有頻率過大，是該車平順性差的主因。

4.3.2 次因分析

根據(jù)公式（3），以及現(xiàn)狀調(diào)查表1，駕駛室質(zhì)量是和前后懸載荷是恒定的，造成前懸固有頻率過大的原因，只能是前懸橡膠襯套的剛度過大。因此，前懸橡膠襯套剛度3 400 N/mm過大是平順差問題的次要原因。

經(jīng)過各種原因分析，梳理出平順性差的原因分析魚骨圖，如圖7所示。

圖7 原因分析魚骨圖

5 車輛平順性改善對策及超低剛度襯套方案

5.1 平順性改善對策

將平順性調(diào)研數(shù)據(jù)分析結(jié)果放在圖6的評價體系中，可見T型車平順性現(xiàn)狀坐落于禁區(qū)D內(nèi)，也就是振動強(qiáng)度達(dá)到1.17m/s，主觀評分只有3分，前懸固有頻率17.43 Hz，都是不符合低振動要求的。

2.2 兩組患者POG及5-HT比較 治療前，兩組患者血清POG及5-HT水平比較，差異無統(tǒng)計(jì)學(xué)意義(P>0.05)；治療后，兩組血清POG水平均下降，5-HT水平均上升，且研究組變化幅度更明顯，差異均有統(tǒng)計(jì)學(xué)意義(P<0.05)。見表1。

根據(jù)圖6所示，改善平順性的對策是將頻率與振動特性移到設(shè)計(jì)推薦區(qū)A里。改善目標(biāo)是將系統(tǒng)頻率降低到ω＜3.9Hz，振動強(qiáng)度降到ɑ≤0.63 m/s，主觀評價分提高到≥6分。

5.2 超低剛度駕駛室懸置襯套方案

按照改善目標(biāo)和原因分析，系統(tǒng)固有頻率要降低到ω＜3.9 Hz，根據(jù)前懸載荷和公式（3）計(jì)算，駕駛室前懸橡膠襯套的剛度要做到100～300 N/mm，才能滿足要求。因此，提出了開發(fā)超低剛度駕駛室懸置襯套創(chuàng)新方案。

經(jīng)過查閱文獻(xiàn)、專利和對標(biāo)分析，單點(diǎn)承載達(dá)到2 000 N以上的駕駛室懸置橡膠襯套，尚未發(fā)現(xiàn)應(yīng)用實(shí)例。最小的剛度都在600 N/mm以上。

根據(jù)前述振動原理，固有頻率太小，剛度太低，懸置無法支撐相應(yīng)的載荷，穩(wěn)定性也會很差。更重要的是，橡膠襯套的耐久可靠性很難達(dá)到要求。因此，這個超低剛度的創(chuàng)新方案，既是一種大膽的創(chuàng)新嘗試，更是極大的挑戰(zhàn)。

6 超低剛度駕駛室懸置襯套研究

研究面臨兩大技術(shù)關(guān)鍵和難點(diǎn)是，如何通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)剛度大幅度降低，從3 400N/mm降低到100～300 N/mm，降幅達(dá)97%，同時降低剛度后的懸置襯套滿足疲勞壽命要求是本文重要的研究內(nèi)容。

6.1 研發(fā)流程

經(jīng)過調(diào)研分析，提出研究思路，初始系統(tǒng)策劃多結(jié)構(gòu)、剛度和位移方案，多方案論證平順性，多輪循環(huán)論證，找到最佳解決方案，研發(fā)流程如圖8示。

圖8 超低剛度懸置襯套研發(fā)流程

6.2 超低剛度駕駛室懸置襯套方案

6.2.1 結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)

經(jīng)過深入調(diào)研分析，制定結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案，為保持相關(guān)零部件通用性，襯套的接口不變?，F(xiàn)狀襯套橡膠體為實(shí)心體結(jié)構(gòu)，無自由位移，剛度超大，變形小。為了獲得超低剛度，創(chuàng)新方案設(shè)計(jì)了異形空心結(jié)構(gòu)，設(shè)置上下減振孔，根據(jù)實(shí)車振幅，設(shè)計(jì)適當(dāng)?shù)淖杂晌灰?，工作過程剛度不會發(fā)生突變，維持較好的平順性。結(jié)構(gòu)方案如圖9示。

圖9 超低剛度懸置襯套方案

6.2.2 懸置襯套剛度性能仿真。

對結(jié)構(gòu)方案剛度性能進(jìn)行仿真分析，結(jié)論是基礎(chǔ)剛度為200 N/mm，調(diào)整橡膠硬度，剛度可實(shí)現(xiàn)100～300 N/mm。仿真分析示例圖10示。

圖10 懸置襯套剛度性能仿真分析

6.2.3 懸置襯套疲勞仿真

同步進(jìn)行結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行疲勞性能仿真分析，分析結(jié)果表明，在3g工況下，疲勞壽命達(dá)到15萬次，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，實(shí)際疲勞可達(dá)到100萬次，仿真分析示例圖11示。

圖11 懸置襯套疲勞性能仿真分析

6.3 超低剛度駕駛室懸置襯套性能論證及方案優(yōu)化

6.3.1 多剛度樣件試制

根據(jù)前期策劃，按照設(shè)計(jì)方案試制100、120、…、300 N/mm多達(dá)11組剛度值樣件，實(shí)測剛度值符合設(shè)計(jì)。

6.3.2 平順性測試

首先挑選剛度適中一組襯套進(jìn)行平順性測試，出現(xiàn)幾個問題：承載力不足，裝配狀態(tài)自由行程已消除；行駛頻繁觸底；純橡膠襯套，阻尼幾乎為零，減振效果差。

6.3.3 懸置結(jié)構(gòu)方案優(yōu)化

根據(jù)首輪樣件平順性測試發(fā)現(xiàn)問題，經(jīng)深入研究分析，結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行優(yōu)化，提出加裝阻尼減振器，形成“橡膠襯套+阻尼減振器”組合式懸置創(chuàng)新構(gòu)想，已獲得發(fā)明專利受理（專利號2018109416824）。同時，在試驗(yàn)場和各種道路工況，通過電測方法，測定實(shí)際的位移和頻率，修正橡膠襯套的自由位移和剛度，創(chuàng)新結(jié)構(gòu)方案如圖12示。

圖12 創(chuàng)新的組合式懸置裝置

6.3.4 超低剛度駕駛室懸置襯套剛度及阻尼尋優(yōu)

按照優(yōu)化的設(shè)計(jì)方案，挑選剛度和阻尼適中的一組襯套和減振器，測試驗(yàn)證平順性改善效果，結(jié)果顯示改善明顯，說明組合式懸置裝置的構(gòu)想是正確的方向。

然后對11組剛度懸置襯套匹配多組阻尼減振器，分別進(jìn)行高速水泥路、瀝青路和減速帶工況的平順性主客、客觀測試評價，對比尋找最佳剛度和阻尼方案。

經(jīng)過上百車次的測試對比，確定最優(yōu)方案，剛度為140 N/mm。以滿載高速瀝青路工況為例，客觀平順性曲線如圖13示。

圖13 某T型創(chuàng)新襯套平順性對比

從圖13可見，對于研究創(chuàng)新的“超低剛度襯套+阻尼減振器”組合式懸置裝置，平順性明顯優(yōu)于某國際標(biāo)桿，大幅優(yōu)于現(xiàn)狀。座椅振動加速度達(dá)到ɑ≤0.37 m/s，達(dá)成改善目標(biāo)。

經(jīng)過專業(yè)主觀評價小組評測，主觀評價分達(dá)到6分，與某國際標(biāo)桿相當(dāng)，達(dá)成改善目標(biāo)。

6.4 超低剛度駕駛室懸置襯套疲勞壽命研究

確定最優(yōu)剛度性能方案后，開展創(chuàng)新襯套的疲勞壽命研究。為了確保創(chuàng)新襯套滿足售后各種環(huán)境工況的疲勞壽命要求，研究團(tuán)隊(duì)確定了疲勞壽命論證思路，研究項(xiàng)目先后完成了臺架疲勞試驗(yàn)、結(jié)構(gòu)優(yōu)化循環(huán)、臺架疲勞試驗(yàn)、試驗(yàn)場道路可靠性試驗(yàn)、結(jié)構(gòu)優(yōu)化循環(huán)、試驗(yàn)場道路可靠性試驗(yàn)和小批量售后跟蹤，最后實(shí)現(xiàn)量產(chǎn)。

6.4.1 臺架壽命試驗(yàn)及優(yōu)化循環(huán)

經(jīng)過充分的調(diào)研和對標(biāo)，研究團(tuán)隊(duì)制定了創(chuàng)新的臺架試驗(yàn)方法。盡可能模擬實(shí)際使用工況，按實(shí)際位移和頻率，開展常溫、低溫、高溫3種環(huán)境工況，帶載試驗(yàn)，試驗(yàn)次數(shù)按100萬次進(jìn)行。

首次臺架試驗(yàn)中，8萬次循環(huán)襯套出現(xiàn)開裂，如圖14所示。

圖14 臺架試驗(yàn)開裂示例

從艱難的起步開始，首樣臺架試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)開裂問題→改進(jìn)結(jié)構(gòu)→CAE疲勞分析驗(yàn)證→樣件試制→臺架試驗(yàn)，20次循環(huán)往復(fù)。通過臺架試驗(yàn)總數(shù)量達(dá)50件次，常溫、低溫、高溫工況試驗(yàn)，10件次達(dá)到100萬次。

解決疲勞壽命的方案改進(jìn)循環(huán)多達(dá)20次，方案的演變過程如圖15所示。

圖15 解決疲勞壽命的方案演變示例

6.4.2 道路可靠性驗(yàn)證及優(yōu)化循環(huán)

臺架疲勞壽命達(dá)到80萬次的時候，同步開展實(shí)車道路可靠性試驗(yàn)論證及優(yōu)化循環(huán)。

同樣，實(shí)車進(jìn)行了多達(dá)5臺次的可靠性試驗(yàn)論證，試驗(yàn)里程從常規(guī)的8 000 km壞路強(qiáng)化，追加到15 000 km。首輪壞路強(qiáng)化試驗(yàn)中，6 000 km時襯套出現(xiàn)開裂，開裂故障如圖16所示。

圖16 壞路試驗(yàn)開裂故障示例

解決道路可靠性問題的方案改進(jìn)循環(huán)26次，壞路開裂故障解決方案如圖17所示。

圖17 壞路開裂故障解決方案示例

6.5 超低剛度駕駛室懸置襯套小批試銷跟蹤及量產(chǎn)

經(jīng)過前述開發(fā)流程的論證，本研究實(shí)踐先后解決了超低剛度懸置襯套零件的性能、疲勞壽命，以及整車平順性和可靠性問題。通過50臺套的小批試銷，并跟蹤售后6個月，市場普遍反應(yīng)良好。

經(jīng)過小批試銷驗(yàn)證確認(rèn)后，超低剛度懸置襯套2018年進(jìn)行正式生產(chǎn)切換。超低剛度襯套量產(chǎn)以來，進(jìn)行了多次市場調(diào)研，用戶普遍評價認(rèn)為，該車徹底解決了整車平順性問題，其平順性與國內(nèi)平頭車標(biāo)桿四點(diǎn)氣囊懸置相當(dāng)，且可靠性良好，無任何故障反饋。

本研究成果，有力促進(jìn)了該車型的銷售，當(dāng)年銷量達(dá)到5800輛，成為公司利潤的增長點(diǎn)。

6.6 超低剛度駕駛室懸置襯套開發(fā)小結(jié)

根據(jù)前述研究論證，本研究取得良好的改善效果。

6.6.1 基于評價體系的效果評估

評價體系圖18中，從現(xiàn)狀的禁區(qū)D，推移到推薦區(qū)A，效果良好。

圖18 某T型車平順性改善效果評估

三維度的振動與頻率數(shù)據(jù)對比見表4，T型車改進(jìn)后的振動強(qiáng)度明顯減小。

表4 改善后平順性評價數(shù)據(jù)對比

6.6.2 振動原理符合性及懸置系統(tǒng)頻率匹配合理性

前述振動原理，要求頻率比＞ 2，且愈大，T愈小，隔振效果愈好；在實(shí)際中常取頻率比=2.5～5。以常用車速80 km/h為例，駕駛室前懸置實(shí)際激勵頻帶為7～15 Hz，改善前后的對比見表5。

表5 改善前后頻率比λ對比

從表5可見，某T型車改善后，固有頻率和頻率比λ均符合規(guī)范要求，隔振效果良好。

7 結(jié)束語

本文根據(jù)振動原理，車輛平順性評價方法和自創(chuàng)的評價體系圖，通過調(diào)研分析把握現(xiàn)狀，查明了某T型車平順性差的根因，開發(fā)創(chuàng)新的“超低剛度駕駛室懸置襯套+阻尼減振器”組合式懸置裝置。

聯(lián)合供應(yīng)商導(dǎo)入結(jié)構(gòu)與性能、疲勞CAE同步聯(lián)動創(chuàng)新方法，通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、性能仿真、平順性測和優(yōu)化循環(huán)驗(yàn)證，經(jīng)過35輪次循環(huán)先后解決性能問題、疲勞壽命和可靠性問題。最終成功開發(fā)出超低剛度駕駛室懸置襯套。開發(fā)實(shí)踐的主要結(jié)論和創(chuàng)新點(diǎn)：

（1）觀念創(chuàng)新是技術(shù)創(chuàng)新的源泉。在技術(shù)復(fù)雜，難度大，沒有先例，缺乏參考，主流供應(yīng)商不看好的嚴(yán)峻形勢下，研究團(tuán)隊(duì)打破觀念束搏，堅(jiān)信只要弄懂原理，找對方法，克難攻堅(jiān)，就能解決問題，實(shí)現(xiàn)技術(shù)創(chuàng)新。

（2）當(dāng)單一襯套方案無法解決問題的時候，組合方案是較好的選擇。因此，發(fā)明了“超低剛度駕駛室懸置襯套+阻尼減振器”組合式懸置裝置。

（3）超低剛度（140 N/mm）駕駛室懸置襯套不僅能滿足性能要求，也能夠滿足疲勞壽命要求。打破了業(yè)內(nèi)普遍認(rèn)為600 N/mm以下剛度無法實(shí)現(xiàn)的禁錮。取得突破性技術(shù)創(chuàng)新。