摘要： 隨著我國(guó)汽車工業(yè)的快速發(fā)展，重型卡車的設(shè)計(jì)及制造水平不斷提升，車輛的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性等基本性能已達(dá)到較高水準(zhǔn)。在此背景下，卡車用戶對(duì)于車輛的平順性日益關(guān)注。重型牽引車的構(gòu)造與乘用車存在顯著差異，主要體現(xiàn)在其采用非承載式車身，前懸架配置鋼板彈簧，后懸架則可選擇鋼板彈簧或氣囊形式，而駕駛室則通過四點(diǎn)懸置系統(tǒng)固定于車架上。依據(jù)路面激勵(lì)的傳遞路徑，影響重型牽引車平順性的系統(tǒng)涵蓋輪胎、底盤懸架、傳動(dòng)軸、動(dòng)力總成、車架、駕駛室懸置系統(tǒng)及駕駛室本身。本文通過對(duì)某重型牽引車進(jìn)行平順性初步測(cè)試，運(yùn)用頻譜分析方法對(duì)振動(dòng)源進(jìn)行定位，并根據(jù)隔振理論對(duì)駕駛室懸置的阻尼進(jìn)行調(diào)校。在解決振動(dòng)源質(zhì)量問題的同時(shí)，進(jìn)一步提升系統(tǒng)的隔振能力，從而全面優(yōu)化車輛的整體平順性。

關(guān)鍵詞：重型牽引車；平順性；駕駛室懸置；傳遞路徑

中圖分類號(hào)：U461 DOI ：10.20042/j.cnki.1009-4903.2024.04.001

0 引言

汽車的平順性是車輛性能中至關(guān)重要的一環(huán)。平順性優(yōu)異的車輛往往能夠獲得用戶的高度評(píng)價(jià)，進(jìn)而增強(qiáng)車輛的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)優(yōu)勢(shì)。此外，良好的平順性還能幫助駕駛員保持愉悅的心情，有效緩解駕駛過程中的疲勞感。因此，在車輛的開發(fā)階段，平順性控制越來越受到車輛設(shè)計(jì)人員的重視。

重型車輛的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)需要充分考量貨物的載重要求，因此普遍采用非承載式車身的設(shè)計(jì)方式。大多數(shù)6x4重型牽引車的駕駛室通過4個(gè)獨(dú)立的懸置系統(tǒng)（前懸置包括氣囊、液壓、襯套3種形式，后懸置則包含氣囊、液壓2種形式）牢固地固定在車架上。重型牽引車的底盤大多采用非獨(dú)立懸架系統(tǒng)，其中前懸架通常采用鋼板彈簧，而后懸架則可根據(jù)用戶的實(shí)際需求選擇匹配鋼板彈簧或氣囊彈簧。前后懸架均配備筒式減振器，以提供必要的阻尼力。在一些高端重卡中，主駕駛員座椅還采用了氣囊減振系統(tǒng)，該系統(tǒng)能夠根據(jù)路面特征主動(dòng)調(diào)節(jié)阻尼力的大小。上述各彈簧質(zhì)量系統(tǒng)中剛度和阻尼力的匹配設(shè)計(jì)，共同決定了重卡的平順性水平。

1 重卡平順性激勵(lì)源及隔振原理

1.1 平順性相關(guān)激勵(lì)源

車輛平順性激勵(lì)源主要包括路面不平引起的振動(dòng)、車輪的徑向跳動(dòng)、車輪的動(dòng)不平衡、傳動(dòng)軸的動(dòng)不平衡、傳動(dòng)軸十字軸萬向節(jié)夾角的變化、動(dòng)力總成竄動(dòng)、駕駛室剛體模態(tài)振動(dòng)，以及車輛加減速過程中載荷轉(zhuǎn)移引起的車輛振動(dòng)，如表P所示。其中，由路面不平引發(fā)的汽車振動(dòng)頻率范圍大致為0.5- 25 Hz。對(duì)于座椅垂直向上的振動(dòng)，人體最為敏感的頻率范圍是4 - 12.5 Hz；而對(duì)于座椅前后左右的水平振動(dòng)，人體最敏感的頻率范圍則為0．5-2 Hz。大約在3 Hz以下的頻率范圍內(nèi)，人體對(duì)水平振動(dòng)的敏感度會(huì)超過垂直振動(dòng)，并且汽車車身的某些系統(tǒng)在此頻率范圍內(nèi)可能發(fā)生共振。因此，對(duì)水平振動(dòng)應(yīng)給予充分的重視。

1.2 車輛四分之一模型隔振原理

系統(tǒng)的動(dòng)力方程可以寫成：

mx=-kx-cx+f（1）

式中，m是系統(tǒng)質(zhì)量，x是系統(tǒng)位移，k是系統(tǒng)剛度，c是系統(tǒng)阻尼，廣是激勵(lì)力。

假設(shè)系統(tǒng)為諧和運(yùn)動(dòng)，則激勵(lì)力為：

f= Fejωt（2）

式中，F(xiàn)是激勵(lì)力的幅值，ω為諧振頻率。

假設(shè)質(zhì)量的響應(yīng)比激勵(lì)滯后，滯后角為φ，則位移響應(yīng)為：

x= Xej（ω-φ）=Xe-jφejωt= X0ejωt（3）

式中，X0是響應(yīng)的幅值。

將公式（2）、（3）代入公式（P1中，并比較方程兩邊，得：

[（k - mω2）+jcω]X0=F（4）

由公式（4）得激勵(lì)力的幅值：

F= [（1 - λ2）+j2ξ0/k（5）

式中，rω/ωn為激勵(lì)頻率與系統(tǒng)固有頻率的比值。

傳遞到基礎(chǔ)的力為：

f=kx+ c·x=（k+jcω） X0ejωt（6）

其幅值為：

Fb=（k+jcω）X0=（1+j2ξλ） X0/k（7）

傳遞到基礎(chǔ)上的力的幅值與激勵(lì)力的幅值之比的絕對(duì)值稱為傳遞率，將式（7）和式（5）的幅值相比并取絕對(duì)值，使得傳遞率：

從式（8）可知，要使傳遞到基礎(chǔ)的力小于激勵(lì)力，即傳遞率T小于1，頻率比就必須滿足下面的關(guān)系：λ＞根號(hào)下2，如圖P所示。

圖1中的所有曲線相交于λ=根號(hào)下2，可得到如下結(jié)論：λ=1為共振點(diǎn)，即系統(tǒng)的危險(xiǎn)點(diǎn)。該點(diǎn)對(duì)阻尼十分敏感，小的阻尼會(huì)使系統(tǒng)產(chǎn)生過大的振幅，具有極大的破壞性。λ＞根號(hào)下2為工作區(qū)，此時(shí)無論阻尼大小，隨著頻率比增加，傳遞率逐漸趨于零，這正是我們要求的隔振效果。由上述分析可見，要增加系統(tǒng)的隔振率或降低共振的幅值，取決于激振頻率與懸架及駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率及阻尼力的選型和匹配。

2 重卡羽慣性試驗(yàn)研究

2.1 試驗(yàn)樣車

以一輛大功率重型牽引車為研究對(duì)象，根據(jù)G B/T 4970-2009標(biāo)準(zhǔn)對(duì)其平順性進(jìn)行摸底測(cè)試。車輛參數(shù)如表2所示。

2.2 工況設(shè)定

（1）水平路面勻速行駛工況客觀測(cè)試：車速為60-90 km/h，以10 km/h為間隔進(jìn)行取值，涵蓋了用戶常用的高速公路行駛工況。

（2）一般公路勻速行駛工況客觀測(cè)試：車速為30 - 50 km/h，以10 km/h為間隔進(jìn)行取值，涵蓋了用戶常用的國(guó)道行駛工況。

（3）粗糙路面30 km/h低速行駛主觀評(píng)價(jià)：該工況代表用戶以較低車速行駛在不平路面以及坑洼路面。

2.3 平順性評(píng)價(jià)

2.3.1 客觀測(cè)試

本文按照GB/T 4970-2009《汽車平順性試驗(yàn)方法》標(biāo)準(zhǔn)布置測(cè)點(diǎn)。使用一個(gè)坐墊傳感器布置在主駕駛員坐墊上方，一個(gè)坐墊傳感器布置在座椅靠背中心位置，一個(gè)三方向振動(dòng)加速度傳感器布置在主駕駛員腳底板中心位置。前后懸架及前后駕駛室懸置的主動(dòng)端及被動(dòng)端各布置一個(gè)垂直的單方向振動(dòng)加速度傳感器，用來測(cè)試系統(tǒng)隔振以及振動(dòng)的傳遞形態(tài)。頻率分辨率設(shè)置為0.2 Hz，每個(gè)工況的采樣時(shí)間大于125 s，以保證每個(gè)工況的數(shù)據(jù)塊大于25個(gè)。隨機(jī)輸入測(cè)試結(jié)果如表3所示。

表3的結(jié)果是平順性隨機(jī)輸入工況中的3個(gè)測(cè)點(diǎn)9個(gè)方向的綜合加權(quán)加速度均方根值。首先9個(gè)方向的振動(dòng)加速度分別在0- 80 Hz進(jìn)行頻域加權(quán)；然后，9個(gè)方向進(jìn)行二次加權(quán)后相加得到最終結(jié)果。權(quán)重來源于GB/T 4970《汽車平順性試驗(yàn)方法》標(biāo)準(zhǔn)。圖3展示了30 km/h國(guó)道路面行駛時(shí)9個(gè)測(cè)點(diǎn)0- 20 Hz的頻譜分析。

2.3.2 主觀評(píng)價(jià)

通過對(duì)原車進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)，我們進(jìn)一步確認(rèn)了問題工況及駕駛室振動(dòng)情況。重卡平順性的主觀評(píng)價(jià)可以在駕駛員側(cè)進(jìn)行，也可以在副駕駛員側(cè)進(jìn)行。本文的評(píng)價(jià)人員依據(jù)國(guó)際通用的10分制評(píng)分準(zhǔn)則，根據(jù)車輛的振動(dòng)水平、駕駛室橫向搖晃程度、不平路面的阻尼特性、低頻時(shí)的振動(dòng)表現(xiàn)以及過減速帶時(shí)的振動(dòng)衰減程度，對(duì)車輛的平順性水平進(jìn)行了打分。評(píng)價(jià)結(jié)果如表4所示。

通過主觀評(píng)價(jià)，我們得出以下結(jié)論：當(dāng)車速大于80 km/h勻速行駛時(shí)，駕駛室出現(xiàn)有規(guī)律的上下顛簸感，初步判斷這是由輪胎不平衡激勵(lì)引起的。此外，車輛在不平路面低速行駛時(shí)，駕駛室除了Z方向的振動(dòng)以外，X方向的振動(dòng)也比較明顯，導(dǎo)致駕駛室產(chǎn)生前后搓動(dòng)，且該振動(dòng)衰減較慢。

從圖2分析可以看出，駕駛室在不平路面上產(chǎn)生的前后振動(dòng)主要來源于頻率為11.23 Hz處的X方向振動(dòng)。主觀評(píng)價(jià)也證實(shí)，駕駛室X方向的振動(dòng){前后搓動(dòng)）是不平路面上異常抖動(dòng)的根源。

2.3.3 結(jié)果分析

從表3的結(jié)果可以看出，車輛在國(guó)道以30 km/h、高速公路以80 km/h勻速行駛時(shí)，平順性表現(xiàn)較差。根據(jù)重卡限速90 km/h及輪胎半徑500 mm以上的條件，我們可以計(jì)算出重型牽引車平順性相關(guān)的激勵(lì)頻率范圍在0- 20 Hz之間。通過對(duì)駕駛室振動(dòng)加速度的頻譜分析，我們得知車輛在80 km/h時(shí)平順性變差是由車輪一階不平衡引起，如表P所示。

根據(jù)車輪一階振動(dòng)問題的處理經(jīng)驗(yàn)，我們對(duì)車輛前輪重新進(jìn)行雙面動(dòng)平衡調(diào)整，確保前輪雙面不平衡量小于140 g。再次對(duì)80 km/h勻速行駛及勻加速行駛工況進(jìn)行測(cè)試后，我們發(fā)現(xiàn)前輪動(dòng)平衡優(yōu)化后，一階激勵(lì)的峰值明顯降低。車輛滿載以80 km/h行駛時(shí)，平順性達(dá)到了正常狀態(tài)，振動(dòng)加速度為0.55m/s2。圖3展示了80 km/h勻速行駛時(shí)前輪平衡前后的0-20Hz頻譜圖，左邊表示駕駛室Y方向振動(dòng)，右邊表示駕駛室Z方向振動(dòng)。紅色線代表車輛初始狀態(tài)，綠色線表示車輛輪胎動(dòng)平衡優(yōu)化后的狀態(tài)。從圖中可以看出，輪胎一階激勵(lì)幅值大幅降低（注：下文中車輛的原狀態(tài)及平順性優(yōu)化都是基于輪胎動(dòng)平衡優(yōu)化后達(dá)標(biāo)的基礎(chǔ)之上）。

影響平順性差的第2個(gè)主要問題是低速不平路面隔振效果較差。為解決30 km/h普通公路行駛平順性較差的問題，我們對(duì)平順性相關(guān)的振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)進(jìn)行了頻譜分析，并對(duì)隔振系統(tǒng)的傳遞率進(jìn)行分析，如圖4所示。圖4中共展示了6張頻譜分析結(jié)果，振動(dòng)自下而上的傳遞順序是懸架—車架—駕駛室。其中最上面的左右兩圖展示了平順性測(cè)點(diǎn)主要方向的振動(dòng)加速度；中間左右兩圖分別是駕駛室前懸置及后懸置主被動(dòng)端Z方向振動(dòng)加速度；下面左右兩圖分別是前懸架及后懸架主被動(dòng)端Z方向振動(dòng)加速度。其中，紅線代表主動(dòng)端振動(dòng)加速度，綠線代表被動(dòng)端振動(dòng)加速度。通過分析，我們得出30 km/h勻速行駛時(shí)影響平順性的主要貢獻(xiàn)來自于頻率為11.23 Hz的激勵(lì)。從振動(dòng)傳遞的隔振情況分析，這是由后懸架車輪固有頻率引起的。

從車輛在不平路面的底盤隔振結(jié)果可以看出，車輛后懸架隔振較差，導(dǎo)致車輛駕駛室在11.23 Hz頻率處的X方向振動(dòng)較大。振動(dòng)的傳遞過程及表現(xiàn)形式大體可以解釋為：車輛后懸架在遇到顛簸后，垂向振動(dòng)傳遞至駕駛室，使其發(fā)生繞Ry方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。

3 平順性的優(yōu)化

3.1 制定優(yōu)化方案

車輛的異常抖動(dòng)主要源于在不平路面行駛時(shí)，駕駛室在X方向8 - 11 Hz的振動(dòng)。主觀評(píng)價(jià)顯示，車輛在不平路面行駛時(shí)有持續(xù)的前后搓動(dòng)。從公式（8）得知，降低振動(dòng)峰值有2種方法：即降低振動(dòng)源的振動(dòng)能量或增加傳遞路徑的阻抗，以使傳遞到接收者的能量盡可能衰減到可接受水平。

由表1可知，11.23 Hz的振動(dòng)峰值與輪胎固有頻率和駕駛室剛體模態(tài)2個(gè)系統(tǒng)相關(guān)。根據(jù)圖P中的振動(dòng)傳遞率曲線，降低共振區(qū)域振動(dòng)峰值的方法是增加系統(tǒng)的阻尼。因此，針對(duì)該車X方向11.23 Hz的異常振動(dòng)，優(yōu)化可以從2個(gè)方面進(jìn)行：增大后懸架減振器的阻尼力或增加駕駛室懸置的阻尼力?？紤]到國(guó)內(nèi)主銷重卡大多采用低成本方案，后懸架匹配鋼板彈簧時(shí)一般不匹配筒式減振器，懸架系統(tǒng)的阻尼主要來源于鋼板彈簧的摩擦阻尼。因此，本次優(yōu)化主要針對(duì)駕駛室懸置阻尼進(jìn)行。

結(jié)合駕駛室懸置設(shè)計(jì)變更的成本及供應(yīng)商的工藝水平，我們提出4種駕駛室懸置阻尼方案進(jìn)行仿真分析，以選取最優(yōu)方案。駕駛室懸置方案如表5所示，其中阻尼增大采用各個(gè)速度點(diǎn)等比放大的方法。

3.2 仿真分析

整車模型采用Adams/Car動(dòng)力學(xué)仿真軟件創(chuàng)建，并利用其求解器進(jìn)行平順性分析計(jì)算。模型包括車架、發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向系、駕駛室、前后懸架、制動(dòng)系、輪胎等部分。其中，前工字梁及車架采用柔性體處理，整車總質(zhì)量設(shè)定為49 to

仿真分析的重點(diǎn)是車速30 km/h時(shí)，駕駛室質(zhì)心處在3個(gè)方向的振動(dòng)加權(quán)加速度均方根值。前板簧剛度設(shè)定為300 N/m，駕駛室質(zhì)心處振動(dòng)加速度均方根值0.28 m/s‘。仿真計(jì)算的平順性結(jié)果以駕駛室質(zhì)心加權(quán)加速度均方根值來表示。

從表6的結(jié)果可以看出，方案3為最優(yōu)方案。即駕駛室懸置采用前懸置壓縮阻力增大及后懸置復(fù)原阻力增大的方案，可以同時(shí)降低車輛在不平路面行駛時(shí)的Z方向和X方向振動(dòng)能量。

4 優(yōu)化效果驗(yàn)證

為試驗(yàn)樣車更換表5中方案3對(duì)應(yīng)的駕駛室懸置，并進(jìn)行平順性的主客觀評(píng)價(jià)。評(píng)價(jià)工況主要聚焦于低速國(guó)道路面行駛，測(cè)點(diǎn)布置與摸底測(cè)試保持一致。測(cè)試結(jié)果的頻譜分析如圖5所示。

在優(yōu)化方案實(shí)施后，該車在不平路面上行駛時(shí)，駕駛室的搓動(dòng)感明顯消失，客觀測(cè)試結(jié)果與主觀感受相吻合。通過對(duì)比優(yōu)化前后平順性各測(cè)點(diǎn)在0- 20 Hz的頻譜，可以清晰地看到，在圖5中X方向11.23 Hz頻率處的抖動(dòng)已經(jīng)降低至正常水平，表明車輛在低速不平路面行駛時(shí)的平順性得到了顯著改善。

5 結(jié)束語

重型牽引車的平順性優(yōu)劣，其核心在于各相關(guān)系統(tǒng)剛度與阻尼設(shè)計(jì)的相互匹配，這直接體現(xiàn)在部件的質(zhì)量控制水平以及隔振設(shè)計(jì)的合理性上。

重卡平順性試驗(yàn)研究主要分為3個(gè)步驟：首先，通過主客觀評(píng)價(jià)相結(jié)合的方法，對(duì)平順性不佳的工況及車輛的振動(dòng)形態(tài)進(jìn)行初步識(shí)別與定位；其次，通過深入分析駕駛室振動(dòng)加速度的頻譜，判斷出車輛是否存在異常抖動(dòng)，并據(jù)此通過提升相關(guān)部件的質(zhì)量來解決這些抖動(dòng)問題；最后，根據(jù)隔振理論對(duì)車輛的隔振系統(tǒng)進(jìn)行全面剖析，提出初步的優(yōu)化方案，并利用仿真驗(yàn)證的手段篩選出最佳方案，從而有效提升車輛的平順性水平。

本文系統(tǒng)梳理了重型牽引車平順性相關(guān)的系統(tǒng)和其特征頻率，提出了針對(duì)性的問題解決思路與分析方法。在有效解決車輛部件質(zhì)量問題的基礎(chǔ)上，通過隔振分析進(jìn)一步優(yōu)化了系統(tǒng)的阻尼參數(shù)，顯著提升了車輛的平順性表現(xiàn)。這不僅為產(chǎn)品開發(fā)后期的平順性優(yōu)化提供了寶貴的參考經(jīng)驗(yàn)，也為后續(xù)的研究工作奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。