長途客車擺臂式平衡懸掛系統(tǒng)的試驗分析

趙云鶴

(北安農(nóng)墾交通局)

1 擺臂式平衡懸掛的優(yōu)點

(1)相對于推桿式平衡懸掛而言，由于取消了從動橋的過橋部分，使左右兩車輪相互獨立，減小了非懸掛部分的質(zhì)量，提高了行駛平順性。(2)懸架和車架采用兩點支撐，使受力均勻，提高了車架的強度和剛度。(3)制動力矩易于平衡，制動穩(wěn)定。(4)汽車向前行駛時，由于軸荷轉(zhuǎn)移，提高了車輪和路面的附著性能，使驅(qū)動力增大。(5)除少量懸掛部分的零件外，汽車大部分零部件可與原型通用，降低了生產(chǎn)成本，又易變型投產(chǎn)。

2 擺臂式平衡懸掛結構特點

2.1 懸掛結構簡介

如圖1，驅(qū)動橋和承載橋由鋼板彈簧3、吊耳7、擺臂10連接起來，并保持兩橋的軸荷平衡，通過鋼板彈簧前卷耳2和擺臂軸座8與車架相連。擺臂和承載橋安裝成一體，通過擺臂軸9使擺臂10成為擺臂機構，左右擺臂的后端分別安裝一個承載輪，組成擺臂式平衡懸掛機構。

2.2 懸掛特點

(1)驅(qū)動橋和承載橋通過包括彈簧長度在內(nèi)的杠桿比來確定靜載平衡，也即靜載軸荷比取決于杠桿比大小。杠桿比由下式確定

(2)汽車行駛時，驅(qū)動橋和承載橋之間存在軸荷轉(zhuǎn)移，從而達到動態(tài)下的力矩平衡。由于軸荷轉(zhuǎn)移，增大了驅(qū)動輪對地面的作用力，從而提高了汽車和路面的附著性能，克服了一般6×2汽車易于打滑的現(xiàn)象。

(3)擺臂式平衡懸掛剛度不僅與彈簧剛度有關，而且與軸荷比(即杠桿比)有關。懸掛系統(tǒng)剛度用下式計算

式中:K為懸掛系統(tǒng)剛度;k為彈簧剛度;r為杠桿比。

3 固有頻率試驗

(4)擺臂式平衡懸掛的振頻在空載和滿載時，由于負荷變化較大，使得振頻變化的幅度也較大，因而懸掛設計無法做到兩者兼顧。

(5)驅(qū)動輪與承載輪通過鋼板彈簧和擺臂組成彈性懸掛系統(tǒng)，相互產(chǎn)生運動上的制約和影響，致使擺臂式懸掛的受激振動是一種復合型振動。

(6)在驅(qū)動力矩產(chǎn)生軸荷轉(zhuǎn)移的同時，也將產(chǎn)生使汽車向后傾翻的后傾力矩。因此，擺臂式平衡懸掛適于在長軸距的汽車上采用，以避免向后傾翻問題。

(7)擺臂式平衡懸掛的汽車轉(zhuǎn)向不能保證各輪做純滾動，因而不可避免地存在輪胎不正常磨損。

3.1 試驗方法和數(shù)據(jù)處理

固有頻率和相對阻尼系數(shù)是平順試驗要測定的懸掛系統(tǒng)的兩個重要參數(shù)。試驗內(nèi)容包括:①將承載輪懸起卡死，僅使驅(qū)動輪著地(保持軸荷不變)，懸掛系統(tǒng)相當于傳統(tǒng)的鋼板彈簧懸掛結構;②承載輪著地，通過擺臂和驅(qū)動輪構成擺臂式平衡懸掛。試驗采用滾下法，使汽車從凸塊上滾下，汽車懸掛系統(tǒng)產(chǎn)生自由衰減振動。通過安裝在車橋上和車廂地板上的加速傳感器，經(jīng)由電荷放大器，用磁帶記錄儀記錄車身和車軸上的自由衰減振動的時間歷程，每次記錄時間

3.2 實驗儀器

不少于20s，重復5次。然后將磁帶記錄的信號輸入信號處理機，采樣時間間隔Δt=20ms，頻率分辨率為Δf=0.05Hz，得到車橋部分和車身部分的加速度自功率譜Gz(f)和GQ(f)、幅頻特性│Z/Q│、相頻特性和想干函數(shù)。

(1)加速度傳感器:壓電晶體式，型號4367(丹麥BK)，頻響范圍0.1×10600Hz。

(2)電荷放大器:型號2635，頻響范圍0.1～200Hz。

(3)磁帶記錄儀:型號RTP5-10B，頻響范圍0～5000Hz，信噪比45dB。

(4)信號處理機:型號7T08S，頻響范圍DC-50kHz。

3.3 實驗分析

(1)在高頻區(qū)9.5648Hz處有一峰值，此峰值頻率為車輪部分國有頻率f10。

傳統(tǒng)形式鋼板彈簧懸掛在低頻區(qū)3.2208Hz處有一峰值，此峰值頻率為車身部分固有頻率f10。

從幅頻特性上得到峰值頻值率為3.612Hz，此峰值頻率為車輪部分不運動時，懸掛系統(tǒng)的固有頻率f0，峰值A0=1.744，由此近似計算出相對阻尼系數(shù)Φ=0.350。

從得到峰值處相干函數(shù)coh2(f)為0.930，說明幅頻特性的峰值是基本可信的。

從得到在高頻區(qū)12.2Hz處有一峰值，此峰值頻率為車輪部分固有頻率f10。

從得到擺臂式平衡懸掛在低頻區(qū)共有三個峰值頻率，即1.46Hz、2.2448Hz和3.1232Hz。差別表明，它們的振型是不同的。

從幅頻特性得到在2.3424Hz處有一峰值，此處相干函數(shù)coh2(f)為0.875，說明此處幅頻特性是基本可信的。那么2.3424Hz可認為即使車輪部分不運動，擺臂式平衡懸掛系統(tǒng)的固有頻率f0，峰值A0=1.498，由此近似計算出相對阻尼系數(shù)Φ=0.449。

(2)自功率頻譜反應了振動能量在頻率域上的分布和大小。比較兩種懸掛結構的車身部分振動加速度自譜可明顯地看出，在低頻區(qū)擺臂式平衡懸掛的峰值頻率降低，幅值下降，這對提高汽車平順性是有利的。

(3)幅頻特性全面地反映了懸掛系統(tǒng)在各種頻率上的衰減特性。比較兩種懸掛結構的幅頻特性可以看出，擺臂式平衡懸掛的固有頻率降低，幅值比A0下降，而相對阻尼系數(shù)增加。表明擺臂式平衡懸掛衰減特性比傳統(tǒng)形式鋼板彈簧懸掛要好，這對提高汽車平順性也有利的。

(4)汽車平順性理論分析支持度，車身部分固有頻率降低，將使車身振動加速度的標準差下降，也就是使振動強度降低。因此，采用擺臂式平衡懸掛能夠提高汽車行駛平順性。

(5)試驗表明，擺臂式平衡懸掛系統(tǒng)的固有頻率偏高，而根據(jù)理論推薦，公共汽車的懸掛系統(tǒng)固有頻率一般在1.2～1.8Hz范圍。因此，要提高長途客車的行駛平順性，有必要降低懸掛系統(tǒng)的固有頻率。

我們對長途客車的擺臂式平衡懸掛系統(tǒng)進行了一些平順性項目試驗，得到一些數(shù)據(jù)和圖譜。說明了懸掛系統(tǒng)對固有頻率的影響，但缺少行駛狀態(tài)下擺臂式平衡懸掛系統(tǒng)的傳遞特性。要完整透徹地分析清楚，還需要從理論上和試驗上繼續(xù)深入研究。

[1] 羅明廉.關于裝有平衡懸掛的三軸汽車的振動問題[J].汽車技術，1981，(1).