某轎車前懸架系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)與仿真分析

薛玉斌，沈子鑒，李剛

（1.錦州萬(wàn)得汽車技術(shù)有限公司，遼寧 錦州 121007；2.遼寧工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，遼寧 錦州 121001）

前言

汽車平順性也稱為汽車舒適性，是汽車重要性能之一[1]。對(duì)于轎車而言，客觀上要求具有良好的平順性，而懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)直接影響轎車的平順性的好壞，如何對(duì)轎車懸架系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行合理設(shè)計(jì)，同時(shí)縮短開發(fā)周期，是轎車開發(fā)中的一個(gè)重要課題。文獻(xiàn)[2-5]給出了懸架系統(tǒng)和彈性部件設(shè)計(jì)方法，但是對(duì)于參數(shù)最終選取合理性沒有給出仿真實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證方法。論文以某轎車為例，進(jìn)行前懸架系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)，并通過(guò)仿真手段對(duì)重要參數(shù)選取合理性進(jìn)行驗(yàn)證。

1 懸架剛度和撓度計(jì)算

整車軸距為 2300mm，前輪輪距 1215mm，滿載時(shí)前軸荷為530kg，后軸荷為490kg。前懸架非簧載質(zhì)量約占簧載質(zhì)量的1/6。設(shè)前懸架簧載質(zhì)量為m1，計(jì)算得到m1為454kg。

1.1 剛度計(jì)算

汽車前懸架與其簧載質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。懸架自振頻率選取的主要依據(jù)是ISO2631《人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南》。乘用車前懸架滿載固有頻率要求在 1.00―1.45Hz，一般在0.80―1.15Hz[2-3]。設(shè)該轎車前懸架固有頻率為n1，選取為1.1Hz。汽車前懸架固有頻率n1可用下式表示：

式中，c1為前懸架的剛度（N/m）；m1為前懸架簧上質(zhì)量。將m1代入上式，得：

單邊剛度為10839.5。

1.2 靜撓度與動(dòng)撓度計(jì)算

1.2.1 靜撓度計(jì)算

懸架的靜撓度是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷與此時(shí)的懸架的剛度之比。懸架的靜撓度直接影響車身振動(dòng)的頻率，必須正確選取懸架的靜撓度保證汽車平順性。當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí)，計(jì)算前懸架的靜撓度：

式中：g為重力加速度，取9810mm/s2。

1.2.2 動(dòng)撓度計(jì)算

懸架的動(dòng)撓度是指懸架從滿載靜平衡位置開始?jí)嚎s到結(jié)構(gòu)允許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)于車架（或車身）的垂直位移。為了防止在不平路面上行駛時(shí)經(jīng)常沖擊緩沖塊，懸架還必須具備足夠大的動(dòng)撓度，轎車靜、動(dòng)撓度取值范圍為分別為 100mm～300mm、70mm～90mm，動(dòng)撓度與靜撓度之比一般大于0.5。設(shè)前懸架動(dòng)撓度為fd1，則= 102.5mm，取fd1=103mm。

2 減振器性能參數(shù)計(jì)算

2.1 減振器相對(duì)阻尼系數(shù)

相對(duì)阻尼系數(shù)的物理意義是減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量ms的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊傳到車身；ψ值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)ψY取得小些，伸張行程的相對(duì)阻尼系數(shù)ψS取得大些。兩者之間保持ψY=(0.25～0.50)ψS的關(guān)系。

設(shè)計(jì)時(shí)，先選取ψY與ψS的平均值ψ。對(duì)于無(wú)內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25～0.35；對(duì)于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ值取小些。對(duì)于行使路面條件較差的汽車，ψ值應(yīng)取大些，一般取ψS＞0.3；為避免懸架碰撞車架，取ψY=0.50ψS[2-3]。

該轎車為微型轎車選?。呵皯壹芟鄬?duì)阻尼系數(shù)ψ前=0.3，則伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)ψS=0.4，壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)ψY=0.2[2-3]。

2.2 減振器阻尼系數(shù)δ的確定

減振器阻尼系數(shù)則前懸架阻尼系數(shù)δf。

由此可得伸張阻尼系數(shù)δs=2510Ns/m，壓縮阻尼系數(shù)δY=1255Ns/m。

3 振動(dòng)系統(tǒng)建模與仿真分析

汽車在一定路面上行駛時(shí)，其振動(dòng)量（振幅、振動(dòng)速度及加速度）的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、阻尼等結(jié)構(gòu)參數(shù)。論文建立 1/4汽車振動(dòng)系統(tǒng)模型，應(yīng)用Matlba/Simulink建立仿真模型，對(duì)設(shè)計(jì)的參數(shù)進(jìn)行仿真分析。

建立二自由度汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型[6]如圖1所示。

圖1 汽車振動(dòng)系統(tǒng)模型

圖中參數(shù)意義：Z1為非簧載質(zhì)量垂直位移；Z2為簧載質(zhì)量（車身質(zhì)量）垂直位移；q為路面不平度；K為懸架剛度；Kt為輪胎剛度；C為減振器阻尼系數(shù)。

將車輛兩自由度振動(dòng)模型動(dòng)力學(xué)方程寫成矩陣形式：

即：

對(duì)式子（2）進(jìn)行求解：

按這種方法對(duì)（3）進(jìn)行求解，即可得到公式（4）求出簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量的垂直加速度。

路面不平度即路面譜可通過(guò)基于濾波白噪聲法建立路面隨機(jī)激勵(lì)時(shí)域進(jìn)行描述：

u是縱向車速，（B級(jí)路面）是參考空間頻率n0=0.1m-1下路面功率譜密度值，n00=0.01m-1是路面空間截止頻率。

懸架動(dòng)撓度：

車輪動(dòng)載荷：

車輪相對(duì)動(dòng)載荷：

根據(jù)前面公式（2）～（8），應(yīng)用Matlab/simulink[7]建立的車輛振動(dòng)兩自由度動(dòng)力學(xué)模型，如圖2所示。仿真工況B級(jí)路面，車速70km/h，仿真曲線如圖3到圖6所示。

圖2 車輛振動(dòng)兩自由度動(dòng)力學(xué)Matlab/Simulink模型

圖3 路面譜功率譜密度曲線

圖4 車身垂直加速度功率譜密度

如圖3-圖6為路面功率譜密度、車身垂直加速度、懸架動(dòng)撓度、車輪相對(duì)動(dòng)載荷功率譜密度仿真曲線。如圖 4、5所示，可以看到所設(shè)計(jì)的前懸架剛度和阻尼匹配后車身振動(dòng)固有頻率為1.1Hz，懸架動(dòng)撓度對(duì)應(yīng)固有頻率為1.2Hz，二者峰值較小，懸架系統(tǒng)能保證車輛振動(dòng)過(guò)程中避免懸架限位塊對(duì)車架撞擊，圖6所示的車輪相對(duì)動(dòng)載曲線峰值較小，說(shuō)明在較高速行駛時(shí)汽車具有良好安全性，設(shè)計(jì)出的懸架剛度和阻尼參數(shù)滿足平順性要求。

圖5 懸架動(dòng)撓度功率譜密度曲線

圖6 相對(duì)車輪動(dòng)載功率譜密度曲線

4 結(jié)論

（1）論文給出了對(duì)轎車懸架系統(tǒng)主要參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算和通過(guò)仿真手段對(duì)參數(shù)合理性進(jìn)行驗(yàn)證的方法。

（2）論文研究方法對(duì)于實(shí)際轎車懸架系統(tǒng)開發(fā)、提高開發(fā)效率方面具有一定參考價(jià)值。

參考文獻(xiàn)

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