麥弗遜式懸架與車(chē)身安裝點(diǎn)動(dòng)載荷研究

熊 飛，蘭鳳崇，李 罡，魏 丹

（1.廣州汽車(chē)工業(yè)集團(tuán)汽車(chē)工程研究院，廣東 廣州 5 114341；2.華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車(chē)學(xué)院，廣東 廣州 510640）

1 引言

道路激勵(lì)產(chǎn)生的車(chē)輛部件動(dòng)載荷是造成車(chē)輛在實(shí)際使用過(guò)程產(chǎn)生疲勞破壞的外在主要原因，對(duì)車(chē)輛動(dòng)載荷規(guī)律的研究有利于車(chē)輛結(jié)構(gòu)件抗疲勞特性設(shè)計(jì)。實(shí)際行駛車(chē)輛是非常復(fù)雜的振動(dòng)系統(tǒng)，基于實(shí)車(chē)的載荷規(guī)律研究是比較困難的。文獻(xiàn)[1]基于用戶(hù)關(guān)聯(lián)的整車(chē)道路譜采集和處理，總結(jié)了載荷處理方法，主要有時(shí)域、頻域、雨流統(tǒng)計(jì)分析，主要包括最大值、最小值、均方根值、偽孫傷等。文獻(xiàn)[2]提出運(yùn)用輪心位移反求法求取車(chē)身載荷譜的方法。通過(guò)采集試驗(yàn)場(chǎng)各種典型道路的載荷譜，根據(jù)整車(chē)和懸架參數(shù)建立完整的整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型，然后將采集的路譜加載到多體模型上，對(duì)車(chē)身受的載荷進(jìn)行分解。目前國(guó)內(nèi)外對(duì)車(chē)輛載荷譜的研究主要集中在載荷譜采集[4-5]和載荷譜獲取方法[6-7]方面。但是對(duì)載荷譜規(guī)律的研究開(kāi)展較少。不同于常見(jiàn)的對(duì)車(chē)身振動(dòng)響應(yīng)特性研究，通過(guò)建立車(chē)輛振動(dòng)簡(jiǎn)化模型，開(kāi)展車(chē)輛載荷規(guī)律研究。同時(shí)，通過(guò)虛擬樣機(jī)整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型隨機(jī)道路模擬，來(lái)研究車(chē)輛關(guān)鍵連接位置載荷的傳遞特性。通過(guò)開(kāi)展的車(chē)身載荷譜規(guī)律研究，可以對(duì)車(chē)輛和懸架參數(shù)匹配設(shè)定提出約束，從優(yōu)化載荷的角度為車(chē)輛抗疲勞設(shè)計(jì)提供解決思路。

2 理論建模及分析

在以往研究中，常選擇二自由度雙質(zhì)量系統(tǒng)振動(dòng)模型進(jìn)行車(chē)身垂向振動(dòng)進(jìn)行研究，沒(méi)有考慮了前后懸架激勵(lì)相互關(guān)聯(lián)和車(chē)身的俯仰運(yùn)動(dòng)的影響。由于車(chē)輛左右車(chē)輪懸架方式和彈性件一般是對(duì)稱(chēng)的，因此垂直振動(dòng)和俯仰振動(dòng)對(duì)車(chē)輛的載荷影響較大。為了使研究的振動(dòng)模型與實(shí)際情況更加接近，進(jìn)一步建立四自由度半車(chē)身振動(dòng)模型。四自由度半車(chē)系統(tǒng)振動(dòng)模型將車(chē)輛簡(jiǎn)化為4個(gè)自由度的平面模型，分別為車(chē)身垂直振動(dòng)、俯仰振動(dòng)、前后車(chē)輪垂向振動(dòng)，模型如圖1所示。

圖1 車(chē)輛4自由度振動(dòng)模型Fig.1 Vibration Model of Vehicle with 4 Degrees of Freedom

根據(jù)以上車(chē)輛振動(dòng)模型可以得到以下運(yùn)動(dòng)方程式，如式（1）～式（4）所示。

以研究的目標(biāo)車(chē)型的參數(shù)，如表1所示。代入公式，令mwf、Kt f、Kt f、CSf ɑ、mhb、Ihp變化±10%，考查這些參數(shù)對(duì)前懸架力Ff的影響，結(jié)果如圖2～圖5所示。從圖2～圖5可以看出，前懸力的響應(yīng)曲線(xiàn)都有兩個(gè)峰值，這兩個(gè)峰值分別對(duì)應(yīng)橫坐標(biāo)為前后懸架的簧上和簧下偏頻。

表1 某轎車(chē)半車(chē)模型參數(shù)Tab.1 Model Parameters of a Car

圖2 前懸架剛度變化±10%對(duì)前懸架力影響Fig.2 Effect of Front Suspension Stiffness Change 10% on Front Suspension Force

圖3 前輪胎剛度變化±10%對(duì)前懸架力影響Fig.3 Effect of Front Suspension Stiffness Change 10% on Front Suspension Force

圖4 前懸架阻尼變化±10%對(duì)前懸架力影響Fig.4 Effect of Front Suspension Damping Change 10% on Front Suspension Force

圖5 簧上質(zhì)量±10%對(duì)前懸架力影響Fig.5 Effect of Spring Mass 10% on Front Suspension Force

將圖2～圖5中峰值變化情況進(jìn)行匯總，如表2所示?？梢钥闯?，在整車(chē)模型各參數(shù)變化±10%的條件下：對(duì)簧上偏頻影響較大的主要有Ksf、Ksr、mhb等參數(shù)，在簧上偏頻處的支座力增益影響較大的有懸架參數(shù)Ksf、Csf和車(chē)身參數(shù)Ihp、ɑ、mhb。

表2 前懸力頻率響應(yīng)影響Tab.2 Effect of Front Suspension Force Frequency Response

3 物理樣機(jī)建模及標(biāo)定

為了建立適合進(jìn)行抗側(cè)傾性能研究的多體模型，基于該SUV整車(chē)和懸架參數(shù)在ADAMS/Car中建立車(chē)輛的各個(gè)子系統(tǒng)模型（包括前后懸架、前后穩(wěn)定桿、前后車(chē)輪、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向、動(dòng)力子系統(tǒng)、車(chē)身子系統(tǒng)），然后由各系統(tǒng)組裝成整車(chē)多體模型，如圖6所示。

圖6 整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)模型Fig.6 Multi-Body Dynamics Model of Whole Vehicle

在研究中，通過(guò)對(duì)凸塊路面整車(chē)振動(dòng)加速度測(cè)試，測(cè)得前后輪心、減振器塔座等位置振動(dòng)加速度信號(hào)，為整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)模型標(biāo)定提供參考數(shù)據(jù)，凸塊路的尺寸，如圖7所示。

圖7 凸塊路尺寸Fig.7 Bump Road Size

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析頻率范圍為（0.5～80）Hz，得到結(jié)果。凸塊路面平順性測(cè)試設(shè)備及傳感器布置，如圖8所示。

表3 試驗(yàn)設(shè)備Tab.3 Test Equipment

圖8 凸塊路面振動(dòng)測(cè)試Fig.8 Bump Road Vibration Test

凸塊路平順性車(chē)輛各測(cè)量位置加速度仿真與試驗(yàn)對(duì)比，從時(shí)域加速度振動(dòng)幅值對(duì)比結(jié)果看，仿真與試驗(yàn)誤差較小，說(shuō)明搭建的整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型能夠較準(zhǔn)確的模擬實(shí)車(chē)動(dòng)態(tài)性能，可以用于后面的分析，如圖9～圖12所示。

圖9 前減振器座Z向加速度 Fig.9 Z Acceleration of Front Shock Bbsorber Tower

圖10 后減振器座Z向加速度Fig.10 Z Acceleration of Rear Shock Absorber Tower

圖11 前輪心X向加速度 Fig.11 Front Wheel Center X Acceleration

圖12 前輪心Z向加速度Fig.12 Front Wheel Center Z Acceleration

4 動(dòng)載荷影響規(guī)律研究

車(chē)輛各部件載荷變化主要受路面不平度、車(chē)速、整車(chē)重量、懸架系統(tǒng)參數(shù)的變化的影響。通過(guò)建立虛擬樣機(jī)整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型，使車(chē)輛行駛在隨機(jī)路面上，研究彈簧剛度、減振器阻尼、車(chē)身簧上質(zhì)量等參數(shù)對(duì)車(chē)輛載荷變化的規(guī)律。

4.1 隨機(jī)路面選擇

根據(jù)《車(chē)輛振動(dòng)輸入—路面不平度表示方法》標(biāo)準(zhǔn)，路面功率譜密度可表示，如式（18）所示。

式中：n—空間頻率，單位m-1每米長(zhǎng)度中包含的波數(shù)；n0—參考空間頻率，n0=0.1m-1；分級(jí)路面譜的頻率指數(shù)W=2；Gq(n0)—參考空間頻率n0下的路面功率譜密度值，稱(chēng)為路面不平度系數(shù)。各級(jí)路面不平度系數(shù)Gq(n0)的變化范圍及其幾何平均值，如表4 所示。中國(guó)的高等級(jí)公路路面譜基本為A、B、C三級(jí)范圍之內(nèi)，其中B、C級(jí)路面占的比重比較大。在這里選擇C級(jí)路面作為路面激勵(lì)[8]。

表4 路面不平度ABC級(jí)分類(lèi)標(biāo)準(zhǔn)Tab.4 ABC Classification Criteria for Road Roughness

4.2 麥弗遜懸架與車(chē)身連接動(dòng)載荷規(guī)律分析

研究的目標(biāo)車(chē)型前懸架采用麥弗遜懸架，麥弗遜懸架一般有兩條路徑將路面的激勵(lì)傳遞給車(chē)身，第一條是激勵(lì)從車(chē)輪、轉(zhuǎn)向節(jié)、下擺臂、副車(chē)架傳到車(chē)身，第二條是激勵(lì)從車(chē)輪、轉(zhuǎn)向節(jié)、減振器彈簧總成、減振器塔座傳到車(chē)身。一般第二條路徑是激勵(lì)傳遞到車(chē)身的主要路徑。以前懸架麥弗遜懸架的減振器彈簧總成傳遞載荷為研究對(duì)象，主要討論懸架剛度增加10%，減振器阻尼增加20%簧上質(zhì)量增加10%，各連接處載荷變化規(guī)律。

（1）減振器受力

（2）彈簧受力變化

（3）減振器塔座受力

將圖13～圖17的載荷進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，對(duì)減振器作用力影響較大主要是減振器阻尼的變化，其中減振器阻尼增加10%，減振器受力均方根值變化達(dá)到14%。對(duì)彈簧作用力影響較大有彈簧剛度和簧上質(zhì)量?jī)蓚€(gè)因素。對(duì)減振器塔座受力影響較大時(shí)簧上質(zhì)量變化，簧上質(zhì)量增加10%，減振器塔座受力均方根值變化8%。

圖13 彈簧剛度增加10%對(duì)減振器受力影響Fig.13 Effect of 10% Increase in SpringStiffness on Shock Absorber Stress

圖14 減振器阻尼增加10%對(duì)減振器受力影響Fig.14 Effect of 10% Increase in Damping of Shock Absorber on Stress of Shock Absorber

圖15 彈簧剛度增加10%對(duì)彈簧受力影響Fig.15 Effect of 10% Increase in Spring Stiffness on Spring Force

圖16 簧上質(zhì)量增加10%對(duì)彈簧受力影響Fig.16 Effect of 10% Increase in Spring Mass on Spring Force

圖17 簧上質(zhì)量增加10% 對(duì)減振器塔座受力影響Fig.17 Effect of 10% Increase in Spring Mass on Shock Absorber Tower

5 總結(jié)

主要通過(guò)車(chē)輛簡(jiǎn)化的多自由度振動(dòng)系統(tǒng)理論解析方法和虛擬樣機(jī)隨機(jī)道路模擬方法研究麥弗遜式懸架與車(chē)身連接安裝點(diǎn)載荷譜影響規(guī)律。

（1）建立了四自由度半車(chē)身振動(dòng)模型，通過(guò)理論解析得到車(chē)身載荷頻譜響應(yīng)關(guān)系。研究表明：對(duì)簧上偏頻影響較大的主要有Ksf、Ksr、mhb等參數(shù)，在簧上偏頻處的支座力增益影響較大的有懸架參數(shù)Ksf、Csf和車(chē)身參數(shù)Ihp、ɑ、mhb。

（2）建立了完整的整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型，通過(guò)凸塊路平順性試驗(yàn)驗(yàn)證了整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型準(zhǔn)確性。然后將整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型行駛在C級(jí)隨機(jī)路面上，開(kāi)展了懸架彈簧剛度、減振器阻尼、簧上質(zhì)量變化對(duì)車(chē)身載荷的影響分析，通過(guò)分析再一次證明了車(chē)身載荷主要簧上質(zhì)量、懸架剛度、懸架阻尼等參數(shù)的影響。

通過(guò)研究成果既可以為整車(chē)疲勞開(kāi)發(fā)提供較好的經(jīng)驗(yàn)借鑒，也從影響車(chē)身疲勞性能的角度為整車(chē)參數(shù)和懸架參數(shù)定義提出一定的要求。