李小明，陳文彬

客車多片簧懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

李小明1，陳文彬2

（1.桂林大宇客車有限公司，廣西桂林541003；2.廣西科技大學(xué)，廣西柳州545006）

懸架是客車的重要組成部分，與客車行駛平順性、乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性密切相關(guān)。本文介紹一款11 m旅游客車多片簧懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)，主要介紹多片簧、減振器、橫向穩(wěn)定桿的選用及設(shè)計(jì)計(jì)算。

客車；多片簧；懸架系統(tǒng)

懸架的主要功能是傳遞作用在車輪和車身之間的力和力矩，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的振動，保證汽車行駛的平順性。懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)要重點(diǎn)考慮轉(zhuǎn)向特性、偏頻、主銷后傾角/側(cè)傾角等因素。如果相互之間不匹配，就會對汽車行駛性能產(chǎn)生非常大的影響。對不同類型客車應(yīng)有相應(yīng)的側(cè)重點(diǎn)和針對性。本文介紹一款11 m旅游客車多片簧懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。

1　相關(guān)參數(shù)及轉(zhuǎn)向特性要求

1.1客車相關(guān)參數(shù)

該客車相關(guān)參數(shù)：軸距L=5 600 mm，前多片簧中心距b=890 mm，后多片簧中心距c=1 030 mm，前軸滿載簧載質(zhì)量m1=4 400 kg，后軸滿載簧載質(zhì)量m2=9 470 kg，前懸架側(cè)傾中心距地面高度h1=501 mm，后懸架側(cè)傾中心距地面高度h2=700 mm，汽車簧載質(zhì)量質(zhì)心高度H= 1 550 mm，側(cè)傾加速度μ=0.4 g。

1.2轉(zhuǎn)向特性要求

為了保證安全行駛，客車應(yīng)有不足轉(zhuǎn)向特性，在側(cè)向力作用下，由于懸架導(dǎo)向桿系運(yùn)動關(guān)系，會使車軸相對于其原位置偏轉(zhuǎn)一定角度，即產(chǎn)生軸轉(zhuǎn)向。通過軸轉(zhuǎn)向，可獲得不足或過度轉(zhuǎn)向特性。為獲得不足轉(zhuǎn)向特性，前懸架板簧前卷耳中心要布置得比后卷耳中心高；后懸架板簧前卷耳中心要布置得明顯比后卷耳中心低。這樣側(cè)傾時(shí)就可以獲得不足轉(zhuǎn)向特性。

理想的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置是使轉(zhuǎn)向拉桿與懸架導(dǎo)向桿系在轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷處的運(yùn)動軌跡相重合，但往往受空間及轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角等因素影響，有時(shí)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置不可避免與懸架導(dǎo)向桿系存在運(yùn)動干涉。如果利用好運(yùn)動干涉，也可獲得不足轉(zhuǎn)向特性。傳統(tǒng)左舵車轉(zhuǎn)向拉桿與懸架在轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷處的運(yùn)動軌跡見圖1。左轉(zhuǎn)時(shí)運(yùn)動干涉產(chǎn)生不足轉(zhuǎn)向特性，右轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生過渡轉(zhuǎn)向特性。本文客車轉(zhuǎn)向拉桿與懸架在轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷處的運(yùn)動軌跡見圖2。左轉(zhuǎn)和右轉(zhuǎn)時(shí)運(yùn)動干涉都會產(chǎn)生不足轉(zhuǎn)向特性。只要控制好轉(zhuǎn)向拉桿與懸架的運(yùn)動干涉量，就不會影響汽車的行駛性能。

2　懸架系統(tǒng)的相關(guān)設(shè)計(jì)與計(jì)算

2.1板簧偏頻的選取和主要技術(shù)參數(shù)

1）偏頻的選取。偏頻大小的選取對汽車行駛平順性、舒適性至關(guān)重要。比如城市客車前、后板簧偏頻分別在1.75 Hz～1.85 Hz、1.85 Hz～1.95 Hz范圍內(nèi)選取，主要考慮到城市客車行駛路況比較好，超載非常嚴(yán)重。為了獲得良好的操控穩(wěn)定性、抗側(cè)傾能力和抗制動點(diǎn)頭率，偏頻的選取要比旅游客車大些。對于旅游客車（不存在超載、路況較好）重點(diǎn)考慮乘坐舒適性，前、后板簧偏頻分別在1.6 Hz～1.7 Hz、1.7 Hz～1.8 Hz范圍內(nèi)選取。本文旅游客車前、后多片簧偏頻分別為1.65 Hz、1.74 Hz。

2）滿載弧高的設(shè)計(jì)要求及主要技術(shù)參數(shù)。由于車身高度、懸架動行程及板簧導(dǎo)向特性等都與汽車滿載弧高有關(guān)，因此，多片簧滿載弧高值應(yīng)根據(jù)整車和懸架性能要求給出適當(dāng)值（10～30 mm）［1-3］。但有時(shí)為了滿足汽車總體布置要求，弧高不得不取負(fù)值，對于多片簧滿載負(fù)弧高不要超過0～-20 mm范圍，否則容易發(fā)生主片斷裂現(xiàn)象。本文新開發(fā)多片簧主要技術(shù)參數(shù)，前簧：片數(shù)9、剛度2 360 N/cm、滿載負(fù)荷21 560 N、長度1 550 mm、寬度90 mm、滿載弧高10 mm；后簧：片數(shù)10、剛度5 650 N/cm、滿載負(fù)荷46 403 N、長度1 720 mm、寬度100 mm、滿載弧高-5 mm。

2.2主銷后傾角的設(shè)計(jì)要求

主銷后傾角的大小直接影響著汽車轉(zhuǎn)向回正性能，過大的主銷后傾角雖然回正性能非常好，但是經(jīng)過不平路面時(shí)容易產(chǎn)生擺振和方向盤打手現(xiàn)象；主銷后傾角過小或隨車輪跳動量變化太大，在載荷變化或制動點(diǎn)頭等情況下，會導(dǎo)致回正力矩過小甚至出現(xiàn)負(fù)值，引起輪胎磨損嚴(yán)重、側(cè)風(fēng)敏感性大、方向盤手感缺失、高速發(fā)飄直線行駛不穩(wěn)定［4-5］等現(xiàn)象。因此，選擇合適的主銷后傾角非常重要，板簧車主銷后傾角一般在2°～3.5°范圍內(nèi)選取。本車前橋主銷后傾角選取為2.5°。

2.3靜撓度與動撓度的設(shè)計(jì)要求

為了保持活動吊耳與垂線夾角在運(yùn)動過程中＞0°，就必須使多片簧在滿載兩卷耳中心距最長和空載兩卷耳中心距最短弧高運(yùn)動變化的過程中主片始終受拉。布置圖見圖3和圖4。

1）前后懸架滿載靜撓度。前后懸架系統(tǒng)靜撓度匹配，對汽車行駛平順性也有明顯影響。一般使前后懸架靜撓度值接近，以免造成較大的車身縱向角振動。對于客車一般推薦后懸架靜撓度fc2=（0.8～0.9）fc1。其中：fc1為前懸架靜撓度。懸架靜撓度計(jì)算公式為f=（4.98/n）2，式中：n為懸架的偏頻，Hz；f為懸架靜撓度，cm。

把相關(guān)數(shù)據(jù)代入計(jì)算公式得fc1=（4.98/1.65）2≈9.1（cm）；fc2=（4.98/1.74）2≈8.2（cm）；fc2/fc1=0.9。

2）前后懸架滿載動撓度。為防止汽車在較差不平路面行駛經(jīng)常撞擊緩沖塊，懸架設(shè)計(jì)時(shí)，必須給出足夠的動撓度fd，一般推薦：fd=t×fc1/2，式中：城市客車t=2～2.5，公路用車t=2.5～3.5，越野車t＞3.5，fc為靜撓度。本文客車為公路用車，t取3.0代入公式，前后懸架動撓度fd1、fd2為fd1=3.0×911/2≈29（mm）；fd2=3.0×821/2≈27（mm）。在動撓度計(jì)算結(jié)果的基礎(chǔ)上，加20～35 mm以布置緩沖塊，即可滿足行駛要求。

2.4減振器主要參數(shù)的確定

1）相對阻尼系數(shù)ψ和阻尼系數(shù)γ的確定。為改善汽車行駛的平順性和操縱穩(wěn)定性，迅速衰減汽車振動又不把大的路面沖擊力傳遞到車身，相對阻尼系數(shù)ψ的取值必須在一個(gè)合理的范圍內(nèi)。一般對無摩擦的彈性元件ψ值在0.25～0.5范圍內(nèi)選取。對于高彈性摩擦的元件，ψ值一般在0.1～0.25范圍內(nèi)選取。設(shè)計(jì)時(shí)先取壓縮和拉伸ψ的平均值進(jìn)行計(jì)算，再按拉伸和壓縮阻力比例分配。本文旅游客車前、后減振器ψ的平均值分別為0.2、0.13，前、后減振器拉伸和壓縮阻力分別按8：2、3：1比例分配。

減振器阻尼系數(shù)γ的最終確定，取決于減振器的布置特點(diǎn)。布置圖見圖3和圖4。式中：根據(jù)減振器布置可知，杠桿比i=1；減振器軸線與車軸板簧安裝面法線的夾角a=0°；ω為滿載簧載質(zhì)量固有振動頻率，Hz；C為板簧剛度，N/m；m為車軸滿載簧載質(zhì)量的80%，kg。

經(jīng)計(jì)算得本文前減振器壓縮、拉伸阻尼系數(shù)γ分別為3 261 N·s/m和13 044 N·s/m；后減振器壓縮、拉伸阻尼系數(shù)γ分別為6 014 N·s/m和18 042 N·s/m。

2）最大卸荷壓力的確定。為減小傳到車身的沖擊力，減振器一般都安裝了泄壓閥。當(dāng)減振器活塞振動速度達(dá)到一定值時(shí)，卸荷閥便被打開，使減振器所提供的最大阻尼力受到限制［6-7］，卸荷速度Vx一般為0.15～0.3 m/s，本文旅游客車取Vx=0.3 m/s。最大卸荷力Fmax公式為Fmax=γ×Vx，式中γ為拉伸阻尼系數(shù)。經(jīng)公式計(jì)算得本車前減振器最大卸荷壓力為3 913 N；后減振器最大卸荷壓力為5 552 N。

3）減振器工作缸徑D的確定：式中：D為工作缸徑，mm；P為工作缸允許最大壓力，一般為3～4 N/mm2；Fmax為減振器最大拉伸阻力，N；λ為雙筒減振器桿徑與工作缸徑之比0.4～0.5。取P=3.5 N/mm2，λ=0.45。把相關(guān)數(shù)據(jù)代入計(jì)算得前減振器工作缸徑D≥42 mm；后減振器工作缸徑D≥52 mm。根據(jù)計(jì)算數(shù)據(jù)和懸架布置設(shè)計(jì)要求，參照QC/T491-1999標(biāo)準(zhǔn)［8］，前減振器工作缸徑選取50 mm，工作行程為240 mm，壓縮到最短距離為480 mm；后減振器工作缸徑選取65 mm，工作行程為260 mm，壓縮到最短距離為450 mm。

以上關(guān)于減振器的計(jì)算，主要是為了確定減振器的相關(guān)尺寸，不代表最佳阻尼特性，必須經(jīng)過駕駛員和乘客的實(shí)際乘坐感受，作為減振器最佳阻尼特性確定的唯一原則，在此過程中需做大量的調(diào)試測試。

2.5橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)要求與計(jì)算

為改善汽車行駛平順性，通常把懸架剛度設(shè)計(jì)得比較低（靜撓度比較大），這就使汽車的側(cè)傾角剛度也比較低，其結(jié)果又影響了汽車行駛的平順性［9］。為了既獲得比較大的靜撓度，又獲得比較大的側(cè)傾角剛度，在懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，采用橫向穩(wěn)定桿以提高懸架的側(cè)傾角剛度，減小車身側(cè)傾角［10］，但是必須大小合適，否則會適得其反。橫向穩(wěn)定桿簡圖見圖5。

為了方便安裝和檢修，前、后橫向穩(wěn)定桿均采用U型結(jié)構(gòu)，相關(guān)參數(shù)見表1。

表1　前、后橫向穩(wěn)定桿相關(guān)參數(shù)

把相關(guān)數(shù)據(jù)代入?yún)⒖嘉墨I(xiàn)［10］9-6-1公式（式中：剪切彈性模數(shù)，G=80 000 N/mm2；拉壓彈性模數(shù)，E=210 000 N/mm2）計(jì)算得前、后橫向穩(wěn)定桿剛度倒數(shù)1/k分別為0.002 7 mm/N和0.003 72 mm/N。

由于連接處橡膠變形，側(cè)傾角剛度會減小15%～30%，這里取30%，前后橫向穩(wěn)定桿側(cè)傾角剛度KR1、KR2為

2.6側(cè)傾角的設(shè)計(jì)要求與計(jì)算分析

側(cè)傾角過大，使乘客感到不安全、不舒適；側(cè)傾角過小，因懸架角剛度過大，車輪一側(cè)遇到凹凸路況時(shí)，車廂內(nèi)有較大沖擊感，行駛平順性差。因此，側(cè)傾角大小應(yīng)適宜，一般推薦當(dāng)側(cè)向加速度0.4 g時(shí)，客車側(cè)傾角在3° ～6°范圍內(nèi)。計(jì)算模型見圖6和圖7。相關(guān)數(shù)據(jù)計(jì)算如下：

1）懸架質(zhì)心距前軸水平距離Lm為

2）汽車懸架側(cè)傾中心距地面高度h為

3）前、后懸架側(cè)傾角剛度KR3、KR4分別為2

式中：C1、C2分別為前、后鋼板彈簧的剛度，N/mm。

4）側(cè)傾角剛度與側(cè)傾角β計(jì)算為

式中：W為滿載簧載質(zhì)量。

按表2中側(cè)傾角剛度組合，把相應(yīng)數(shù)據(jù)代入公式（1）得側(cè)傾數(shù)據(jù)，見表2。

表2　側(cè)傾數(shù)據(jù)

由表2數(shù)據(jù)可知，為了避免在日常行駛過程中前輪異常磨損、中高速發(fā)飄、轉(zhuǎn)向時(shí)車身扭曲等問題，同時(shí)滿足乘坐舒適性、行駛平順性和降成本要求，前懸架配帶橫向穩(wěn)定桿，后懸架不帶橫向穩(wěn)定桿。對于前懸架側(cè)傾角剛度小于后懸架側(cè)傾角剛度，會產(chǎn)生一定的過度轉(zhuǎn)向特性，在發(fā)動機(jī)后置客車當(dāng)中是很難避免的，但可通過軸轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置等產(chǎn)生的不足轉(zhuǎn)向特性消減過度轉(zhuǎn)向特性，使客車保持有一定的不足轉(zhuǎn)向特性，滿足操縱穩(wěn)定性要求。

2.7懸架布置方案的確定

根據(jù)設(shè)計(jì)要求、底盤總體布置設(shè)計(jì)、車橋及車架結(jié)構(gòu)尺寸，本文11 m旅游客車前后懸架采用前9后10多片簧和雙向作用液壓筒式減振器（前懸架減振器安裝在車架大梁外側(cè)，后懸架安裝在大梁內(nèi)側(cè)）和橫向穩(wěn)定桿相結(jié)合的懸架結(jié)構(gòu)，前、后懸架板簧中心距分別為890 mm和1 030 mm，后橋仰角4.5°的布置方案［11］。布置圖見圖3和圖4。

3　結(jié)束語

總之，針對不同類型客車，懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要有相應(yīng)的側(cè)重點(diǎn)。除此之外，要正確選擇懸架布置方案和零部件相關(guān)參數(shù)。在車輪上下跳動時(shí)，主銷后傾角變化不大，車輪與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動要協(xié)調(diào)，避免前輪擺振；汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，應(yīng)該有一定的不足轉(zhuǎn)向特性，最大限度地滿足汽車操縱穩(wěn)定性和行駛平順性要求；同時(shí)要考慮通用化、模塊化，使懸架具有一定的傳承性和可擴(kuò)展性，還要注重降成本和提高維修便利性。

［1］劉惟信.汽車設(shè)計(jì)［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2001.

［2］田其鑄.汽車設(shè)計(jì)手冊：整車.底盤卷［K］.長春：長春汽車研究所，1998.

［3］王霄鋒.汽車底盤設(shè)計(jì)［M］.北京：北京大學(xué)出版社，2010.4.

［4］郭孔輝.汽車操縱穩(wěn)定性［M］.長春：吉林人民出版社，2001.7.

［5］汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊：試驗(yàn)篇［K］.北京：人民交通出版社，2000.

［6］陳家瑞.汽車構(gòu)造［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003.

［7］余志生.汽車?yán)碚摚跰］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.

［8］QC/T491-1999，汽車筒式減振器尺寸系列及技巧前提［S］.北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，1999.

［9］李冰.低入口城市客車前空氣懸架橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)分析［J］.客車技術(shù)與研究，2010，32（6）：21-23.

［10］汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊：設(shè)計(jì)篇［K］北京：人民交通出版社，2001.5.

［11］劉亦美.客車板簧懸架的總體設(shè)計(jì)［J］.客車技術(shù)與研究，2003，25（5）：8-10.

修改稿日期：2015-04-21

Design of Multi-leaf Spring Suspension System of Bus/Coach

Li Xiaoming1，Chen Wenbin2
（1.Guilin DawooBus Co.，Ltd，Guilin 541003，China；2.Guangxi UniversityofScience and Technology，Liuzhou 545006，China）

bus/coach；multi-leafspring；suspension system

U463.33

B

1006-3331（2015）06-028-04Abstract：The suspension is one of the important assembly of bus/coach，closely related to the performances of driving smoothness，riding comfort and handling stability.The article briefly introduces the design of multi-leaf spring suspension for an 11 meter-length touring coach，and concentrates on the selections and design calculations ofmulti-leafspring，shock absorber and lateral stabilizer.

李小明（1978-），男，底盤開發(fā)工程師；主要從事客車底盤懸架系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的開發(fā)設(shè)計(jì)與研究工作。