王鳳杰，周廣鳳，王永強

（中國重汽集團濟南特種車有限公司，濟南 250000）

某三軸越野運輸車共振試驗分析和改進

王鳳杰，周廣鳳，王永強

（中國重汽集團濟南特種車有限公司，濟南 250000）

在公路行駛過程中，發(fā)現(xiàn)某三軸越野運輸車車速在50 km/h～60 km/h范圍內(nèi)存在較強烈的共振現(xiàn)象，駕乘人員主觀感受舒適性較差。通過理論分析與道路行駛試驗相結(jié)合的方法，找出該車型在此車速段整車共振頻率為3.7 Hz左右，因車輪產(chǎn)生的搖振頻率與整車的固有頻率相接近而產(chǎn)生共振。為消除振動現(xiàn)象，本著對車輛改動最小的原則，通過調(diào)整前后懸架板簧剛度方法調(diào)整整車的振動頻率。試驗結(jié)果表明,振動噪聲降低明顯，駕乘人員乘坐舒適性和整車平順性得到改善。

振動與波；越野運輸車；道路行駛試驗；懸架板簧；平順性

目前，隨著整個汽車行業(yè)技術(shù)水平的不斷提升，消費者對重型汽車的NVH特性關(guān)注程度在逐年提高，載重汽車的舒適性也逐漸成為市場差異化競爭的一個重要方面[1]。根據(jù)售后市場反饋，某三軸越野運輸車公路行駛時車速在50 km/h～60 km/h的范圍內(nèi)存在較強烈的共振現(xiàn)象，一方面，駕乘人員駕駛舒適性較差，降低了車輛運行總體的安全性，另一方面，容易造成一些主要總成件早期磨損和結(jié)構(gòu)件疲勞斷裂破壞，從而進一步加劇了整車局部振動。本文通過理論分析和道路行駛試驗相結(jié)合的方法，探討上述速度段內(nèi)產(chǎn)生共振的原因，采取一定措施降低或消除共振現(xiàn)象，提高該型越野運輸車的整車平順性和舒適性。

該三軸越野運輸車驅(qū)動型式為6×6，配裝運輸車廂，采用縱置鋼板彈簧懸架，其中原車前懸架為多片（9片）鋼板彈簧加筒式減振器，后懸架為多片（12片）鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的平衡懸架，驅(qū)動橋速比5.73，輪胎型號為14.00R20。

1 振動分析

1.1 振動模型

汽車的振動在汽車行駛過程中是不可避免的，但明顯的振動會降低駕乘人員的舒適性。汽車的振動主要分為自激振動和受迫振動兩大類[2]。自激振動是由于物體自身受力、做功、運動等原因產(chǎn)生的各種振動；受迫振動是由于物體受其它振動源的激勵而產(chǎn)生的振動。在汽車振動中，自激振動包括發(fā)動機工作過程中產(chǎn)生的振動、輪胎輪轂高速旋轉(zhuǎn)時動不平衡產(chǎn)生的振動等。這些振動與因路面不平所產(chǎn)生的整車隨機振動一起構(gòu)成了汽車一切振動的根源。其他諸如車架振動、車身振動及整車共振等均是受迫振動。當(dāng)受迫振動體的固有頻率與振動源的振動頻率接近時，即會產(chǎn)生共振[2]。為方便研究，6× 6越野運輸車1/2模型如圖1所示[3]。

圖1 三軸越野運輸車1/2模型

如果研究問題的輸入為較低頻率的振動，比如15 Hz以下，由于遠離車輪部分的固有頻率，輪胎的變形將會很小，則可以忽略其彈性與車輪質(zhì)量，得到分析車身垂直振動的最簡單的單質(zhì)量系統(tǒng)的模型，如圖2所示[3]

圖2 單質(zhì)量系統(tǒng)模型

圖中m2、k、c分別為簧上質(zhì)量，彈簧剛度，減振器等效粘性阻尼比，q為路面不平度函數(shù)，若不考慮阻尼的影響，簧上共振的頻率近似由下面計算

要減小簧上振動的傳遞根本方法是有效降低簧上振動的固有頻率，由（1）式知，即減小彈簧的剛度或增大簧上質(zhì)量。

1.2 激振力

由于橋的旋轉(zhuǎn)體和車輪的動不平衡、輪胎的失圓和四周剛度的變化等因素，輪胎垂直方向的力發(fā)生周期性變化，這個徑向力波動簡稱RFV（Radial Force Variation），車輛在平坦路面行駛時，簧上共振的振源主要是RFV激振力頻率[4]

式中L為輪胎周長，m；V為車速，km/h。

根據(jù)傳遞函數(shù)的思想，在傳遞函數(shù)不變的情況下，減少輸入，即減少RFV降低簧上振動的加速度，也能減少輸出的振動[4]。

1.3 板簧的動態(tài)剛度

多片鋼板彈簧由多片板簧片疊加一起的，靜止?fàn)顟B(tài)時剛度為靜態(tài)剛度。由于葉片間的摩擦，剛度會增大，稱為動態(tài)剛度[4]，可用公式計算

式中ka為板簧動態(tài)剛度，N/mm，2F為葉片間的摩擦力，N；2δ為板簧的振幅，ks為板簧靜態(tài)剛度，N/mm。

由式（3）可見，板簧的動態(tài)剛度直接影響簧上振動，在保證車輛運載能力的同時，減小板簧各葉片間的摩擦、增大板簧的振幅和減小靜態(tài)剛度是降低簧上振動加速度的有效途徑。

1.4 主客觀評價指標(biāo)

研究振動對人體舒適性的影響時，建議用座椅上方、座椅靠背處和腳支撐面處綜合總加權(quán)加速度均方根值來評價[5–6]。

表1 主客觀評價指標(biāo)的關(guān)系

2 試驗及分析

2.1 試驗設(shè)備

本次試驗所用設(shè)備：測試前端（圖3）、測試分析系統(tǒng)、三向加速度傳感器（圖4）、逆變器和筆記本電腦等。

圖3 測試前端

圖4 三向加速度傳感器

2.2 試驗條件、方法及結(jié)果

對試驗對象在良好路面進行勻速測試，勻速工況選取原則為完全涵蓋共振車速，故選取從40 km/h到75 km/h，間隔5 km/h；每種工況進行滿足試驗要求的三次重復(fù)試驗。

圖5和圖6分別為整車及駕駛室共振時測得典型的振動型號，在3.7 Hz時振型為整車?yán)@前軸的俯仰運動。

圖5 整車總功率譜

圖6 駕駛室總功率譜

3.7 Hz左右存在1階整車模態(tài)，當(dāng)輪胎旋轉(zhuǎn)頻率與此頻帶交會時便發(fā)生共振；車輪旋轉(zhuǎn)2階頻率成分很高，表明試驗對象輪胎圓度不好。經(jīng)計算，此車速范圍輪胎的RFV激勵頻率約3.7 Hz，車內(nèi)振動由輪胎力激發(fā)。這個頻率因接近人體垂直方向最敏感的4 Hz～8 Hz范圍而造成不舒適。

2.3 振源查找分析

該6×6越野運輸車共振原因查找主要采用靜態(tài)加動態(tài)檢查、零部件或分系統(tǒng)逐項排除的方法，判定各項是否存在共振的可能。

2.3.1 靜態(tài)檢查

靜態(tài)檢查主要是檢查是否有螺栓松動、部件損壞、失效情況；輪胎氣壓是否統(tǒng)一、符合標(biāo)準(zhǔn)要求；輪輞是否變形；傳動軸是否動平衡；轉(zhuǎn)向橋后傾、前束值符合性；制動鼓有無變形；轉(zhuǎn)向機構(gòu)裝配是否符合要求；大總成是否有批量裝配錯誤等。

此外，檢查輪胎徑向、橫向跳動量，結(jié)果符合標(biāo)準(zhǔn)要求。

空檔、加油門，轉(zhuǎn)速至共振時轉(zhuǎn)速和發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速，均未發(fā)生共振現(xiàn)象。

頂起前、中后橋，加油門轉(zhuǎn)速至共振時轉(zhuǎn)速，觀察傳動軸未見劇烈抖動。

2.3.2 動態(tài)檢查

加速行駛：加油門轉(zhuǎn)速至共振時轉(zhuǎn)速，不同檔位測試、上下坡測試、空檔滑行測試、關(guān)閉發(fā)動機滑行測試；加油門轉(zhuǎn)速至共振轉(zhuǎn)速時轉(zhuǎn)向；加油門轉(zhuǎn)速超過共振轉(zhuǎn)速，分別進行了空擋滑行、熄火、制動測試；加載測試，加油門轉(zhuǎn)速至共振轉(zhuǎn)速，以上情況均存在共振現(xiàn)象，即共振與行駛狀態(tài)、發(fā)動機無關(guān)。

傳動軸：樣車換用嚴(yán)格平衡后的傳動軸；樣車分動箱至中橋傳動軸上加50 g配重，進行道路試驗；樣車分動箱至中橋傳動軸上加100 g配重，進行道路試驗；樣車分動箱至前橋傳動軸上加150 g配重，進行道路試驗；樣車裝配輪胎總成，不裝分動箱至前橋傳動軸，進行道路試驗，以上結(jié)果顯示，車速40 km/h～55 km/h時，車輛存在共振現(xiàn)象，振幅無明顯變化，即共振與分動箱與前橋和中橋之間的傳動軸無關(guān)。樣車前橋及后尾梁處支撐，六個輪胎總成全部拆除，保持懸空狀態(tài)，拆除分動箱至前橋的傳動軸，啟動車輛車外觀察，車廂無明顯共振，車速50 km/h～60 km/h時駕駛室內(nèi)感覺少許振動，振幅較前期降低，即共振與輪胎有關(guān)。

駕駛室減震器：樣車更換前懸減震器；更換前、后懸減震器，并將前懸減震器彈簧間焊接；拆除樣車駕駛室右后減震器，以上情況車輛進行道路試驗，車速45 km/h～50 km/h時車輛存在共振現(xiàn)象，振幅較前期無明顯變化。

分動箱：其右側(cè)加輔助支撐，車速45 km/h～63 km/h時依然存在共振現(xiàn)象，振幅較前有所增大；變速箱輔助支撐彎管由φ35更換為φ40，進行道路試驗，車速45 km/h～55 km/h時存在共振現(xiàn)象，50 km/h時振幅最大，最大振幅較前期無明顯變化。

前束：樣車測量其值并調(diào)整至要求范圍內(nèi)進行道路試驗，車速50 km/h～55 km/h時依然存在共振現(xiàn)象。

測量輪輞徑跳、端跳、擋圈槽端跳，挑選各項都符合要求(≤2.5 mm)的6個輪輞，與輪胎組裝并裝車進行道路試驗，車速45 km/h～50 km/h時依然存在共振現(xiàn)象，振幅較樣車稍微有所降低。

其他6×6車輛檢查：包括前期生產(chǎn)的、在裝配線正在裝配的、剛下線（未調(diào)試）的、已入庫的隨機抽取4輛6×6車進行道路試驗，車速在40 km/h～60 km/h時均存在共振現(xiàn)象，即與生產(chǎn)批次無關(guān)。

車輛在無故障和零部件失效的情況下，振動的振源通常是由發(fā)動機、傳動系、車輪和路面這幾個因素產(chǎn)生的。該三軸運輸車僅在特定車速范圍下主要發(fā)生低頻振動，故與發(fā)動機、傳動系無關(guān)。振動僅發(fā)生在良好路面，持續(xù)且有規(guī)律振源。由此可以推斷，振動與車輪有直接的關(guān)系。由于該車型橋的輪轂和制動鼓的加工精度較高，可以將橋的旋轉(zhuǎn)體的動不平衡忽略，所以推斷連續(xù)振動的振源是輪胎。

更換不同輪胎測試，輪胎型號由14.00 R20更換12.00 R20后，對比試驗測點在輪胎更換前后的振動情況，下述曲線圖中每條線代表一個車速，縱軸從下往上0－7分別代表車速表顯示車速40 km/h、45 km/ h、50 km/h、55 km/h、60 km/h、65 km/h、70 km/h、75 km/h；橫軸為頻率，此車的共振車速為50 km/h到60 km/h左右的范圍內(nèi)，頻率為3.7 Hz左右；圖中豎軸代表功率譜密度幅值。

圖7為駕駛室右后測點X向（前后方向）在14.00 R20輪胎（左圖）更換為12.00 R20輪胎（右圖）的對比，可見，更換輪胎之后共振帶變窄，且峰值降低，說明輪胎對駕駛室共振有較大影響。

圖7 14.00和12.00輪胎狀態(tài)下駕駛室右后測點X向圖

3 改進試驗及數(shù)據(jù)分析

由以上分析可知，要有效降低振動必須降低簧上共振的頻率，即增大簧上質(zhì)量和減小板簧動態(tài)剛度。通常車輛的質(zhì)量已無法改變，只有改變彈簧的動態(tài)剛度。于是對后板簧拆掉2片，由12片變?yōu)?0片，如圖8所示，并在此基礎(chǔ)上進行試驗。

圖8 后板簧去掉兩片后示意圖

駕駛室選取兩個測試點，分別是駕駛室右后懸置上端（見圖9）和駕駛室左前懸置上端（見圖10），成前、后對角線能反映駕駛室整體的振動情況。

試驗并對兩測試點振動情況進行對比，圖11－圖14中每條曲線代表一個車速，縱軸、橫軸及豎軸代表意義同圖7。

圖9 駕駛室右后測點

圖10 駕駛室左前測點

圖11為駕駛室右后測點Z向（上下方向）在原車狀態(tài)（左圖）和后簧去掉兩片后（右圖）兩種情況下的對比，可見，3.7 Hz時共振區(qū)和幅值均減小。

圖12為駕駛室右后測點X向（左右方向）原車狀態(tài)（左圖）和后簧去掉兩片后（右圖）兩種情況下的對比，3.7 Hz時共振峰值也有一定的減弱。

圖11 原車狀態(tài)和后簧去掉兩片后駕駛室右后測點Z向圖

圖13為駕駛室左前測點Z向原車狀態(tài)（左圖）和后簧去掉兩片后（右圖）對比，左前測點Z向在3.7 Hz左右的共振變化不明顯，且未使共振區(qū)變壞。

圖14為駕駛室左前測點X向原車狀態(tài)（左圖）和后簧去掉兩片后（右圖）對比，原車狀態(tài)時55 km/h在3.7 Hz左右共振峰值很高，后簧去掉兩片后對峰值有削弱作用。

采用抽取兩片板簧的方法使其動態(tài)剛度下降，經(jīng)以上試驗發(fā)現(xiàn)2 Hz～4 Hz共振振幅已下降，乘坐舒適性得到改善，改進后平順性提高。同時降低了剛度的板簧仍滿足原車承載能力要求。

4 優(yōu)化后人機工程試驗及分析

根據(jù)以上理論分析及試驗驗證，重新對前、后懸架系統(tǒng)進行優(yōu)化匹配，前板簧改為少片簧，后板簧改為變剛度主副少片簧。優(yōu)化前、后對比見表2。

委托某試驗場對樣車進行了平順性試驗，相關(guān)試驗結(jié)果對比見表3。

圖12 原車狀態(tài)和后簧去掉兩片后駕駛室右后測點X向圖

圖13 原車狀態(tài)和后簧去掉兩片后駕駛室左前測點Z向

圖14 原車狀態(tài)和后簧去掉兩片后駕駛室左前測點X向

表2 板簧改進前后結(jié)構(gòu)對比表

表3 平順性試驗結(jié)果對比表

圖15 駕駛員及副駕駛員耳旁噪聲與車速關(guān)系圖

優(yōu)化后駕駛員座椅處在車速40 km/h、50 km/h和60 km/h時加權(quán)加速度均方根值有三處大于0.315 m/s2但小于0.63 m/s2，有輕微振動，其余部位在40 km/h～60 km/h已感覺不明顯，無不舒適感，優(yōu)化效果明顯。

優(yōu)化后勻速行駛車內(nèi)噪聲試驗結(jié)果如圖15所示。

優(yōu)化后車速在50 km/h～60 km/h內(nèi)駕駛員及副駕駛員耳旁噪聲降低約2 dB（A），效果明顯。

5 結(jié)語

（1）試驗測得該三軸越野運輸車整車共振頻率3.7 Hz，通過靜態(tài)及動態(tài)檢查逐步縮小振源查找范圍，確認(rèn)車輪產(chǎn)生的搖振頻率與整車的固有頻率相接近而產(chǎn)生共振。

（2）調(diào)整板簧剛度，降低后板簧剛度，使用少片簧有助于共振的抑制，通過試驗數(shù)據(jù)分析，結(jié)合主觀感受，采取此方案提高了該三軸越野運輸車的公路運輸乘員的乘坐舒適性，為其它車輛類似問題解決提供借鑒。

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[5]余志生.汽車?yán)碚揫M].北京：機械工業(yè)出版社，2003：172-181.

[6]International Standards Institution, Guide for the evaluation of human expose to whole body vibration[S]. ISO 2631-1,1997(E).

Resonance TestAnalysis and Improvement of a Tri-axle Off-road Vehicle

WANG Feng-jie,ZHOU Guang-feng,WANG Yong-qiang
(China National Heavy Truck Group Jinan Special Vehicle Co.Ltd.,Jinan 250000,China)

A tri-axle off-road vehicle is found to have a strong resonance when driving at the speed of 50 km/h-60 km/ h,and the ride comfort is quite poor.Through theoretical analysis and road travelling test,the vibration frequency of the vehicle is found to be about 3.7 Hz,and the resonant frequency of the vehicle is nearly the same as the natural frequency of the vehicle.In order to eliminate the resonant phenomenon,the vibration frequency of the whole vehicle is reduced by adjusting the stiffness of the front and the rear suspension springs according to the principle of minimum change of the prototype vehicle.The test results show that the vibration noise is reduced obviously,and the ride comfort and vehicle ride smoothness are improved.

vibration and wave;off-road truck;road travelling test;suspension spring;smoothness

TB533+.2

：A

：10.3969/j.issn.1006-1355.2017.03.028

1006-1355(2017)03-0141-06

2016-12-05

王鳳杰（1983－），男，山東省臨沂市人，碩士研究生，主要研究方向為軍用越野車設(shè)計、噪聲與振動控制研究。E-mail:scc_feng@163.com