摘要： 隨著我國汽車工業(yè)的快速發(fā)展，重型卡車的設計及制造水平不斷提升，車輛的動力性和經(jīng)濟性等基本性能已達到較高水準。在此背景下，卡車用戶對于車輛的平順性日益關注。重型牽引車的構造與乘用車存在顯著差異，主要體現(xiàn)在其采用非承載式車身，前懸架配置鋼板彈簧，后懸架則可選擇鋼板彈簧或氣囊形式，而駕駛室則通過四點懸置系統(tǒng)固定于車架上。依據(jù)路面激勵的傳遞路徑，影響重型牽引車平順性的系統(tǒng)涵蓋輪胎、底盤懸架、傳動軸、動力總成、車架、駕駛室懸置系統(tǒng)及駕駛室本身。本文通過對某重型牽引車進行平順性初步測試，運用頻譜分析方法對振動源進行定位，并根據(jù)隔振理論對駕駛室懸置的阻尼進行調校。在解決振動源質量問題的同時，進一步提升系統(tǒng)的隔振能力，從而全面優(yōu)化車輛的整體平順性。

關鍵詞：重型牽引車；平順性；駕駛室懸置；傳遞路徑

中圖分類號：U461 DOI ：10.20042/j.cnki.1009-4903.2024.04.001

0 引言

汽車的平順性是車輛性能中至關重要的一環(huán)。平順性優(yōu)異的車輛往往能夠獲得用戶的高度評價，進而增強車輛的市場競爭優(yōu)勢。此外，良好的平順性還能幫助駕駛員保持愉悅的心情，有效緩解駕駛過程中的疲勞感。因此，在車輛的開發(fā)階段，平順性控制越來越受到車輛設計人員的重視。

重型車輛的結構設計需要充分考量貨物的載重要求，因此普遍采用非承載式車身的設計方式。大多數(shù)6x4重型牽引車的駕駛室通過4個獨立的懸置系統(tǒng)（前懸置包括氣囊、液壓、襯套3種形式，后懸置則包含氣囊、液壓2種形式）牢固地固定在車架上。重型牽引車的底盤大多采用非獨立懸架系統(tǒng)，其中前懸架通常采用鋼板彈簧，而后懸架則可根據(jù)用戶的實際需求選擇匹配鋼板彈簧或氣囊彈簧。前后懸架均配備筒式減振器，以提供必要的阻尼力。在一些高端重卡中，主駕駛員座椅還采用了氣囊減振系統(tǒng)，該系統(tǒng)能夠根據(jù)路面特征主動調節(jié)阻尼力的大小。上述各彈簧質量系統(tǒng)中剛度和阻尼力的匹配設計，共同決定了重卡的平順性水平。

1 重卡平順性激勵源及隔振原理

1.1 平順性相關激勵源

車輛平順性激勵源主要包括路面不平引起的振動、車輪的徑向跳動、車輪的動不平衡、傳動軸的動不平衡、傳動軸十字軸萬向節(jié)夾角的變化、動力總成竄動、駕駛室剛體模態(tài)振動，以及車輛加減速過程中載荷轉移引起的車輛振動，如表P所示。其中，由路面不平引發(fā)的汽車振動頻率范圍大致為0.5- 25 Hz。對于座椅垂直向上的振動，人體最為敏感的頻率范圍是4 - 12.5 Hz；而對于座椅前后左右的水平振動，人體最敏感的頻率范圍則為0．5-2 Hz。大約在3 Hz以下的頻率范圍內，人體對水平振動的敏感度會超過垂直振動，并且汽車車身的某些系統(tǒng)在此頻率范圍內可能發(fā)生共振。因此，對水平振動應給予充分的重視。

1.2 車輛四分之一模型隔振原理

系統(tǒng)的動力方程可以寫成：

mx=-kx-cx+f（1）

式中，m是系統(tǒng)質量，x是系統(tǒng)位移，k是系統(tǒng)剛度，c是系統(tǒng)阻尼，廣是激勵力。

假設系統(tǒng)為諧和運動，則激勵力為：

f= Fejωt（2）

式中，F(xiàn)是激勵力的幅值，ω為諧振頻率。

假設質量的響應比激勵滯后，滯后角為φ，則位移響應為：

x= Xej（ω-φ）=Xe-jφejωt= X0ejωt（3）

式中，X0是響應的幅值。

將公式（2）、（3）代入公式（P1中，并比較方程兩邊，得：

[（k - mω2）+jcω]X0=F（4）

由公式（4）得激勵力的幅值：

F= [（1 - λ2）+j2ξ0/k（5）

式中，rω/ωn為激勵頻率與系統(tǒng)固有頻率的比值。

傳遞到基礎的力為：

f=kx+ c·x=（k+jcω） X0ejωt（6）

其幅值為：

Fb=（k+jcω）X0=（1+j2ξλ） X0/k（7）

傳遞到基礎上的力的幅值與激勵力的幅值之比的絕對值稱為傳遞率，將式（7）和式（5）的幅值相比并取絕對值，使得傳遞率：

從式（8）可知，要使傳遞到基礎的力小于激勵力，即傳遞率T小于1，頻率比就必須滿足下面的關系：λ＞根號下2，如圖P所示。

圖1中的所有曲線相交于λ=根號下2，可得到如下結論：λ=1為共振點，即系統(tǒng)的危險點。該點對阻尼十分敏感，小的阻尼會使系統(tǒng)產(chǎn)生過大的振幅，具有極大的破壞性。λ＞根號下2為工作區(qū)，此時無論阻尼大小，隨著頻率比增加，傳遞率逐漸趨于零，這正是我們要求的隔振效果。由上述分析可見，要增加系統(tǒng)的隔振率或降低共振的幅值，取決于激振頻率與懸架及駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率及阻尼力的選型和匹配。

2 重卡羽慣性試驗研究

2.1 試驗樣車

以一輛大功率重型牽引車為研究對象，根據(jù)G B/T 4970-2009標準對其平順性進行摸底測試。車輛參數(shù)如表2所示。

2.2 工況設定

（1）水平路面勻速行駛工況客觀測試：車速為60-90 km/h，以10 km/h為間隔進行取值，涵蓋了用戶常用的高速公路行駛工況。

（2）一般公路勻速行駛工況客觀測試：車速為30 - 50 km/h，以10 km/h為間隔進行取值，涵蓋了用戶常用的國道行駛工況。

（3）粗糙路面30 km/h低速行駛主觀評價：該工況代表用戶以較低車速行駛在不平路面以及坑洼路面。

2.3 平順性評價

2.3.1 客觀測試

本文按照GB/T 4970-2009《汽車平順性試驗方法》標準布置測點。使用一個坐墊傳感器布置在主駕駛員坐墊上方，一個坐墊傳感器布置在座椅靠背中心位置，一個三方向振動加速度傳感器布置在主駕駛員腳底板中心位置。前后懸架及前后駕駛室懸置的主動端及被動端各布置一個垂直的單方向振動加速度傳感器，用來測試系統(tǒng)隔振以及振動的傳遞形態(tài)。頻率分辨率設置為0.2 Hz，每個工況的采樣時間大于125 s，以保證每個工況的數(shù)據(jù)塊大于25個。隨機輸入測試結果如表3所示。

表3的結果是平順性隨機輸入工況中的3個測點9個方向的綜合加權加速度均方根值。首先9個方向的振動加速度分別在0- 80 Hz進行頻域加權；然后，9個方向進行二次加權后相加得到最終結果。權重來源于GB/T 4970《汽車平順性試驗方法》標準。圖3展示了30 km/h國道路面行駛時9個測點0- 20 Hz的頻譜分析。

2.3.2 主觀評價

通過對原車進行主觀評價，我們進一步確認了問題工況及駕駛室振動情況。重卡平順性的主觀評價可以在駕駛員側進行，也可以在副駕駛員側進行。本文的評價人員依據(jù)國際通用的10分制評分準則，根據(jù)車輛的振動水平、駕駛室橫向搖晃程度、不平路面的阻尼特性、低頻時的振動表現(xiàn)以及過減速帶時的振動衰減程度，對車輛的平順性水平進行了打分。評價結果如表4所示。

通過主觀評價，我們得出以下結論：當車速大于80 km/h勻速行駛時，駕駛室出現(xiàn)有規(guī)律的上下顛簸感，初步判斷這是由輪胎不平衡激勵引起的。此外，車輛在不平路面低速行駛時，駕駛室除了Z方向的振動以外，X方向的振動也比較明顯，導致駕駛室產(chǎn)生前后搓動，且該振動衰減較慢。

從圖2分析可以看出，駕駛室在不平路面上產(chǎn)生的前后振動主要來源于頻率為11.23 Hz處的X方向振動。主觀評價也證實，駕駛室X方向的振動{前后搓動）是不平路面上異常抖動的根源。

2.3.3 結果分析

從表3的結果可以看出，車輛在國道以30 km/h、高速公路以80 km/h勻速行駛時，平順性表現(xiàn)較差。根據(jù)重卡限速90 km/h及輪胎半徑500 mm以上的條件，我們可以計算出重型牽引車平順性相關的激勵頻率范圍在0- 20 Hz之間。通過對駕駛室振動加速度的頻譜分析，我們得知車輛在80 km/h時平順性變差是由車輪一階不平衡引起，如表P所示。

根據(jù)車輪一階振動問題的處理經(jīng)驗，我們對車輛前輪重新進行雙面動平衡調整，確保前輪雙面不平衡量小于140 g。再次對80 km/h勻速行駛及勻加速行駛工況進行測試后，我們發(fā)現(xiàn)前輪動平衡優(yōu)化后，一階激勵的峰值明顯降低。車輛滿載以80 km/h行駛時，平順性達到了正常狀態(tài)，振動加速度為0.55m/s2。圖3展示了80 km/h勻速行駛時前輪平衡前后的0-20Hz頻譜圖，左邊表示駕駛室Y方向振動，右邊表示駕駛室Z方向振動。紅色線代表車輛初始狀態(tài)，綠色線表示車輛輪胎動平衡優(yōu)化后的狀態(tài)。從圖中可以看出，輪胎一階激勵幅值大幅降低（注：下文中車輛的原狀態(tài)及平順性優(yōu)化都是基于輪胎動平衡優(yōu)化后達標的基礎之上）。

影響平順性差的第2個主要問題是低速不平路面隔振效果較差。為解決30 km/h普通公路行駛平順性較差的問題，我們對平順性相關的振動加速度測點進行了頻譜分析，并對隔振系統(tǒng)的傳遞率進行分析，如圖4所示。圖4中共展示了6張頻譜分析結果，振動自下而上的傳遞順序是懸架—車架—駕駛室。其中最上面的左右兩圖展示了平順性測點主要方向的振動加速度；中間左右兩圖分別是駕駛室前懸置及后懸置主被動端Z方向振動加速度；下面左右兩圖分別是前懸架及后懸架主被動端Z方向振動加速度。其中，紅線代表主動端振動加速度，綠線代表被動端振動加速度。通過分析，我們得出30 km/h勻速行駛時影響平順性的主要貢獻來自于頻率為11.23 Hz的激勵。從振動傳遞的隔振情況分析，這是由后懸架車輪固有頻率引起的。

從車輛在不平路面的底盤隔振結果可以看出，車輛后懸架隔振較差，導致車輛駕駛室在11.23 Hz頻率處的X方向振動較大。振動的傳遞過程及表現(xiàn)形式大體可以解釋為：車輛后懸架在遇到顛簸后，垂向振動傳遞至駕駛室，使其發(fā)生繞Ry方向的轉動。

3 平順性的優(yōu)化

3.1 制定優(yōu)化方案

車輛的異常抖動主要源于在不平路面行駛時，駕駛室在X方向8 - 11 Hz的振動。主觀評價顯示，車輛在不平路面行駛時有持續(xù)的前后搓動。從公式（8）得知，降低振動峰值有2種方法：即降低振動源的振動能量或增加傳遞路徑的阻抗，以使傳遞到接收者的能量盡可能衰減到可接受水平。

由表1可知，11.23 Hz的振動峰值與輪胎固有頻率和駕駛室剛體模態(tài)2個系統(tǒng)相關。根據(jù)圖P中的振動傳遞率曲線，降低共振區(qū)域振動峰值的方法是增加系統(tǒng)的阻尼。因此，針對該車X方向11.23 Hz的異常振動，優(yōu)化可以從2個方面進行：增大后懸架減振器的阻尼力或增加駕駛室懸置的阻尼力?？紤]到國內主銷重卡大多采用低成本方案，后懸架匹配鋼板彈簧時一般不匹配筒式減振器，懸架系統(tǒng)的阻尼主要來源于鋼板彈簧的摩擦阻尼。因此，本次優(yōu)化主要針對駕駛室懸置阻尼進行。

結合駕駛室懸置設計變更的成本及供應商的工藝水平，我們提出4種駕駛室懸置阻尼方案進行仿真分析，以選取最優(yōu)方案。駕駛室懸置方案如表5所示，其中阻尼增大采用各個速度點等比放大的方法。

3.2 仿真分析

整車模型采用Adams/Car動力學仿真軟件創(chuàng)建，并利用其求解器進行平順性分析計算。模型包括車架、發(fā)動機、轉向系、駕駛室、前后懸架、制動系、輪胎等部分。其中，前工字梁及車架采用柔性體處理，整車總質量設定為49 to

仿真分析的重點是車速30 km/h時，駕駛室質心處在3個方向的振動加權加速度均方根值。前板簧剛度設定為300 N/m，駕駛室質心處振動加速度均方根值0.28 m/s‘。仿真計算的平順性結果以駕駛室質心加權加速度均方根值來表示。

從表6的結果可以看出，方案3為最優(yōu)方案。即駕駛室懸置采用前懸置壓縮阻力增大及后懸置復原阻力增大的方案，可以同時降低車輛在不平路面行駛時的Z方向和X方向振動能量。

4 優(yōu)化效果驗證

為試驗樣車更換表5中方案3對應的駕駛室懸置，并進行平順性的主客觀評價。評價工況主要聚焦于低速國道路面行駛，測點布置與摸底測試保持一致。測試結果的頻譜分析如圖5所示。

在優(yōu)化方案實施后，該車在不平路面上行駛時，駕駛室的搓動感明顯消失，客觀測試結果與主觀感受相吻合。通過對比優(yōu)化前后平順性各測點在0- 20 Hz的頻譜，可以清晰地看到，在圖5中X方向11.23 Hz頻率處的抖動已經(jīng)降低至正常水平，表明車輛在低速不平路面行駛時的平順性得到了顯著改善。

5 結束語

重型牽引車的平順性優(yōu)劣，其核心在于各相關系統(tǒng)剛度與阻尼設計的相互匹配，這直接體現(xiàn)在部件的質量控制水平以及隔振設計的合理性上。

重卡平順性試驗研究主要分為3個步驟：首先，通過主客觀評價相結合的方法，對平順性不佳的工況及車輛的振動形態(tài)進行初步識別與定位；其次，通過深入分析駕駛室振動加速度的頻譜，判斷出車輛是否存在異常抖動，并據(jù)此通過提升相關部件的質量來解決這些抖動問題；最后，根據(jù)隔振理論對車輛的隔振系統(tǒng)進行全面剖析，提出初步的優(yōu)化方案，并利用仿真驗證的手段篩選出最佳方案，從而有效提升車輛的平順性水平。

本文系統(tǒng)梳理了重型牽引車平順性相關的系統(tǒng)和其特征頻率，提出了針對性的問題解決思路與分析方法。在有效解決車輛部件質量問題的基礎上，通過隔振分析進一步優(yōu)化了系統(tǒng)的阻尼參數(shù)，顯著提升了車輛的平順性表現(xiàn)。這不僅為產(chǎn)品開發(fā)后期的平順性優(yōu)化提供了寶貴的參考經(jīng)驗，也為后續(xù)的研究工作奠定了堅實的基礎。