商用车驾驶室全浮式悬置系统开发（一）

1、商用车驾驶室全浮式悬置系统开发（一）口文/叶福恒许可张延平单勇(中国第一汽车集团公司技术中心)1前言全浮式悬置系统通过适当增大驾驶室在车辆垂直方向的上,下运动行程,使悬置弹簧和减振器得以充分缓冲并衰减车架上端传来的振动.目前,国外如奔驰,斯堪尼亚,曼等60%以上中重型货车均采用驾驶室全浮式悬置.2000年以前,国内生产的中重型货车普遍采用橡胶悬置,但是近几年驾驶室全浮式悬置在中重型货车上的使用也逐渐增多.经过近10年的发展,全浮式悬置已经成为中重型货车的产品特征之一,并逐渐取代橡胶悬置成为商用车的标准配置.在驾驶室悬置设计方面,武汉理工大学在2006年运用ADAMS软件中的试验设计技术对某型商

2、用车驾驶室悬置进行了优化改进,取得了比较好的效果.2008年,由于出口俄罗斯的需要,中国第一汽车集团公司把驾驶室碰撞模拟仿真技术引入到驾驶室悬置改进中,通过分析改进及碰撞模拟试验等手段使最终生产车型完全满足欧洲相关法规要求.但是,上述所采取的措施都只停留在样车试制完成以后的改进中,缺少在设计之初就采取行之有效的措施对悬置性能进行预测优化.另外,在设计过程中,对全浮式悬置结构细节的充分分析和详细设计同样影响着悬置隔振性能的发挥.本文通过对某商用车驾驶室全浮式悬置的开发,总结出一套合理的结构开发思路,为今后的悬置开发提供设计参考.(_)2全浮式悬置系统定义及主要构成全浮式悬置系统是指驾驶室所有悬置

3、均采用螺旋弹簧,钢板弹簧或空气弹簧作为弹性支撑元件,采用液力减振器作为阻尼元件,能够获得较大行程的悬置系统.全浮式悬置系统通常由前悬置总成和后悬置总成两部分构成,一般包括弹簧,减振器,导向机构,支撑托架,橡胶衬套或橡胶软垫等,多数前悬置还包括稳定杆.上述结构构成使全浮式悬置能够充分衰减从路面和发动机传递到驾驶室的振动,并保持驾驶室的正确运动,可为驾驶员和乘员提供舒适的乘坐环境.3全浮式悬置系统设计全浮式悬置系统的可靠性能及对振动的衰减能力与悬置的结构设计和参数控制密不可分.在全浮式悬置开发过程中,结构设计和参数控制相辅相成,必须同时进行.3.1结构设计及分析3.1.1设计概述全浮式悬置结构部件

4、通常采用铸铁件,合金锻造件,冲焊件和型材等,国外也有采用铝合金铸造件的.由于受国内工艺限制,铸铁件和合金锻造件往往会使悬置质量增加较多.该车型悬置设计强调采用冲焊件结构满足使用功能要求,采用封闭腔型结构或U型截面结构大幅度提高悬置支架刚度和强度,提高支架对各向载荷的承载能力,减少由于支架刚性不足引起的驾驶室异常振动.2010.3.HEAVYTRUCK重型汽车口QicheYaniiu该车型全浮式悬置结构如图l,图2所示.图1全浮式前悬置图2全浮式后悬置3.1.2DMU(电子样机)分析结构设计阶段,应用CATIA中的DMU模块进行驾驶室翻转校核等功能性分析,从而验证全浮式悬置铰接机构设计的合理性,

5、同时对驾驶室翻转过程及转弯,制动等工况下驾驶室与底盘部件的间隙进行预测,检查驾驶室在这些运动过程中是否存在与底盘部件的干涉现象.3.1.2.1驾驶室翻转校核应用CATIA中的DMUKINEMATICS模块建立模型进行驾驶室翻转校核分析.通过在各转动机构之间定义转动副,并预先设定驾驶室翻转角,实现在三维设计阶段对驾驶室翻转进行动态观察.具体分析过程如下:建模施加约束施加角度驱动仿真并激活传感器.分析模型输出驾驶室翻转过程中,驾驶室前围外板及角板与前保险杠之间的间隙变化曲线如图3和图4所示.图3角板与保险杠间隙变化曲线键OO.501.001.502.00步长图4前围外板与保险杠间隙变化曲线从图3,

6、图4可以看出,该全浮式悬置系统各转动机构设计合理,能够保证驾驶室正常翻转;驾驶室翻转中心的位置也合理,能够保证驾驶室翻转过程中前围外板,角板团重型汽车HEAVYTRUCK2010.3与底盘部件之间的间隙始终大于l5ram.3.1.2.2驾驶室在极限工况下的间隙校核在对驾驶室进行转弯,制动等工况模拟时,可以输出驾驶室翼子板及前围外板等的运动包络面,从而观察驾驶室与底盘部件间的最小间隙,保证该间隙始终大于15mm.具体分析过程如F(图5,图6):建模生成往返仿真生成重放_生成扫掠体积.图5转弯工况图6制动工况3.1.3正面碰撞分析正确碰撞分析一般参考欧洲标准ECER29中TESTA(前部冲击试验)

7、的要求,结合国内商用车驾驶室正面碰撞经验进行.碰撞模式采用摆锤撞击加载,碰撞能量为45kJ(根据ECER29规定,最大质量超过7000kg的车辆采用此值),分析模型如图7所示,包括驾驶室,全浮式悬置,车架等,车架两端全约束.驾驶室碰图7分析模型撞后必须满足悬置支架所受拉应力小于800MPa(根据碰撞试验及cAE分析获得的经验值)的要求.图8为该悬置碰撞分析结果,从图8中可以看到,碰撞过程中悬置支架所受到的拉应力均在700MPa以下,驾驶室悬置结构满足ECER29中TESTA的碰撞要求.图中圆圈0)0图8悬置碰撞分析结果古=mmmm溆灯p0IXXX5O.OO7O255356774328O嚣r.区

8、域碰撞时应力虽然大于800MPa,但是该区域在支架A的前端,所受到的是压应力.在评价支架受力时,一般只考察拉应力对支架强度的影响,所以该部位不列入考核支架强度的范畴.3.2主要参数控制全悬浮式悬置的主要参数包括悬置弹簧间距,弹簧刚度值,减振器阻尼值,悬置轴套刚度,悬置限位块刚度,悬置向上下运动行程,悬置及,向行程,结构摩擦力等.这些参数控制的好坏将直接影响悬置隔振性能,从而影响驾驶室振动舒适性.3.2.1悬置弹簧间距确定弹簧主要起到支撑驾驶室的作用,同时,驾驶室左右倾斜和前后俯仰时产生的角度转动也是依靠弹簧变形实现,通常提高弹簧刚度能够控制住这种倾斜作用,但是,弹簧刚度只能适当增大,否则将影响

9、整车平顺性.因此,在布置悬置结构时应尽量增大左,右和前,后弹簧的间距,提高驾驶室侧倾和纵倾刚度,有效抑制行车时驾驶室的侧倾和俯仰现象.公式(1)表达了驾驶室侧倾角与左右弹簧间距的关系.图9,图l0为驾驶室侧倾时,最大侧倾角随左,右前悬置弹簧间距变化曲线.从曲线中可以看出,随着弹簧间距的增加,驾驶室侧倾角明显减小.0【=Arctan墨.十_(1)式中前悬置弹簧间距;a一驾驶室极限下跳量;一驾驶室极限上跳量;驾驶室最大侧倾角.a0.0400.0350,030接0.025萎瑙0.010图9弹簧布置示意Qiehey4niin施=|:-l-团园一般来说,驾驶室左,右悬置弹簧间距至少应达到驾驶室最大宽度的

10、50%,驾驶室前,后悬置弹簧间距应接近驾驶室前后长度,前悬置弹簧在车辆前,后方向的布置点应与铰接点(驾驶室与前悬置连接点)接近,这样不仅可以有效抑制驾驶室点头现象,也可以减小驾驶室翻转时前悬置减振器等的极限伸长长度,降低产品成本.3.2.2弹簧刚度值和减振器阻尼值计算3.2.2.1弹簧刚度值初始计算及应力校核以Excel作为计算平台,利用其中的函数关系式,将弹簧计算公式导入表格中,只需给定几个常量便可以方便,快捷的计算悬置弹簧刚度值并对弹簧进行应力校核.a.根据公式(2),通过设定悬置固有频率,可以得到悬置刚度值,从而换算出悬置弹簧刚度值,.,=击式中,前(后)悬置固有频率,一般取23Hz;前

11、(后)悬置刚度;171.半载(只有驾驶员一人乘坐)时驾驶室前(后)悬置单侧的质量分配;,悬置弹簧刚度值,根据悬置几何布置关系换算出/q=1.6五.b.根据公式(3)(见GB/T1239.6)可以计算出弹簧所受应力,从而对弹簧进行应力校核.KDpr=(3)丁rd3,式中f弹簧应力;弹簧曲度系数;弹簧中径;d黄丝直径;尸弹簧工作负荷,对应表中,尸n,该值与弹簧工作行程有关,通过JPI,尸n,P,可以分别算出表中rmin,Tmx,r,.计算结果如表1,表2所列.3.2.2.2减振器阻尼值初始计算悬置减振器阻尼值根据公式F:Cvn计算.其中,F为减振器阻尼值;为减振器阻尼系数,其中减振器平均阻尼系数C

12、.-_2VKm,减振器复原阻系数C,一2口C/(1+,减振器压缩阻尼系数=2c/(1+口),q为复原阻尼系数与压缩阻尼系数的比值,一般取35,为相对阻尼系数,通常取值小于1.5I为减振器工作速度;/为减振2010.3.HEAVYTRUCK重型汽车团Qje玉eylnjin表1弹簧计算项目计算结果半载时驾驶室前(后)悬置单侧受力/kg246.65前(后)悬置固有频率/Hz2.50前(后)悬置刚度/N?in60796.76悬置杠杆比1.27悬置弹簧刚度/N?m97442.37材料弹性模量/MPa80000.00管经育径/mml1.00弹簧中径/mm60.00弹簧平衡状态工作负荷/N3l22.59弹簧

13、最大工作负荷/N4582.80弹簧极限工作负荷/N5505.00弹簧安装高度/mml64.00弹簧自由高度/mml96.O5单圈刚度/N?mm677.82弹簧有效圈数6.96总圈数8.46弹簧节距/mm26.6O弹簧压并高度/mm76.52弹簧旋绕比5.45弹簧曲度系数1.28弹簧最小工作应力/MPa459.45弹簧最大工作应力/MPa674.30弹簧极限工作应力/MPa809.99许用切应力/MPa840.00疲劳强度1.76弹簧高径比3.27表2刚度值(N/mm)前悬置刚度97.4后悬置刚度44.8器阻尼特性指数,一般为0.52.计算结果如表3表6所列.3.2.2.3D0E优化试验设计利用

14、ADAMS软件建立该车全浮式悬置多刚体仿真分析模型,在4个悬置点下方(前左,前右,后左,后右)施加垂直位移激励,以驾驶室质心处垂直加速度输出为指标,对上面确定的前,后减振器阻尼值和弹簧刚度值进行正交D0E优化试验设计.试验以前悬置减振器拉伸阻尼值(),前悬置减振器压缩阻尼值(),后悬置减振器拉伸阻尼值(,后悬置减振器压缩阻尼值(,前悬置弹簧刚度(),后悬置弹簧刚度(F)6个变量作为因素,每个因素取表2,表3,表6所列刚度值,阻尼值的0.8倍,1.0倍,1.2回重型汽车HEAVYTRUCK9010.3表3影响前减振器阻尼的参数项目计算结果满载时驾驶室前悬置单侧受力/kg266.65前悬置刚度/N

15、?m60796.76相对阻尼系数0.30平均阻尼系数/N?(m?s)24l5.8l回弹阻尼与压缩阻尼的比值3.00回弹阻尼系数/N:(m?S-I)3623.7l压缩阻尼系数/N?(m?s-i)l207.90减振器阻尼特性指数1.00表4前减振器阻尼值速度压缩回弹速度压缩回弹m?S一阻力N阻力Nms阻力N阻力NO.0560.40181.190.39471.08l4l3.250.13157.03471.O8O.52628.1ll884.330.26314.05942.16表5影响后减振器阻尼的参数项目计算结果满载时驾驶室后悬置单侧受力/kg150.O0后悬置刚度/N?m44800.00相对阻尼系数0.50平均阻尼系数/N?(m?s-i)2592.30回弹阻尼与压缩阻尼的比值3.O0回弹阻尼系数/N?(m?S-)3888.44压缩阻尼系数/N?(m?s)l296.15减振器阻尼特性指数1.0o表6后减振器阻尼值速度压缩回弹速度压缩回弹