豆 力，雍文亮，居 剛，李海波

（1．合肥工業(yè)大學 機械與汽車工程學院，安徽 合肥230009；

2．安徽江淮汽車股份有限公司 商用車研究院，安徽 合肥 230601）

0 引 言

汽車減振器是懸架系統(tǒng)的重要部件，汽車車身和車輪振動時，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮苌l(fā)到空氣中，達到迅速衰減振動的目的，提高車輛行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。隨著汽車產(chǎn)業(yè)的迅速發(fā)展，各大汽車廠商都推出了自主品牌汽車，在整車設計過程中，對零部件的選配尤其是減振器的選配非常重要，減振器的選配直接影響了駕乘者的乘坐舒適性和貨物的完好程度。文中對某重型牽引車后空氣懸架系統(tǒng)最佳阻尼匹配減振器速度特性進行了研究，建立了車輛懸架最佳阻尼匹配減振器速度特性數(shù)學模型，利用ADAMS / Car模塊建立了整車剛柔耦合多體動力學模型，進行了整車平順性仿真分析和懸架系統(tǒng)動力學仿真。匹配結果表明，對該懸架系統(tǒng)，減振器所做的匹配設計是正確有效的，改善了懸架系統(tǒng)的運動特性和整車平順性，為重型牽引車設計和選配減振器提供了參考價值。

1 雙向筒式減振器

如圖 1所示，雙向筒式減振器是目前大多數(shù)汽車采用的減振器，主要由活塞桿、工作缸、活塞、伸張閥、壓縮閥、補償閥、流通閥、儲油缸、導向座、防塵罩和油封等組成。

當汽車懸架處于壓縮行程時，車輪移近車架，減振器受到壓縮力，活塞向下移動?；钊旅娴那皇胰莘e減小，油壓升高，油液經(jīng)過流通閥流到活塞上面的腔室。由于上腔被活塞桿占去一定的空間，上腔內(nèi)容積的增加小于下腔容積的減小，因此還有部分油液推開壓縮閥，流回儲油缸。這些閥對油液的節(jié)流造成對懸架壓縮運動的阻尼力。

當汽車懸架處于伸張行程時，車輪相對車身移開，減振器受到拉伸力，此時減振器活塞向上推動，活塞上腔油壓升高，流通閥關閉，上腔中的油液便推開伸張閥流向下腔。由于自上腔流來的油液還不足以充滿下腔中增加的容積，下腔內(nèi)產(chǎn)生一定的真空度，儲油缸內(nèi)的油液便推開補償閥流向下腔進行補償，此時這些閥的節(jié)流作用便造成對懸架伸張運動的阻尼力。

2 最佳阻尼匹配減振器阻尼系數(shù)

2.1 懸架系統(tǒng)最佳阻尼系數(shù)

按照 1/4單自由度振動模型，由振動理論可知，懸架系統(tǒng)的最佳阻尼比

式中，K為懸架剛度；m為簧上質量。因此，懸架系統(tǒng)的最佳阻尼系數(shù)

式中，ξ為懸架最佳阻尼比；f0為懸架系統(tǒng)固有頻率。

2.2 減震器最佳阻尼線性分段特性

減振器阻尼特性通常都是非線性的，大都利用線性分段阻尼特性來表示。為了確保減振器壽命，減振器設有初次開閥的速度點Vk1，即當汽車行駛在平坦的路面時，減振器不開閥，只是利用減振器的常通節(jié)流孔所產(chǎn)生的節(jié)流阻尼力進行工作。為了確保減振器在相對速度比較大時不撞擊車身，減振器設有最大開閥速度點Vk2，即當汽車行駛在較壞路面時，減振器節(jié)流閥達到最大，阻尼力比較大，避免減振器撞擊車身。當減振器速度V處于初次開閥速度和最大開閥速度之間時，即Vk1

2.2.1 伸張行程最佳阻尼系數(shù)

減振器通常都不是安裝在車輪正上方，而且有一定的安裝角度α。由于減振器安裝位置和角度對懸架系統(tǒng)阻尼有影響，所以，根據(jù)懸架系統(tǒng)杠桿比i=a/b和安裝角α就可求出減振器首次開閥時的阻尼系數(shù)為

由式（4）可知，減振器在初次開閥速度點的阻尼力

減振器阻尼是非線性的，一般將減振器速度特性分段線性化，并將減振器首次開閥前的速度特性直線斜率k1與二次開閥前的速度特性直線斜率 k2的比值定義為減振器平安比η。其中，減振器首次開閥前的速度特性曲線斜率k1為減振器開閥前的阻尼系數(shù)Cd1，因此，減振器平安比η可表示為

因此，可得減振器二次開閥前的速度特性曲線斜率為

根據(jù)阻尼力、阻尼系數(shù)和速度之間的關系，可得減振器最大開閥阻尼系數(shù)Cd2為

式中， Fd2為減振器在最大開閥速度點所對應的阻尼力。

將式（5）和式（7）帶入式（8），則減振器最大開閥阻尼系數(shù)Cd2可表示為

因此，減振器在最大開閥速度點所對應的阻尼力Fd2為

2.2.2 壓縮行程分段線性阻尼特性

為了增加車輛的乘坐舒適性，一般情況下，壓縮行程的首次開閥速度小于伸張行程的首次開閥速度。根據(jù)減振器在伸張行程的分段線性阻尼特性，以及減振器伸張和壓縮行程的雙向阻尼比β，可確定減振器在壓縮行程的分段線性阻尼特性，其中初次開閥的阻尼系數(shù)為

因此，減振器壓縮行程在初次開閥速度點的阻尼力為

最大開閥的阻尼系數(shù)為

因此，減振器壓縮行程最大開閥速度點的阻尼力

3 減振器最佳阻尼特性匹配

3.1 重型牽引車整車多體動力學模型

通過優(yōu)化懸架系統(tǒng)減振器參數(shù)來改善車輛的振動性能，必須先建立整車模型進行仿真分析。首先在 ADAMS/Car 中建立整車各子系統(tǒng)的模板，建模時考慮了懸架重要承載部件的彈性變形對振動的影響，然后根據(jù)模板分別建立各子系統(tǒng)，通過通信器將各個子系統(tǒng)連接成整車。建模的過程如圖2所示。

重型牽引車整車裝配包括輔助設備（油箱等）、前鋼板彈簧懸架、駕駛室空氣懸置、后空氣懸架、車輪（驅動輪、轉向輪）、發(fā)動機、駕駛室、車架、轉向系和制動器等，如圖3所示。

后空氣彈簧懸架如圖 4所示，主要由空氣彈簧、橋、導向臂、橫向穩(wěn)定器和車身高度傳感器等組成。該空氣懸架主要承載部件（導向臂、橫向穩(wěn)定桿）經(jīng)有限元軟件 Hypermesh前處理后，將生成的構件模態(tài)中性文件MNF（Modal Neutral File）導入ADAMS中建立柔性體，這樣的仿真結果更接近實際情況。

牽引車滿載時后空氣懸架簧上質量m為11527 kg，空氣彈簧承重為簧載質量的 60%，簧下質量 md為1473 kg，雙輪胎質量mt為220 kg，空氣彈簧靜平衡剛度為125 kN/m，雙輪胎剛度為2000 kN/m，懸架系統(tǒng)最佳阻尼比ξ為

伸張行程首次開閥和二次開閥速度分別為0.2 m/s和1 m/s，平安比為2.5；壓縮行程首次開閥和二次開閥速度分別為0.2 m/s和1 m/s；減振器伸張行程二次開閥阻尼力是壓縮行程的2.4倍，懸架系統(tǒng)杠桿比i=0.6，安裝角度α=6.2°。

3.2 減振器最佳阻尼特性匹配

根據(jù)減振器伸張行程的初次開閥速度點和最大開閥速度點的阻尼特性，便可得到減振器整個行程下的分段線性速度特性，即利用伸張行程的初次開閥速度點（Vk1，F(xiàn)d1）和最大開閥速度點（Vk2，F(xiàn)d2），以及壓縮行程的初次開閥速度點（Vk1y，F(xiàn)d1y）和最大開閥速度點（Vk2y，F(xiàn)d2y），便可得到減振器速度特性曲線。

1）滿載時，由式（15）得懸架最佳阻尼系數(shù)ξ=0.19；由前面的分析可知，伸張行程時減振器首次開閥時的阻尼系數(shù)為

減振器在初次開閥速度點的阻尼力

最大開閥阻尼系數(shù)Cd2為

減振器在最大開閥速度點所對應的阻尼力Fd2為

2）壓縮行程時，減振器首次開閥時的阻尼系數(shù)為

減振器壓縮行程在初次開閥速度點的阻尼力為

最大開閥的阻尼系數(shù)為

減振器壓縮行程的最大開閥速度點的阻尼力

4 最佳阻尼減振器特性驗證

通過以上的分析，對減振器分段線性速度特性曲線進行擬合，如圖5所示。

對所擬合的減振器速度特性曲線進行仿真，將牽引車滿載以60 km/h的速度行駛在 B級路面上，查看牽引車鞍座在垂直方向的加速度變化曲線，并與之前的減振器特性曲線仿真結果進行比較，圖 6、圖 7為減振器速度特性曲線初始值的仿真結果，圖 8、圖 9為最優(yōu)匹配之后的減振器速度特性曲線仿真結果。

從圖6、圖8可以看出，減振器速度特性曲線匹配后的加速度幅值比匹配前的加速度幅值小，由圖 7計算結果可知，減振器速度特性匹配之前的鞍座處垂直方向加權加速度均方根值為0.274m/s2，由圖9計算結果可知，減振器速度特性匹配之后的鞍座處垂直方向加權加速度均方根值為0.187 m/s2，明顯改善了牽引車鞍座處的振動特性，貨物的完好性有了很好的保證，從而驗證了所匹配的減振器速度特性曲線的正確性。

5 結束語

文中主要對牽引車空氣懸架系統(tǒng)的減振器阻尼進行了匹配，首先對基于舒適性的懸架系統(tǒng)最佳阻尼比進行了分析，然后根據(jù)懸架系統(tǒng)最佳阻尼系數(shù)確定減振器最佳阻尼分段線性特性，最后通過ADAMS整車道路仿真驗證了匹配的正確性，對減振器選型和調整具有實際的參考價值。

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