王登化

（1.常州科研試制中心有限公司，江蘇 常州 213023；2.江西機電職業(yè)技術學院，江西 南昌 330013；3.江蘇省煤礦井下防爆車輛重點實驗室，江蘇 常州 213023）

WC5E無軌膠輪車是一種以防爆柴油機為動力、液力機械傳動、后輪驅動的煤礦井下工程車，主要應用于有瓦斯煤礦井下運輸作業(yè)，該車具有操作方便、結構緊湊、轉彎半徑小、運輸效率高及爬坡能力強等優(yōu)點，其外形尺寸及結構見圖1。

但隨著煤礦輔助運輸設備國產化越來越多，競爭更加激烈的現實，為進一步提高WC5E無軌膠輪車的整車行駛平順性，增強其市場綜合競爭力，提升客戶用車滿意度，在不影響整車裝載能力及原有性能的前提下，公司出資對WC5E無軌膠輪車懸架進行系列優(yōu)化，以提高其行駛平順性，其研發(fā)過程及方法如下。

圖 1

1 原車基本參數測定

1.1 車輛物理參數的測定

在液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)設計之前，首先需要知道車輛的物理參數，需要進行車輛空載、滿載的前、后載荷的測量，質心位置的確定。為后期液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)匹配性設計提供參數，原車基本參數測定結果如表1。

表1 原車基本參數

1.2 原車偏頻測定

為達到不降低承載能力，并提高車輛舒適性的目的，需要確定原WC5E無軌膠輪車的垂向模態(tài)參數，然后根據測得的模態(tài)參數估算車輛物理參數。為得到較好的舒適性效果，垂向振動頻率要降低。根據車輛跌落實驗測得原車前輪跌落頻率3.632Hz，后輪跌落頻率4.136Hz，同時得到原車的頻域響應曲線。

2 液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)的設計與裝配

2.1 鋼板彈簧的改進

2.1.1 前、后懸架的偏頻

式中：f01為前懸架偏頻；ks1為前懸架剛度；mu1為前懸架簧上質量；f02為后懸架偏頻；ks2為后懸架剛度；mu2為后懸架簧上質量。

理論證明，車輛以較高速度行駛過單個路障，前、后懸架的偏頻之比f01＜f02時的車身縱向角振動要比f01＞f02時小。因此，不同用途車輛對前、后懸架的偏頻有不同要求。對于貨車，前懸架的滿載偏頻要求是1.5∽2.1Hz，后懸架的滿載偏頻要求是1.7∽2.17Hz。

2.1.2 前、后懸架的靜撓度

若采用線性變化的彈性懸架，其前、后懸架靜撓度可表達為：

式中：δs1為前懸架靜撓度；ks1為前懸架剛度；mu1為前懸架簧上質量；g為重力加速度；δs2為后懸架靜撓度；ks2為后懸架剛度；mu2為后懸架簧上質量。

為防止車身產生較大的縱向角振動，前后懸架靜撓度應盡量接近，且使后懸架靜撓度小于前懸架靜撓度，即δs2＜δs1。對于貨車，后懸架靜撓度是前懸架靜撓度 0.6∽0.8倍，即：

2.1.3 懸架的動撓度

從滿載平衡位置開始，懸架壓縮到結構允許的最大變形時的撓度稱為懸架的動撓度δd。通常要求懸架應該有足夠的動撓度，以防止在路面上行駛時經常撞擊緩沖塊。對于貨車，動撓度δd取6∽9cm。

2.1.4 懸架剛度設計與驗證

剛度設計應考慮車輛類型與參數，以及車輛對前、后懸架偏頻的要求，對前、后懸架的剛度進行科學設計，其設計計算公式如下：

式中：ks1為前懸架剛度；f01為前懸架設計所要求的偏頻；mu1為前懸架簧上質量；ks2為后懸架剛度；f02為后懸架設計所要求的偏頻；mu2為后懸架簧上質量。

前、后懸架剛度設計后，要對前、后懸架剛度設計值進行懸架靜撓度及動撓度的驗證。

2.1.5 驗證靜撓度

將設計得到的懸架剛度設計值代入，可得前、后懸架的靜撓度分別為：

式中：δs1為前懸架靜撓度；ks1為前懸架剛度；mu1為前懸架簧上質量；g為重力加速度；f01為前懸架偏頻；δs2為后懸架靜撓度；ks2為后懸架剛度；mu2為后懸架簧上質量；f02為后懸架偏頻。

2.1.6 驗證動撓度

設計前、后懸架的剛度ks1和ks2之后，要依據車輛行駛振動的分析理論，對懸架動撓度進行計算，驗證其是否在車輛懸架設計所規(guī)定的動撓度范圍之內。假設車輛行駛路面輸入譜為 Gq(n0)，車輛行駛速度為 v，懸架質量比為 rm，懸架剛度為ks，懸架阻尼比為ξ，則懸架動撓度均方值δδd為：

基于舒適性的車輛懸架最佳阻尼比為：

式中：rm為懸架的質量比；rk為懸架的剛度比。車輛空載參數見表2。

表2 車輛空載參數列表

滿載前輪：

后輪：

滿載：

動撓度：考慮工況比較惡劣，礦車主要行駛路面取為D∽F級路面。

空載：

2.1.7 結論

后輪底盤距離：

后輪空載現有可用間隙40mm，考慮加載之后車身下降，又要保證動撓度后輪需要再增加 55mm；后輪漸變鋼板彈簧剛度計劃空載580N/mm，計劃滿載840N/mm。

前輪底盤距離：

前輪空載現有可用間隙 30mm，又要保證動撓度前輪需要再增加45mm；前輪鋼板彈簧計劃剛度改進680N/mm。

2.2 液壓互聯(lián)懸架油缸與蓄能器的設計

對原車實驗測得的數據進行一系列處理，建立準確的整車七自由度振動模型；將識別得到的物理參數和模態(tài)參數代入四自由度振動模型進行仿真分析和優(yōu)化，根據優(yōu)化結果設計與之相匹配的液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)。

確定液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)中各元件尺寸、型號等參數，繪制圖紙并加工，主要零部件明細見表3。

表3 主要零部件明細

2.3 阻尼器設計

基于車輛參數的減振器閥系參數設計的關鍵點是如何根據車輛參數確定出與車輛懸架達到最佳阻尼匹配的減振器速度特性曲線，然后根據所得到的減振器最佳阻尼匹配速度特性曲線，利用關于速度特性的減振器閥系參數進行優(yōu)化設計。

最終確認減振器參數為：

前橋：復原阻力：Pf=7791±1600N，壓縮阻力：Py=2597±520N；

后橋：復原阻力：Pf=10020±2000N，壓縮阻力：Py=3340±700N；

前后橋的最大拉伸長度Lmax=485±5mm，壓縮到底長度Lmin=315±5mm，行程S=160mm。

2.4 管路設計與連接

在此液壓懸掛系統(tǒng)中，因為整車前后橋為鉸接式連接，考慮將前后橋的互聯(lián)取消，僅把左側液壓缸上腔與右側液壓缸上腔相連構成一條油路，左側液壓缸下腔與右側液壓缸下腔相連組成另一油路。每一油路上安裝一儲能器，并預設油壓。當左右液壓缸反向運動時，二油路內的液壓油容積并不變化，因此沒有壓力變化。當四個車輪向上運動時，則其中一條油路內的液壓油處于壓縮狀態(tài)，由于儲能器的作用而使該封閉油回路壓力升高；另一條油路內的液壓油處于擴張狀態(tài)，從而壓力減少。兩油路壓力之差在油缸活塞處形成，于是通過四油缸構成抑制車輪向上運動的作用力，其原理見圖2。

圖2 液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)原理圖

2.5 液壓互聯(lián)懸架的裝配

參照原車的現有空間，確定液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)在車輛上的安裝位置，主要是油缸、減震器、蓄能器的裝配位置，同時注意不影響整車的使用與維修；更換新板簧，安裝各元件支架；完成液壓管路布置，將各液壓系統(tǒng)元件連接于液壓管路，并安裝到車輛上，得到完整的液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)。

3 試驗數據處理與對比

通過頻域響應曲線可以得到原車和改裝后的車輛在不同振動模式下的固有頻率，其固有頻率對比見表4。

表4 原車與安裝HIS車輛頻率（Hz）對比

通過偏頻實驗測試可以看出，安裝 HIS(2.5MPa)后車輛的偏頻相對于原車減小，懸架系統(tǒng)剛度減小，從而達到提高車輛舒適性的目的。

4 試裝與試驗小結

通過原車與加裝液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)礦車的對比試驗，可得出如下結論：

1）WC5E無軌膠輪車改裝之前，動態(tài)參數識別實驗數據表明車輛的垂向振動頻率較高，懸架剛度過硬。通過加裝一套新型液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)，能夠很好改善車輛舒適性；

2）從隨機路面加速度功率譜結果來看，同時參照車輛行駛平順性評價標準，以加速度均方根值為評估依據，改裝后的車輛相比原車加速度均方根值與峰值減小了25%以上，可見舒適性有一定程度改善。同時，分別乘坐原車和改裝后車輛，主觀感受再次驗證車輛舒適性有所提高；

3）從動態(tài)參數識別的結果來看，改裝后的HIS車輛前、后偏頻降低，表明懸架系統(tǒng)剛度減小，從頻域角度驗證了改裝車輛的舒適性明顯提高。同時車輛后橋板簧為漸變剛度板簧，空載剛度較低，隨著加載質量增加，板簧剛度可以逐漸變大，從而提高車輛舒適性；

4）考慮 WC5E工程車的后車廂需要加載，當每次裝載貨物之前需要打開安裝在后輪的液壓互聯(lián)懸架球閥，保證加載時上、下回路壓力相等，裝載完成后關閉球閥。根據剎車實驗結果可知，由于板簧改進變薄，HIS車輛剎車縱向位移稍大。鑒于此情況，在保證剛度不變的情況下，可以改變板簧前一片厚度，可以減小車輛剎車縱向位移，從而提高板簧使用壽命。

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