季敏 陳新雨

摘要：主要介紹了板簧客車中低速下的簧上共振問題及其解決方案。

關鍵詞：板簧懸掛;客車;路面激勵共振

一、問題現(xiàn)象

板簧懸掛相對于空氣懸掛，其自身固有頻率較高，在板簧參數(shù)適用不合理或者板簧加工精度有偏差的情況下，在特定車速行駛工況中有車身簧上共振現(xiàn)象，且多發(fā)為低速共振，車身振幅較大，導致司乘人員體驗較差。

下面以我公司11米板簧車型共振問題事例來說明簧上共振的改進思路。接市場反饋，此車在良好平坦路面上，以35-55km/h車速直線行駛時，車輛共振明顯，呈現(xiàn)“騎馬”式的顛簸感，，即車身出現(xiàn)低頻、振幅較大的垂直振動。車速低于或高于共振車速時，“騎馬”現(xiàn)象消失或明顯減弱;車輛以35-55km/h空擋滑行時，“騎馬”現(xiàn)象并未消失，共振時傳動系統(tǒng)并無異響。因此基本可排除動力系統(tǒng)引起的車身共振，而路面激勵屬于低頻激勵，通過輪胎徑向周期性波動傳遞到車身上，其激勵頻率一般在2-10HZ范圍內，解決此問題主要還是要從板簧懸掛的固有頻率著手。

二、頻率測試

測試后，通過振動瀑布圖可發(fā)現(xiàn)司機座椅、中部及后部座椅位置其振動主要是上下方向，振動頻率均為3Hz附近，且頻率不隨轉速改變。

車輛行駛在良好平坦路面上時，路面激振源是由車輪總成的動不平衡、車輪失圓、旋轉件剛度變化等因素引起車輪垂直方向力的周期性變化簡稱為徑向波動力。徑向波動力激振頻率可由式（1）計算：

f為徑向波動力激振頻率，Hz;

V為車輛實際行駛速度，mm/s;

r為輪胎滾動半徑，mm。

由式（1）計算得到的各車速下徑向波動力激振頻率見表1

35-50km/h時，路面的激振頻率在3.287-4.69Hz之間。把整車懸架質量分配系數(shù)近似等于1，可近似認為前、后懸架簧上質量在垂直方向的振動是相互獨立的。車輛垂向振動分析可簡化為二自由度振動模型，在低頻振動時輪胎變形較小，可以忽略輪胎變形及質量。

11米板簧車型整車參數(shù)如下：

前、后板簧承載力數(shù)據(jù)如下：前板簧簧上重量（單簧）：滿載時18228N，空載時12593N。后板簧簧上重量（單簧）：滿載時48510N，空載時35035N

通過公式（2）計算得出：前板簧空、滿載固有頻率為：f空載=2.35HZ，f滿載=1.95HZ;后板簧空、滿載固有頻率為：f空載=1.88HZ，f滿載=1.59HZ。

偏頻是基于靜態(tài)剛度計算得出的，對于鋼板彈簧剛度的計算，傳統(tǒng)的方法有“共同曲率法”、“集中載荷法”等。這些方法計算時都沒考慮鋼板彈簧各片之間的摩擦和變形特性。實際上鋼板彈簧存在非線性和遲滯特性，車輛行駛時的懸架剛度明顯高于靜態(tài)剛度，此時懸架的剛度稱為動態(tài)剛度。鋼板彈簧片與片之間的摩擦系數(shù)對懸架的動態(tài)剛度影響較大，動態(tài)剛度隨鋼板彈簧片與片之間的摩擦系數(shù)增大而增大。令動態(tài)剛度與靜剛度比值為d（一般經驗值取1.2-1.5），則懸架動剛態(tài)偏頻f可由式（3）求得。

計算得：前板簧動剛態(tài)偏頻為

（1.2-1.5）*（1.95-2.35）=2.34-3.525HZ

后板簧剛態(tài)偏頻為

（1.2-1.5）*（1.59-1.88）=1.91-2.8HZ

從上述計算結果可知，如鋼板彈簧各片之間的相對運動、摩擦系數(shù)達到一定程度時，必然會造成懸架的動態(tài)偏頻與路面激振頻率相近或吻合，即發(fā)生共振。對于多片鋼板彈簧來說，由于鋼板彈簧各片之間存在的相對運動劇烈摩擦，大幅提高了懸架動剛度，造成簧上質量共振是必然的，通常期望共振發(fā)生在較低車速下，以改善乘坐舒適性。

三、改進方案

由上述分析可知，鋼板彈簧多片簧各片間的相互摩擦是引起板簧動剛度增大的主要原因，最終導致了車身共振。在不改變現(xiàn)有懸架結構的前提下，改變懸掛剛度有兩種方式：

方案1：減小板簧靜、動態(tài)剛度，其中動態(tài)剛度可通過在板簧片端增加減磨墊，以減小間摩擦，從而改善乘坐舒適性。

方案2：更換為少片簧懸掛，因少片簧的結構特點，其運動過程中可保證動剛度和靜剛度變化不大，從而可有效避開路面激勵的共振頻率。

但是由于多片鋼板彈簧動剛度計算、模擬過于復雜，動態(tài)剛度引起的共振問題往往只能在實車路試過程中被發(fā)現(xiàn)，整改比較被動。動態(tài)剛度是多片鋼板彈簧的一大弊端，考慮到現(xiàn)階段方案2調整更易調整，且片間摩擦異響易于控制，隨按照方案2予以實施更換，并對改進后鋼板彈簧進行裝車路試，其車身共振及異響噪音情況明顯得到改善，客戶滿意新狀態(tài)使用效果。