摘要：從東風某系列輕型載貨汽車車型的制動系統(tǒng)優(yōu)化、懸架系統(tǒng)優(yōu)化兩方面進行了詳細的論述和分析，提出了投入開發(fā)的整車性能優(yōu)化設(shè)計方案，并進行了實驗驗證。研究結(jié)論可為以后的同類型的整車性能設(shè)計提供技術(shù)參考。

關(guān)鍵詞：輕型載貨汽車；整車性能；設(shè)計

中圖分類號：U469.2 收稿日期：2024-07-19

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.11.009

1 前言

隨著輕型載貨汽車市場競爭的日益加劇、高速公路里程的急速增加、普通公里路況條件的不斷改善，為提高產(chǎn)品競爭力，用戶和汽車生產(chǎn)廠家對汽車的舒適性、安全性等都提出了更高的要求。

東風某系列輕型載貨汽車整車性能優(yōu)化主要包括制動和懸架系統(tǒng)優(yōu)化、整車主要參數(shù)的確定等。本文對該系列車型主要性能設(shè)計的要點及過程進行了介紹，同時對整車性能設(shè)計中需要注意的一些問題進行了分析說明。

2 設(shè)計原則

東風某系列車型主要性能設(shè)計原則如下：

a.滿足客戶核心需求的主要總成，如下：采用4F90氣制動發(fā)動機、[?]275膜片彈簧離合器、A100變速箱、1.8 t前橋、3.5 t后橋等。

b.零部件盡量與已開發(fā)的車型保持最大的通用，以滿足標準化、通用化、系列化的要求，減少試制和生產(chǎn)投入，縮短試制周期和生產(chǎn)準備周期。

c.整車可靠性好（首次故障間隔里程和平均故障間隔里程達到5 000 km），安全性高，維修方便（駕駛室可翻）。

d.主要系統(tǒng)、管線等優(yōu)化設(shè)計。

3 整車參數(shù)及性能要求

3.1 整車基本參數(shù)

根據(jù)用戶核心需求，同時參考基礎(chǔ)車型基本參數(shù)，確定整車基本參數(shù)如表1所示。

3.2 性能要求

根據(jù)國家和行業(yè)標準以及整車動力總成匹配需要，確定整車主要性能參數(shù)目標見表2。

4 各系統(tǒng)匹配

4.1 制動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計

某系列車型制動系統(tǒng)組成如下：

a.氣源部分。

該部分主要由空氣壓縮機、卸載閥、儲氣筒、四回路保護閥及其他相關(guān)附件組成。

①空氣壓縮機。

采用齒輪傳動單缸水冷式空氣壓縮機。由發(fā)動機曲軸驅(qū)動。壓縮空氣由此產(chǎn)生，首先進入卸載閥，管路中壓力在卸載閥處得到調(diào)節(jié)而進入濕儲氣筒。通常調(diào)節(jié)后壓力在6.5個大氣壓左右。

②卸載閥。

該車型所采用卸載閥為通用件，產(chǎn)品圖號為3512N-010（總成）。主要功能是自動調(diào)節(jié)制動系統(tǒng)的工作壓力，防止管路氣壓過載，去除水、油等污染物，并向濕儲氣筒供氣。

③四回路保護閥。

四回路保護閥為通用件，產(chǎn)品圖號為3515Q54-010（總成）。主要功能是保證前后回路互相獨立，當其中有一條回路實失效時，其他回路的供氣和充氣不受影響，保持獨立，確保整車制動的安全性。

④儲氣筒。

制動系統(tǒng)共設(shè)計有三個儲氣筒。一個濕儲氣筒20 L，前儲氣筒（和濕儲氣筒共用）20 L，后儲氣筒20 L。為了簡化布置，實際設(shè)計中采用一個40 L儲氣筒在中間加隔板形成濕儲氣筒和前儲氣筒。儲氣筒的主要作用是儲存高壓氣體，以便給回路供氣。為了滿足安全駕駛的要求，在前后回路中安裝了低壓報警開關(guān)，當儲氣筒壓力低于450 kPa時，即向駕駛員發(fā)出報警信號。

制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意簡圖見圖1。

1.前橋制動氣室 2.快放閥 3.雙腔制動閥 4.后貯氣筒 5.繼動閥

6.后橋制動氣室 7.三通接頭 8.濕貯氣筒 9.前貯氣筒 10.四回路保護閥

11.卸載閥 12.空氣壓縮機 13.放水閥 14.低壓報警開關(guān)

b.行車制動部分。

行車制動部分采用雙回路控制，由串列雙腔制動閥來完成，其中制動閥上腔控制前回路。為了減少充放氣時間，改善制動系統(tǒng)的充放氣特性，在前回路中還設(shè)計了快放閥，后回路中設(shè)計了繼動閥，提高了制動系統(tǒng)的制動反應(yīng)靈敏度，充分改善了整車的制動特性。

①制動閥。

制動閥為串列雙腔室制動閥，是制動部分的主要控制元件，它可以分別控制各自獨立的前后制動回路，當一腔失效時，另一腔仍能正常工作。該車型所采用的制動閥為通用件，圖號為3514V66-001。

②繼動閥和快放閥。

繼動閥和快放閥均為通用件圖號分別為3527D9-010（總成）和3533N1-010（總成）。加裝這兩種閥主要是為了及時充、放氣，縮短制動和解除制動時的滯后時間，更加有利于及時制動和制動過后的整車及時加速。

③制動器。

該車型所采用的制動器均為非平衡式鼓式制動器，采用普通氣室，規(guī)格及具體參數(shù)如表3所示。

前后制動器結(jié)構(gòu)簡圖見圖2[1]。

4.2 駐車制動部分

駐車制動部分結(jié)構(gòu)采用側(cè)拉式操縱機構(gòu)，中央鼓式制動器，制動鼓鼓徑[?]210 cm，制動蹄寬65 cm。手制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖見圖3。

4.2.1 汽車制動時的受力分析

汽車制動時的受力圖見圖4。

由圖4可求得地面法向反作用力[2]為：

[Fz1=mgLb+hggdudt] （1）

[Fz2=mgLa+hggdudt] （2）

式中，[Fz1]為地面對前輪的法向反作用力;[Fz2]為地面對后輪的法向反作用力;[m]為汽車質(zhì)量;[g]為重力加速度;[L]為汽車軸距;[a]為質(zhì)心至前軸中心線的距離;[b]為質(zhì)心至后軸中心線的距離;[hg]為汽車質(zhì)心高度;[dudt]為汽車制動減速度，通常用j代表。

4.2.2 目前制動系統(tǒng)存在的問題

該系列車型設(shè)計引用基礎(chǔ)車型，滿足通用化要求，兩車型制動系統(tǒng)完全一致。目前基礎(chǔ)氣剎車制動系統(tǒng)存在的問題是整車制動力偏大，前后制動力的分配不合理，造成整車制動時粗暴及甩尾。參考文獻［1-2］進行理論分析，所引用數(shù)據(jù)如表2所示。

a.制動器制動力的計算分析。

前制動器規(guī)格為[?]310，制動調(diào)整臂長110 mm，氣室有效面積為76 cm2。

前制動器產(chǎn)生的制動力F1=2 374 kg。

后制動器規(guī)格為[?]310，制動調(diào)整臂長125 mm，氣室有效面積為102 cm2。

后制動器產(chǎn)生的制動力F2=3 620 kg。

總的制動力：

F=F1+F2=5 994 kg （3）

b.同步附著系數(shù)的計算。

制動力分配系數(shù)[2]：

[β=F1F1+F2=0.396] （4）

空載時同步附著系數(shù)[3]：

[?0=Lβ-L2空hg=3 300×0.396-1 823755=-0.684] （5）

滿載時同步附著系數(shù)[3]：

[?0=Lβ-L2滿hg=3 300×0.396-1 296980=0.011] （6）

利用附著系數(shù)曲線如圖5所示。

根據(jù)以上計算結(jié)果分析，發(fā)現(xiàn)基礎(chǔ)氣剎車的整車制動力偏大，前后制動力的分配不是很合理。基礎(chǔ)氣剎車的整車滿載質(zhì)量為4 495 kg，而整車制動力為5 994 kg。而且前后制動力的分配不是很合理，其利用附著系數(shù)曲線在空滿載情況下均超出法規(guī)要求，這就是整車制動時粗暴及甩尾的原因。

4.2.3 制動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計方案

為了重新匹配整車制動力，后橋的氣室有效面積由102 cm2減小為76 cm2，制動調(diào)整臂規(guī)格由125 mm降為110 mm。這樣其總的制動力F=F1+F2=4 748 kg。制動力分配系數(shù)[β=0.5]，空載時同步附著系數(shù)[?0=3 300×0.5-1 823755=-0.23]，滿載時同步附著系數(shù)[?0=3 300×0.5-1 296980=0.36]。

利用附著系數(shù)曲線如圖6所示。

通過減小后橋制動力，整車的滿載利用附著系數(shù)曲線調(diào)整到法規(guī)要求的范圍之內(nèi)，整車制動力能很好地滿足整車制動性能需要。

4.2.4 試驗驗證和結(jié)論

將優(yōu)化前后的整車制動效果作了主觀評價和對比分析。主觀評價試驗結(jié)果如下：更換氣室和調(diào)整臂前：空車在40 km車速時急踩剎車制動，制動有嚴重的甩尾現(xiàn)象，必須馬上松開制動踏板，否則有翻車的危險。更換氣室和調(diào)整臂后：空車在50 km車速時急踩制動，不用松開制動踏板直至停車。后輪拖痕明顯，基本為一直線，沒有甩尾現(xiàn)象。通過以上試驗可以看出，減小后橋制動力可以解決某氣剎車型制動粗暴和甩尾問題。

為了驗證某氣剎車型減小后輪制動力后整車是否滿足國家法規(guī)GB 12676要求，由質(zhì)檢中心按GB 12676要求做了制動性能試驗，試驗結(jié)果如表4所示。

從以上數(shù)據(jù)可以看出，減小后輪制動力后整車的行車制動效能可以滿足國家法規(guī)GB 12676要求。

兩種試驗證明制動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計方案是可行的。

4.3 懸架系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計

4.3.1 目前懸架系統(tǒng)存在的問題

滿足通用化要求，某系列車型設(shè)計引用基礎(chǔ)車型的懸架系統(tǒng)，前后為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)，前簧為8片，后簧主簧9片副簧5片，前后鋼板彈簧第一片板簧片長為1 400 mm。目前基礎(chǔ)氣剎車懸架系統(tǒng)存在的問題是：與竟品同類型車相比單片片長偏大， 承載性能差，在滿載狀態(tài)下整車姿態(tài)和空載狀態(tài)下整車姿態(tài)角度變化偏大，用戶經(jīng)常被誤判超載嚴重受罰款，嚴重影響該系列車型的銷售。竟品同類型車前后鋼板彈簧第一片板簧片長為1 300 mm，空滿載整車姿態(tài)角度變化為不大于0.25°。

該車型優(yōu)化設(shè)計前空滿載整車姿態(tài)角度變化如表5所示。

4.3.2 懸架系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計方案

針對存在的問題，對前后伴簧進行優(yōu)化設(shè)計。懸架系統(tǒng)在設(shè)計過程中應(yīng)遵循的原則是：通過合理地布置懸架系統(tǒng)和選擇合適的參數(shù)，提高汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性；提高懸架的承載能力，盡量應(yīng)用現(xiàn)有總成和零件，提高零部件標準化、通用化、系列化水平；合理選取主要零部件的應(yīng)力值，確保車輛行駛安全性，保證懸架系統(tǒng)零部件足夠的使用壽命［3］。遵循以上原則，前板簧第一片長采用1 300 mm，后板簧第一片長采用1 350 mm。

a.本懸架系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)如下。

懸架非簧載質(zhì)量：前Gu1=250 kg；后Gu2=350 kg。

作用在單邊彈簧的載荷P：將軸荷扣去非懸架質(zhì)量再取半，即為單邊彈簧載荷，計算結(jié)果列表如表6所示。

其他設(shè)計所需參數(shù)見表1所示。

b.前懸架設(shè)計計算。

本車前鋼板彈簧總成（2912010）規(guī)格為：1 300×75×8-8（2）P，參數(shù)含義如下：

[長度×寬度×片厚—總片數(shù)（主片片數(shù)）矩形鋼]

該彈簧在U形螺栓跨距為96 mm裝車夾緊時的基本參數(shù)為：剛度C=974 N/cm；比應(yīng)力σ=4 912 N/cm3。

下面進行垂直振動工況的核算。

靜撓度：

[f=P/C] （7）

滿載偏頻：

[n=300/f] （8）

應(yīng)力：

[σ=σf] （9）

極限應(yīng)力：

[σmax=σf+fd] &MOD7DqsB1rUc569MPOtAKZSiwuqgvA8Py+U1H22xwyA=nbsp;（10）

式中，[fd]=76 mm為鐵碰鐵時動行程。

將計算結(jié)果統(tǒng)計成表格，結(jié)果如表7所示。

c.后懸架設(shè)計計算。

本車后主簧（2913010）規(guī)格為：1 350×75×9-9（2）P。

該彈簧在U形螺栓跨距為150 mm夾緊時的基本參數(shù)為：剛度C1=1 452 N/cm；比應(yīng)力σ1=5258 N/cm3。

本車后副簧（2914010-Q23511）規(guī)格為：940×75×8－5（2）P。

該彈簧在U形螺栓跨距為150 mm夾緊時的基本參數(shù)為：剛度C2=1 556 N/cm；比應(yīng)力σ2=9 520 N/cm3。

下面進行垂直振動工況校核。

選定當副簧開始工作時，主簧的變形fk為：

fk=4.8 cm （11）

副簧在滿載時的靜撓度f2：

[f2=P-fkc1c1+c2=1.16 cm] （12）

式中，p=11 900 N為后懸架彈簧單邊負荷。

滿載時主簧靜撓度：

f1=fk+f2=5.96 cm （13）

滿載時副簧承受的負荷P2：

P2=f2C2=1 809 N （14）

滿載時后懸架偏頻n2：

[n2=300/P/（c1+c2）=162次/分] （15）

空載時后懸架偏頻no2：

[no2=300/Po/c1=194次/分] （16）

式中，P0=3 800 N為空載時后懸架單邊彈簧負荷，fd=8 cm為鐵碰鐵動行程，其余計算公式同前簧，計算結(jié)果如表8所示。

4.4 整車側(cè)傾校核

a.側(cè)傾力臂。

前簧主片離地高度h1：

h1=Rc-6+∑h=36 cm （17）

后簧主片離地高度h2：

h2=Rc+6.7+∑h=50.4 cm （18）

簧載質(zhì)量質(zhì)心高度：

[shg=Ghg-GuRcG-Gu]=107.6 cm （19）

式中，Gu=Gu1+Gu2=600 kg為整車非簧載質(zhì)量。

簧載質(zhì)量質(zhì)心到前軸距離as：

[as=P2P1+P2L=]201.6 cm （20）

式中，P1=7 575 N為前簧單邊負荷;P2=11 900 N為后簧單邊負荷。

側(cè)傾力臂h=shg-h1-as/L（h2-h1）=62.8 cm。

b.懸架角剛度。

前后板簧總角剛度Ca：

Ca=0.5×[CD12+（C1+C2）D22]=1.56×107 N·cm/rad （21）

式中，C=974 N/cm為前簧單邊線剛度;C1=1 452 N/cm為后主簧單邊線剛度;C2=1 556 N/cm為后副簧單邊線剛度;D1=70 cm為前簧左右跨距;D2=89.5 cm為后簧左右跨距。

c.側(cè)傾角。公式如下：

[α=V2gRhCaGs-h] （22）

式中，Gs=G-Gu=38 950 N。

當向心加速度取V2/R=0.4 g時，[α]=0.07rad=4o15"（經(jīng)驗值4o～7o）。

4.5 各項指標計算結(jié)果和結(jié)論

a.性能指標。

本車滿載時，前懸架之固有頻率為105次/分；后懸架固有頻率為132次/分，兩者之比值為0.79（推薦值0.75～1）。

b.其他指標。

本車懸架系統(tǒng)各設(shè)計指標與推薦值比較如表9所示。

由表9可看出，前后懸架設(shè)計參數(shù)均在推薦值范圍以內(nèi)，在保證產(chǎn)品質(zhì)量和正常使用的前提下，本車懸架系統(tǒng)將有較好的工作可靠性。

整車姿態(tài)角度變化如表10所示。

根據(jù)表10可知，優(yōu)化設(shè)計后空滿載整車角度變化和競品相當，理論上很好地解決了存在的問題。

5 結(jié)語

該系列車型平順性和制動性能輸入要求、設(shè)計值及試驗值如表11所示。

從試驗數(shù)據(jù)可得出如下結(jié)論：

a.制動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計結(jié)果達到目標要求。

b.平順性能參照市場銷售竟品成熟車型可知懸架系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計結(jié)果達到目標要求。

以上各項說明該車型選用各大總成、主要系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計均滿足設(shè)計要求，該系列車型設(shè)計成功。

參考文獻：

[1]張洪欣.汽車設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1990.

[2]余志生.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，1990.

[3]《汽車工程手冊》編譯委員會.汽車工程手冊（設(shè)計篇）[M].北京：人民交通出版社，2001.

作者簡介：

張兵，男，1986年生，工程師，研究方向為整車性能、整車總布置。

劉麗（通訊作者），女，1976年生，高級工程師，研究方向為整車性能、整車總布置及車架車廂設(shè)計。