王國林，李凱強(qiáng)，楊 建，梁 晨

商用車駕駛室懸置仿真與隔振性能優(yōu)化?

王國林，李凱強(qiáng)，楊 建，梁 晨

(江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013)

針對某款商用車駕駛室懸置的開發(fā)，采用ADAMS/View軟件建立其標(biāo)桿車的全浮式空氣彈簧懸置模型。研制了動力學(xué)等效駕駛室并進(jìn)行了臺架振動測試，驗(yàn)證了模型的正確性。在此基礎(chǔ)上，建立了該商用車開發(fā)車型的懸置動力學(xué)模型，對其進(jìn)行模態(tài)分析。以隔振性能為優(yōu)化目標(biāo)，采用廣義簡約梯度法對開發(fā)車型空氣彈簧的參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。結(jié)果表明:優(yōu)化后的主駕駛座椅垂向加速度功率譜密度下降了27.6%，改善了駕駛室的隔振性能。

駕駛室懸置；隔振性能；ADAMS；參數(shù)優(yōu)化

Keywords:cab mount； vibration isolation performance； ADAMS； parameter optimization

前言

運(yùn)輸業(yè)在國民經(jīng)濟(jì)中起著重要作用，而商用車作為運(yùn)輸業(yè)的主體，其平順性問題備受關(guān)注。商用車駕駛室懸置作為整車隔振的主要系統(tǒng)，直接影響駕駛員乘坐舒適性，對整車NVH性能影響較大，國內(nèi)外學(xué)者對此展開了大量理論和試驗(yàn)研究[1-5]。對于駕駛室懸置隔振問題，通常根據(jù)樣車多次路試結(jié)果進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，或是通過市場反饋信息進(jìn)行整改修復(fù)[6-8]。這不僅延長了新車研發(fā)周期，還降低了新產(chǎn)品的市場競爭力。而在駕駛室懸置新產(chǎn)品設(shè)計(jì)初期，設(shè)計(jì)人員一般采用簡單的解析公式或簡化仿真模型研究其隔振問題[9-11]。雖然可以縮短前期設(shè)計(jì)時間，但過分簡化的模型會影響設(shè)計(jì)精度?？梢?，駕駛室懸置系統(tǒng)在初期的設(shè)計(jì)方法中仍存在諸多問題。

本文中基于某款商用車駕駛室懸置研發(fā)，提出在駕駛室懸置設(shè)計(jì)初期采用臺架試驗(yàn)結(jié)合動力學(xué)仿真模型的方法，實(shí)現(xiàn)在不影響研發(fā)周期的前提下保證設(shè)計(jì)精度。為再現(xiàn)駕駛室振動，本文中采用動力學(xué)等效駕駛室代替真實(shí)駕駛室，利用四通道道路模擬試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行駕駛室振動試驗(yàn)。同時根據(jù)相應(yīng)彈性元件試驗(yàn)數(shù)據(jù)在ADAMS/View中建立該商用車標(biāo)桿車駕駛室懸置動力學(xué)模型并對其進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。在此基礎(chǔ)上，建立該商用車開發(fā)車型的駕駛室懸置動力學(xué)模型，計(jì)算模態(tài)參數(shù)，并采用廣義簡約梯度法對模型中彈性元件的剛度、阻尼參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，其結(jié)果具有一定的工程應(yīng)用價(jià)值。

1 駕駛室懸置試驗(yàn)系統(tǒng)的搭建

本文中研究的商用車采用全浮式空氣彈簧懸置結(jié)構(gòu)。前懸空氣彈簧直立布置，主要承受垂向力；后懸空氣彈簧斜置布置，同時承受垂向力和側(cè)向力。為建模方便，在整車坐標(biāo)系下建立駕駛室懸置模型。其中整車坐標(biāo)系以車輛縱軸線為X軸；行駛方向反方向?yàn)檎?；垂直向上為Z軸；Y軸按右手定則確定。

1.1 駕駛室動力學(xué)等效模型的研制

根據(jù)機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)等效轉(zhuǎn)化原則，要求機(jī)械系統(tǒng)等效前后具有相同的總動能和瞬時功率，因此，駕駛室動力學(xué)等效的原則為等效前后具有相同的質(zhì)量、質(zhì)心坐標(biāo)和轉(zhuǎn)動慣量。為此，所研制的等效駕駛室采用方形冷彎空心型鋼、鋼板焊接組成主體框架，并采用沙袋進(jìn)行配重，如圖1所示。

圖1 等效駕駛室示意圖

1.2 試驗(yàn)臺架結(jié)構(gòu)和試驗(yàn)方法

駕駛室懸置試驗(yàn)采用的四通道道路模擬試驗(yàn)機(jī)主要由伺服直線作動器、液壓控制系統(tǒng)、動靜態(tài)試驗(yàn)軟件包及加載支架和附件等組成，如圖2所示。采用液壓伺服控制系統(tǒng)，路譜經(jīng)數(shù)/模轉(zhuǎn)換后傳至伺服放大器、伺服閥和伺服缸，借助液壓推動作動器運(yùn)動。伺服缸的位移和力由位移傳感器和力傳感器經(jīng)處理后傳送至計(jì)算機(jī)，完成閉環(huán)控制。通過向控制系統(tǒng)中輸入路譜分別控制4個作動器振動，實(shí)現(xiàn)道路試驗(yàn)的試驗(yàn)室再現(xiàn)。試驗(yàn)時，將等效駕駛室與駕駛室懸置安裝于試驗(yàn)機(jī)4個作動器上，如圖2所示。試驗(yàn)按照相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行操作與試驗(yàn)數(shù)據(jù)記錄。

圖2 臺架試驗(yàn)

1.2.1 怠速工況試驗(yàn)

取標(biāo)桿車在怠速工況下測得的駕駛室懸置與車架各連接點(diǎn)的Z向加速度譜(如圖3所示)作為臺架試驗(yàn)的輸入。試驗(yàn)時，各空氣彈簧與外接氣泵相連接，且空氣彈簧初始壓力按工作氣壓設(shè)置為0.5MPa。在駕駛室懸置與駕駛室連接點(diǎn)處分別布置Z向加速度傳感器，試驗(yàn)機(jī)運(yùn)行穩(wěn)定后分別測取3組Z向加速度信號a，經(jīng)濾波后取均值作為試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

圖3 怠速工況臺架試驗(yàn)輸入加速度譜

1.2.2 搓衣板路工況試驗(yàn)

為分析商用車駕駛室懸置各彈性元件在系統(tǒng)中的作用，同時為驗(yàn)證所建動力學(xué)仿真模型的有效性，采用振動幅值較大的搓衣板路工況下測得的駕駛室懸置與車架各連接點(diǎn)處的位移譜作為臺架試驗(yàn)輸入，在各彈性元件的輸入端和輸出端分別布置Z向加速度傳感器，如圖4所示。試驗(yàn)機(jī)運(yùn)行穩(wěn)定后，分別測3次各布點(diǎn)的Z向加速度信號，濾波后取平均值，經(jīng)兩次積分后轉(zhuǎn)換為位移信號，取位移譜最大幅值作為試驗(yàn)輸出結(jié)果。

1.3 駕駛室懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型

在ADAMS/View中，采用剛?cè)狁詈系姆绞浇Ⅰ{駛室懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型，如圖5所示。動力學(xué)模型中前懸的橫向穩(wěn)定桿和后懸的龍門架采用彈性體，其他結(jié)構(gòu)采用剛體，系統(tǒng)自由度為102，懸置系統(tǒng)的空氣彈簧采用Spring-Damper模擬，各襯套用Bushing模擬。

圖4 加速度傳感器布點(diǎn)

圖5 駕駛室懸置動力學(xué)模型

1.3.1 空氣彈簧剛度試驗(yàn)

前后駕駛室懸置均采用膜式空氣彈簧，其具有變剛度、固有頻率小和工作噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，其剛度表達(dá)式[12]為

式中:pr為空氣彈簧內(nèi)氣體壓力；pa為大氣壓力；m為多變指數(shù)；S0為氣囊在平衡位置時的有效面積；D為氣囊有效面積變化率；V為空氣彈簧體積；x為空氣彈簧的位移。

由式(1)可知，空氣彈簧剛度與其內(nèi)壓成正比，且為位移的二次函數(shù)。對式(1)進(jìn)行一次積分即得空氣彈簧所受載荷與位移的關(guān)系，其為三次方程，且空氣彈簧載荷與內(nèi)壓成比例關(guān)系:

式中F0為常數(shù)。

采用美國MTS公司的電液伺服激振系統(tǒng)測試了標(biāo)桿車膜式空氣彈簧在常溫環(huán)境下不同氣壓下的載荷位移曲線。采用三次多項(xiàng)式擬合空氣彈簧在不同內(nèi)壓時載荷與位移的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，結(jié)果如表1所示，位移單位為mm，載荷單位為N。

表1 空氣彈簧載荷位移曲線

由表1可知，空氣彈簧載荷位移擬合方程的三次項(xiàng)和二次項(xiàng)系數(shù)遠(yuǎn)小于一次項(xiàng)系數(shù)，即當(dāng)空氣彈簧在小位移工況或正常行駛工況時，空氣彈簧的一次項(xiàng)線性剛度起主導(dǎo)作用[13]，因而本文中取空氣彈簧的一次項(xiàng)線性剛度作為剛度仿真輸入值。因空氣彈簧正常工作氣壓為0.5MPa，因而取其剛度為12.5N/mm。

1.3.2 空氣彈簧阻尼試驗(yàn)

在常溫環(huán)境下采用WDTS-IV電測示功機(jī)測量前后懸空氣彈簧速度與載荷曲線，根據(jù)式(3)線性黏性阻尼模型公式擬合其阻尼值。

式中:F為阻尼力；c為黏性阻尼；v為測試速度。取前后懸置空氣彈簧復(fù)原阻尼擬合值分別為8 051和4 959N·s/m。

1.3.3 襯套剛度試驗(yàn)

在常溫下采用DJW橡膠動靜態(tài)剛度疲勞試驗(yàn)機(jī)測試駕駛室懸置各襯套(如圖6所示)剛度。由于襯套阻尼值很小，可忽略不計(jì)。襯套剛度測試結(jié)果如表2所示。

圖6 襯套位置

表2 各襯套剛度值

2 仿真與試驗(yàn)結(jié)果對比分析

在動力學(xué)仿真模型中輸入與相應(yīng)試驗(yàn)工況相同的路譜，并進(jìn)行仿真分析。怠速工況時，駕駛室懸置和駕駛室各連接點(diǎn)處的試驗(yàn)與仿真加速度值對比如圖7所示。由圖可見，在怠速工況下，試驗(yàn)和仿真結(jié)果有很好的一致性。

圖7 懸置駕駛室仿真與試驗(yàn)值

搓衣板路工況時，各彈性元件測點(diǎn)位移的試驗(yàn)與仿真結(jié)果對比情況如表3所示。由表可知，仿真結(jié)果的最大誤差不超過13%，最小誤差在4%以內(nèi)，滿足工程需求。

表3 試驗(yàn)與仿真值對比

綜上所述，通過怠速工況和搓衣板路況驗(yàn)證了所建立的駕駛室懸置動力學(xué)模型滿足工程分析需要。

3 開發(fā)車型駕駛室懸置振動分析

為分析開發(fā)車型駕駛室的懸置振動，在ADAMS/Vibration軟件平臺中，分別取駕駛室懸置與車架連接點(diǎn)為激勵輸入點(diǎn)，駕駛室懸置與駕駛室連接點(diǎn)為響應(yīng)輸出點(diǎn)進(jìn)行振動分析。輸入激勵是幅值為200mm/s2，正弦掃頻加速度函數(shù)，掃頻起始頻率為0.1Hz，終止頻率為100Hz，步數(shù)為100。

3.1 駕駛室懸置系統(tǒng)模態(tài)

開發(fā)車型駕駛室懸置的正則模態(tài)如表4所示。相對于車體(車架)的1階彎曲共振頻率范圍(5～6Hz)和彈簧下質(zhì)量共振頻率范圍(8～15Hz)[14]，駕駛室懸置的模態(tài)頻率遠(yuǎn)離上述共振頻率，因此開發(fā)的駕駛室懸置可獲得較大的吸收振動效果。

表4 駕駛室懸置模態(tài)

3.2 駕駛室座椅垂向加速度頻響函數(shù)

以主駕駛室座椅上表面中心點(diǎn)作為響應(yīng)輸出點(diǎn)，得到其在懸置與車架各連接點(diǎn)激勵的垂向加速度頻響函數(shù)，如圖8所示。由圖可見，靠近主駕駛室座椅的左前懸置對主駕駛室座椅減振效果最好，其次是右前懸置，而后懸置對其減振效果較差。因而需匹配前后懸置各彈性元件相關(guān)參數(shù)以提高整體減振效果。

圖8 主駕駛座椅頻響函數(shù)

3.3 駕駛室座椅垂向加速度功率譜密度

為獲取駕駛室主座椅中心點(diǎn)處振動能量分布，提取其垂向加速度功率譜密度，如圖9所示。在0.1～10Hz頻率范圍內(nèi)能量較大，且在6Hz出現(xiàn)峰值頻率，10Hz以后能量迅速衰減。而人體對振動最敏感的范圍段為4～8Hz，因而需要優(yōu)化駕駛室懸置各彈性元件相關(guān)參數(shù)以轉(zhuǎn)移垂向加速度功率譜密度的峰值頻率或降低峰值頻率處的幅值。

圖9 駕駛室座椅垂向加速度功率譜密度

4 駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

駕駛室懸置系統(tǒng)中，彈性元件比結(jié)構(gòu)件對系統(tǒng)的振動特性影響更顯著，因此本文中主要優(yōu)化系統(tǒng)中的彈性元件參數(shù)。由于彈性元件中襯套的阻尼值很小，對系統(tǒng)振動的衰減作用可忽略不計(jì)，且其剛度值較大，對系統(tǒng)的模態(tài)影響較小。因而本文中主要優(yōu)化空氣彈簧的剛度和阻尼參數(shù)。本文中以主駕駛座椅垂向加速度功率譜密度為優(yōu)化目標(biāo)，以駕駛室的側(cè)傾角和俯仰角為約束條件，以空氣彈簧一次項(xiàng)線性剛度和阻尼為設(shè)計(jì)變量，進(jìn)而對駕駛室懸置結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

4.1 設(shè)計(jì)變量

駕駛室懸置4個空氣彈簧均與同一氣室相連，在正常行駛工況下其充放氣狀態(tài)相同，剛度值相同。但前后懸置空氣彈簧的布置方式不同，且駕駛室質(zhì)心偏向前懸置，因而前懸置空氣彈簧起主要減振作用，阻尼值較大，而后懸置空氣彈簧阻尼較小。由此，駕駛室懸置系統(tǒng)的3個設(shè)計(jì)變量分別為各空氣彈簧剛度值DV_1(N/mm)、前懸置空氣彈簧阻尼值DV_2(N·s/m)、后懸置空氣彈簧阻尼值DV_3(N·s/m)。以空氣彈簧剛度和阻尼的試驗(yàn)值作為中間值，各設(shè)計(jì)變量的取值范圍如表5所示。

表5 各設(shè)計(jì)變量取值范圍

各設(shè)計(jì)變量幾乎不存在相互耦合作用，可獨(dú)立考察各設(shè)計(jì)變量對優(yōu)化目標(biāo)的影響，如圖10所示。由圖可見，空氣彈簧剛度值的變化對駕駛室座椅垂向加速度功率譜密度影響不大，靈敏度較低，而前后懸置阻尼值對其影響較大。其中，前懸置阻尼在0.1～10Hz頻率段對其影響不明顯，10～100Hz頻率對其影響較明顯。而后懸置阻尼在整個頻率段對其均有較大影響，且靈敏度較高。

圖10 各變量對設(shè)計(jì)目標(biāo)的影響

4.2 約束條件

車輛在行駛過程中，與駕駛室懸置系統(tǒng)中彈性元件密切相關(guān)的駕駛室俯仰角和側(cè)傾角過大可能會引起駕駛安全隱患，故須對其進(jìn)行約束。取等效駕駛室頂部邊緣4點(diǎn)C1，C2，C3和C4為測量點(diǎn)，如圖11所示，其初始頻率時 Z向位移為 C1(ω0)，C2(ω0)，C3(ω0)和C4(ω0)。 當(dāng)駕駛室受迫振動時，其頻域范圍內(nèi) Z 向位移分別為 C1(ω)，C2(ω)，C3(ω) 和C4(ω)，則在XZ平面內(nèi)定義其俯仰角p如式(4)所示，在YZ平面內(nèi)定義其側(cè)傾角h如式(5)所示。

圖11 等效駕駛室俯視圖

其中:

式中 d，e，f，h 為頻域函數(shù)。

4.3 優(yōu)化分析

采用ADAMS中廣義簡約梯度法[15]對駕駛室懸置空氣彈簧參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化分析，優(yōu)化前后設(shè)計(jì)變量值如表6所示，其中剛度值增加50.2%，前懸空氣彈簧阻尼值增加2.0%，后懸空氣彈簧阻尼值減小21.8%。優(yōu)化后駕駛室座椅垂向加速度功率譜密度峰值頻率(如圖12所示)有前移趨勢，能有效避開人體敏感頻率段。且其峰值下降26.7%，能有效衰減振動能量。

表6 優(yōu)化前后設(shè)計(jì)變量取值

圖12 設(shè)計(jì)目標(biāo)優(yōu)化前后對比

5 結(jié)論

(1)采用ADAMS軟件建立了駕駛室懸置動力學(xué)模型，并通過怠速工況與搓衣板路工況進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。結(jié)果表明，二者間具有較好的一致性，可滿足工程分析需要。

(2)在駕駛室懸置設(shè)計(jì)初期采用臺架試驗(yàn)結(jié)合動力學(xué)仿真分析的方法，可在研發(fā)初期有效地預(yù)判駕駛室懸置的隔振性能。

(3)采用廣義簡約梯度法對開發(fā)車駕駛室懸置空氣彈簧一次項(xiàng)線性剛度和阻尼值進(jìn)行了優(yōu)化，優(yōu)化后的主駕駛座椅垂向加速度功率譜密度峰值下降了26.7%，隔振效果明顯。

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Simulation and Vibration Isolation Optimization on the Cab Mount of a Commercial Vehicle

Wang Guolin，Li Kaiqiang，Yang Jian＆ Liang Chen
School of Automotive and Traffic Engineering， Jiangsu University， Zhenjiang 212013

In view of the cab development requirements of a commercial vehicle，a model for the full floating air spring cab mount of its benchmark vehicle is built with ADAMS/View software.A dynamically equivalent cab is produced and tested on vibration rig， verifying the correctness of simulation model.On this basis， a dynamics model for the cab mount of the commercial vehicle on development is set up，on which a modal analysis is conducted.Then a parameter optimization is performed on the air spring mount of the vehicle on development by using generalized reduced gradient method with vibration isolation performance as objective.The results show that after optimization the vertical acceleration PSD of main driving seat reduces by 27.6%，improving the vibration isolation performance of cab.

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.09.016

?國家自然科學(xué)基金(51405201)和江蘇省汽車工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放基金(QC201303)資助。

原稿收到日期為2016年9月18日。

王國林，教授，E-mail:glwang＠ujs.edu.cn。