商用車駕駛室懸置仿真與隔振性能優化?

王國林，李凱強，楊 建，梁 晨

商用車駕駛室懸置仿真與隔振性能優化?

王國林，李凱強，楊 建，梁 晨

(江蘇大學汽車與交通工程學院，鎮江 212013)

針對某款商用車駕駛室懸置的開發，采用ADAMS/View軟件建立其標桿車的全浮式空氣彈簧懸置模型。研制了動力學等效駕駛室并進行了臺架振動測試，驗證了模型的正確性。在此基礎上，建立了該商用車開發車型的懸置動力學模型，對其進行模態分析。以隔振性能為優化目標，采用廣義簡約梯度法對開發車型空氣彈簧的參數進行了優化。結果表明:優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；參數優化

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

前言

運輸業在國民經濟中起著重要作用，而商用車作為運輸業的主體，其平順性問題備受關注。商用車駕駛室懸置作為整車隔振的主要系統，直接影響駕駛員乘坐舒適性，對整車NVH性能影響較大，國內外學者對此展開了大量理論和試驗研究[1-5]。對于駕駛室懸置隔振問題，通常根據樣車多次路試結果進行改進設計，或是通過市場反饋信息進行整改修復[6-8]。這不僅延長了新車研發周期，還降低了新產品的市場競爭力。而在駕駛室懸置新產品設計初期，設計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計時間，但過分簡化的模型會影響設計精度。可見，駕駛室懸置系統在初期的設計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，提出在駕駛室懸置設計初期采用臺架試驗結合動力學仿真模型的方法，實現在不影響研發周期的前提下保證設計精度。為再現駕駛室振動，本文中采用動力學等效駕駛室代替真實駕駛室，利用四通道道路模擬試驗機進行駕駛室振動試驗。同時根據相應彈性元件試驗數據在ADAMS/View中建立該商用車標桿車駕駛室懸置動力學模型并對其進行試驗驗證。在此基礎上，建立該商用車開發車型的駕駛室懸置動力學模型，計算模態參數，并采用廣義簡約梯度法對模型中彈性元件的剛度、阻尼參數進行優化，其結果具有一定的工程應用價值。

1 駕駛室懸置試驗系統的搭建

本文中研究的商用車采用全浮式空氣彈簧懸置結構。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向力。為建模方便，在整車坐標系下建立駕駛室懸置模型。其中整車坐標系以車輛縱軸線為X軸；行駛方向反方向為正；垂直向上為Z軸；Y軸按右手定則確定。

1.1 駕駛室動力學等效模型的研制

根據機械系統動力學等效轉化原則，要求機械系統等效前后具有相同的總動能和瞬時功率，因此，駕駛室動力學等效的原則為等效前后具有相同的質量、質心坐標和轉動慣量。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，并采用沙袋進行配重，如圖1所示。

圖1 等效駕駛室示意圖

1.2 試驗臺架結構和試驗方法

駕駛室懸置試驗采用的四通道道路模擬試驗機主要由伺服直線作動器、液壓控制系統、動靜態試驗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，路譜經數/模轉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動。伺服缸的位移和力由位移傳感器和力傳感器經處理后傳送至計算機，完成閉環控制。通過向控制系統中輸入路譜分別控制4個作動器振動，實現道路試驗的試驗室再現。試驗時，將等效駕駛室與駕駛室懸置安裝于試驗機4個作動器上，如圖2所示。試驗按照相應標準進行操作與試驗數據記錄。

圖2 臺架試驗

1.2.1 怠速工況試驗

取標桿車在怠速工況下測得的駕駛室懸置與車架各連接點的Z向加速度譜(如圖3所示)作為臺架試驗的輸入。試驗時，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置為0.5MPa。在駕駛室懸置與駕駛室連接點處分別布置Z向加速度傳感器，試驗機運行穩定后分別測取3組Z向加速度信號a，經濾波后取均值作為試驗數據。

圖3 怠速工況臺架試驗輸入加速度譜

1.2.2 搓衣板路工況試驗

為分析商用車駕駛室懸置各彈性元件在系統中的作用，同時為驗證所建動力學仿真模型的有效性，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處的位移譜作為臺架試驗輸入，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。試驗機運行穩定后，分別測3次各布點的Z向加速度信號，濾波后取平均值，經兩次積分后轉換為位移信號，取位移譜最大幅值作為試驗輸出結果。

1.3 駕駛室懸置系統動力學模型

在ADAMS/View中，采用剛柔耦合的方式建立駕駛室懸置系統動力學模型，如圖5所示。動力學模型中前懸的橫向穩定桿和后懸的龍門架采用彈性體，其他結構采用剛體，系統自由度為102，懸置系統的空氣彈簧采用Spring-Damper模擬，各襯套用Bushing模擬。

圖4 加速度傳感器布點

圖5 駕駛室懸置動力學模型

1.3.1 空氣彈簧剛度試驗

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點，其剛度表達式[12]為

式中:pr為空氣彈簧內氣體壓力；pa為大氣壓力；m為多變指數；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壓成正比，且為位移的二次函數。對式(1)進行一次積分即得空氣彈簧所受載荷與位移的關系，其為三次方程，且空氣彈簧載荷與內壓成比例關系:

式中F0為常數。

采用美國MTS公司的電液伺服激振系統測試了標桿車膜式空氣彈簧在常溫環境下不同氣壓下的載荷位移曲線。采用三次多項式擬合空氣彈簧在不同內壓時載荷與位移的試驗數據，結果如表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和二次項系數遠小于一次項系數，即當空氣彈簧在小位移工況或正常行駛工況時，空氣彈簧的一次項線性剛度起主導作用[13]，因而本文中取空氣彈簧的一次項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

在常溫環境下采用WDTS-IV電測示功機測量前后懸空氣彈簧速度與載荷曲線，根據式(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

在常溫下采用DJW橡膠動靜態剛度疲勞試驗機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。襯套剛度測試結果如表2所示。

圖6 襯套位置

表2 各襯套剛度值

2 仿真與試驗結果對比分析

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

圖7 懸置駕駛室仿真與試驗值

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

表3 試驗與仿真值對比

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

3 開發車型駕駛室懸置振動分析

為分析開發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為激勵輸入點，駕駛室懸置與駕駛室連接點為響應輸出點進行振動分析。輸入激勵是幅值為200mm/s2，正弦掃頻加速度函數，掃頻起始頻率為0.1Hz，終止頻率為100Hz，步數為100。

3.1 駕駛室懸置系統模態

開發車型駕駛室懸置的正則模態如表4所示。相對于車體(車架)的1階彎曲共振頻率范圍(5～6Hz)和彈簧下質量共振頻率范圍(8～15Hz)[14]，駕駛室懸置的模態頻率遠離上述共振頻率，因此開發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

3.2 駕駛室座椅垂向加速度頻響函數

以主駕駛室座椅上表面中心點作為響應輸出點，得到其在懸置與車架各連接點激勵的垂向加速度頻響函數，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參數以提高整體減振效果。

圖8 主駕駛座椅頻響函數

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頻率范圍內能量較大，且在6Hz出現峰值頻率，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，因而需要優化駕駛室懸置各彈性元件相關參數以轉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 駕駛室懸置系統優化設計

駕駛室懸置系統中，彈性元件比結構件對系統的振動特性影響更顯著，因此本文中主要優化系統中的彈性元件參數。由于彈性元件中襯套的阻尼值很小，對系統振動的衰減作用可忽略不計，且其剛度值較大，對系統的模態影響較小。因而本文中主要優化空氣彈簧的剛度和阻尼參數。本文中以主駕駛座椅垂向加速度功率譜密度為優化目標，以駕駛室的側傾角和俯仰角為約束條件，以空氣彈簧一次項線性剛度和阻尼為設計變量，進而對駕駛室懸置結構進行優化設計。

4.1 設計變量

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，駕駛室懸置系統的3個設計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值作為中間值，各設計變量的取值范圍如表5所示。

表5 各設計變量取值范圍

各設計變量幾乎不存在相互耦合作用，可獨立考察各設計變量對優化目標的影響，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 各變量對設計目標的影響

4.2 約束條件

車輛在行駛過程中，與駕駛室懸置系統中彈性元件密切相關的駕駛室俯仰角和側傾角過大可能會引起駕駛安全隱患，故須對其進行約束。取等效駕駛室頂部邊緣4點C1，C2，C3和C4為測量點，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)。 當駕駛室受迫振動時，其頻域范圍內 Z 向位移分別為 C1(ω)，C2(ω)，C3(ω) 和C4(ω)，則在XZ平面內定義其俯仰角p如式(4)所示，在YZ平面內定義其側傾角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。

4.3 優化分析

采用ADAMS中廣義簡約梯度法[15]對駕駛室懸置空氣彈簧參數進行優化分析，優化前后設計變量值如表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 優化前后設計變量取值

圖12 設計目標優化前后對比

5 結論

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

(2)在駕駛室懸置設計初期采用臺架試驗結合動力學仿真分析的方法，可在研發初期有效地預判駕駛室懸置的隔振性能。

(3)采用廣義簡約梯度法對開發車駕駛室懸置空氣彈簧一次項線性剛度和阻尼值進行了優化，優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。

[1] SOLIMAN A，GAZALY N，KADRY F.Parameters affecting truck ride comfort[C].SAE Papers 2014-01-0147.

[2] SOLIMAN A.Improvement of truck ride comfort via cab suspension[C].SAE Paper 2008-01-1148.

[3] 龐輝，李紅艷，方宗德，等.駕駛室懸置系統對重型車輛平順性影響的試驗研究[J].汽車技術，2010(11):52-56.

[4] TEMMERMAN J， DEPREZ K， ANTHONIS J， et al.Conceptual cab suspension system for a self-propelled agricultural m-achine，part 1:development of a linear mathematical model[J].Biosystems Engineering， 2004， 89(4):409-416.

[5] LEE G， KIM J，KIM G.Improving ride quality on the cab suspension of a heavy duty truck[C].SAE Paper 962151

[6] 王楷焱，史文庫，楊昌海，等.基于ADAMS的商用車駕駛室懸置系統振動模態和傳遞特性[J].吉林大學學報(工學版)，2010，40(2):330-334.

[7] 陳亮，丁渭平，楊明亮，等.駕駛室懸置系統的振動傳遞率匹配研究[J].機械設計與制造，2013(11):76-81.

[8] YAN X，JIANGD，WANGZ X，et al.Vibration isolation performance research of commercial cab suspension system based on road load data[J].Lecture Notes in Electrical Engineering， 2014，328:425-432.

[9] HE L，ZHOU SH，ZHU H L.Modeling and simulation of full-float cab suspension system based on ADAMS[J].Applied Mechanics＆Materials， 2011， 141:364-369.

[10] RAJAN V，DESHMUKH C.Cab suspension optimization using matlab[C].SAE Paper 2013-26-0147.

[11] 葉福恒，許可，張延平，等.某商用車駕駛室全浮式懸置系統開發[J].汽車技術，2010(4):33-39.

[12] 尹萬建.汽車空氣彈簧懸架系統的非線性動力學行為研究[D].北京:北京交通大學，2008.

[13] 苑雷.商用車駕駛室空氣懸置匹配優化[D].長春:吉林大學，2008.

[14] 王新宇，王登峰，陳靜，等.商用車駕駛室懸置隔振系統設計開發[J].汽車技術，2009(1):11-14.

[15] 王楷焱.商用車駕駛室懸置系統動力學仿真、優化與試驗研究[D].長春:吉林大學，2008.

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

?國家自然科學基金(51405201)和江蘇省汽車工程重點實驗室開放基金(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。