基于ADAMS的某重型卡車(chē)駕駛室懸置振動(dòng)模態(tài)分析

單長(zhǎng)洲，王火文，陳超

（1.安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601；2.中國(guó)北方車(chē)輛研究所，北京 100072）

基于ADAMS的某重型卡車(chē)駕駛室懸置振動(dòng)模態(tài)分析

單長(zhǎng)洲1，王火文1，陳超2

（1.安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601；2.中國(guó)北方車(chē)輛研究所，北京 100072）

針對(duì)一款重卡的駕駛室懸置系統(tǒng)，測(cè)量相關(guān)參數(shù)并通過(guò)ADAMS建立駕駛室懸置系統(tǒng)的多體動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)駕駛室懸置系統(tǒng)的模態(tài)和解耦率進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)，為懸置系統(tǒng)的隔振率優(yōu)化提供理論基礎(chǔ)和改進(jìn)方向。

駕駛室懸置；ADAMS；模態(tài)分析；解耦率；能量法

1 簡(jiǎn)介

隨著重型卡車(chē)制造和設(shè)計(jì)技術(shù)的不斷發(fā)展以及駕駛員對(duì)乘坐舒適性要求的提高，作為影響整車(chē)平順性的重要一環(huán)，駕駛室懸置系統(tǒng)的減振性能受到越來(lái)越多主機(jī)廠以及用戶的關(guān)注。對(duì)重卡駕駛室懸置系統(tǒng)的研究往往更關(guān)注其系統(tǒng)的隔振率以及平順性，由于懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，隨著多體動(dòng)力學(xué)模型的發(fā)展，通過(guò)建立虛擬樣機(jī)模型來(lái)分析汽車(chē)的振動(dòng)特性已經(jīng)成為了一個(gè)有效的手段[1]。目前對(duì)某個(gè)方向振動(dòng)的振型及解耦方面的分析較少，本文將選取一款結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單的駕駛室懸置系統(tǒng)，通過(guò)建立ADAMS模型對(duì)其振動(dòng)情況進(jìn)行分析，為日后進(jìn)行更為復(fù)雜的懸置系統(tǒng)的振動(dòng)分析進(jìn)行探索。

2 駕駛室懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析

本文選用某重卡駕駛室懸置系統(tǒng)，其主要結(jié)構(gòu)及三維模型如下圖1所示：

該懸置系統(tǒng)較為簡(jiǎn)單，前懸由左右兩側(cè)的橡膠襯套構(gòu)成，后懸左右兩側(cè)分別由一對(duì)橡膠襯套與液壓鎖銷(xiāo)軸組成的小總成構(gòu)成。該懸置具有承載能力強(qiáng)的特點(diǎn)，但是由于選用橡膠作為彈性元件，其行程較小，減振性相較由螺旋彈簧或者空氣彈簧作為彈性元件的懸置系統(tǒng)要差。但由于該懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單，現(xiàn)選取作為駕駛室振型和解耦分析的對(duì)象。

由于駕駛室總成具有六個(gè)自由度，分別是沿著X、Y、Z軸的平動(dòng)和繞著 X、Y、Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，要對(duì)其六個(gè)自由的進(jìn)行振動(dòng)分析和解耦分析，必須根據(jù)駕駛的質(zhì)量參數(shù)以及減振原件的彈性參數(shù)建立動(dòng)力學(xué)模型。

3 駕駛室懸置的參數(shù)獲得

為了建立更加準(zhǔn)確的駕駛室動(dòng)力學(xué)模型，必須對(duì)駕駛室的各項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行測(cè)量，其中主要是駕駛的重量、慣性參數(shù)以及減振元件的彈性參數(shù)。

3.1 駕駛室重量、慣性參數(shù)

由于該款重駕駛室內(nèi)飾較為簡(jiǎn)單，對(duì)駕駛室慣性參數(shù)影響不大，因此采用三維設(shè)計(jì)軟件對(duì)于駕駛室的慣性參數(shù)進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如表1。

表1 某重卡駕駛室質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

駕駛室質(zhì)心同樣能夠在三維軟件中獲得，如圖2。

圖2 某重卡駕駛室模型

3.2 橡膠件彈性參數(shù)的測(cè)量

利用剛度測(cè)量?jī)x，對(duì)于前后懸橡膠襯套分別做了徑向和軸向的剛度測(cè)量，如圖3。測(cè)得橡膠襯套剛度曲線分別如圖4、5、6。

圖3 剛度測(cè)試臺(tái)架

圖4 前懸橡膠Z向剛度曲線

圖5 前懸橡膠Y向剛度

圖6 后懸橡膠Z向剛度

通過(guò)對(duì)橡膠剛度曲線的擬合，得出橡膠各方向剛度值如表2。

表2 駕駛室懸置橡膠襯套剛度值

4 振動(dòng)模態(tài)和解耦率的分析

4.1 懸置結(jié)構(gòu)的ADAMS建模

根據(jù)駕駛室懸置系統(tǒng)的特點(diǎn)，按照多體動(dòng)力學(xué)原理，視駕駛室主要部件為剛體。實(shí)車(chē)中存在大量的連接襯套，對(duì)主要橡膠襯套剛度進(jìn)行線性處理，建模需要考慮橡膠襯套的主要受力方向和轉(zhuǎn)動(dòng)影響。將駕駛室、懸置主要元件等視為剛體，將駕駛室的質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等輸入模型中，根據(jù)力學(xué)參數(shù)在模型中添加彈簧和阻尼元件，最后根據(jù)駕駛室懸置系統(tǒng)各元件之間的連接方式建立模型的連接副。根據(jù)計(jì)算獲得的駕駛室質(zhì)量參數(shù)以及由實(shí)驗(yàn)獲得的橡膠元件的剛度，在多體動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS中建立駕駛室的振動(dòng)模型。由于本文僅考慮駕駛室的振動(dòng)，故可將車(chē)架與大地固聯(lián)以簡(jiǎn)化模型，并且減少整個(gè)模型的自由度。

（1）根據(jù)原車(chē)三維模型測(cè)量駕駛室懸置各連接點(diǎn)坐標(biāo)，在Adams中建立相應(yīng)的的硬點(diǎn)。

（2）建立駕駛室part，并將part質(zhì)心坐標(biāo)定義為之前計(jì)算所獲得的駕駛室質(zhì)心坐標(biāo)，對(duì)駕駛室part賦予相應(yīng)的慣性參數(shù)。

（3）由于橡膠襯套具有多個(gè)方向上的剛度且在本模型中每個(gè)方向上的剛度均不可忽略，故在多體動(dòng)力學(xué)模型中將采用具有多個(gè)方向剛度Bushing模擬橡膠連接。在各個(gè)橡膠連接點(diǎn)處正確定義駕駛室與車(chē)架連接的Bushing并根據(jù)實(shí)驗(yàn)測(cè)得前后橡膠襯套各個(gè)方向上剛度對(duì)齊進(jìn)行定義。

通過(guò)上述三個(gè)步驟，與實(shí)車(chē)狀態(tài)一致的駕駛室六自由度動(dòng)力學(xué)模型已經(jīng)建立完成，可對(duì)其進(jìn)行振動(dòng)分析，圖7。

圖7 某重卡駕駛室懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型

4.2 振動(dòng)模態(tài)分析，解耦率計(jì)算

由于駕駛室懸置系統(tǒng)是一個(gè)六自由度振動(dòng)系統(tǒng)，且六個(gè)方向上的運(yùn)動(dòng)并非彼此孤立而是存在一定的耦合，即某個(gè)方向上的運(yùn)動(dòng)必然引起其他方向的運(yùn)動(dòng)。耦合的存在將導(dǎo)致駕駛室的振幅加大，振動(dòng)頻率的范圍過(guò)寬，使得駕駛室的平順性惡化。故在實(shí)際懸置設(shè)計(jì)中需要盡量對(duì)振動(dòng)的各個(gè)方向進(jìn)行解耦，并且使系統(tǒng)的各階模態(tài)盡量分散以避免引起共振。在眾多的解耦方法中能量法應(yīng)用的最為普遍，所謂能量法就是從能量角度實(shí)現(xiàn)各自由度的解耦，從而使系統(tǒng)具有較高的解耦率[2]x

利用拉格朗日方程和虛功原理到系統(tǒng)在廣義坐標(biāo)系下的六自由度振動(dòng)微分方程：

式中M為懸置系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣，C為阻尼矩陣，K為剛度矩陣，q為六個(gè)廣義坐標(biāo)列向量，F(xiàn)(t)為系統(tǒng)所受的激勵(lì)力向量。由于本文中不考慮阻尼和外力作用，因此懸置系統(tǒng)的無(wú)阻尼自由振動(dòng)方程為：

由上式可以計(jì)算得到懸置系統(tǒng)的6階固有頻率ωj和固有振型φj，其中j=1,2,3,4,5,6。根據(jù)上述的質(zhì)量矩陣M和振型φj可以得到系統(tǒng)各階主振動(dòng)時(shí)的能量分布，把它的矩陣形式稱(chēng)為能量分布矩陣。當(dāng)懸置系統(tǒng)以第j階模態(tài)振動(dòng)時(shí)，其能量分布矩陣可以表示為：

式中k,l,j=1,2,3,4,5,6;M(k,l)為駕駛室質(zhì)量矩陣的第k行、第l列元素；ωj為懸置系統(tǒng)的第j階固有頻率；φ(k,l)、φ(l,j)分別為系統(tǒng)第j階振型的第k個(gè)和第l個(gè)元素。則懸置系統(tǒng)的第j階振型的第k個(gè)坐標(biāo)的能量與總能量的百分比值為[3]：

當(dāng)EP,jk=100%時(shí)，系統(tǒng)第j階模態(tài)振動(dòng)時(shí)能量全部集中在第k個(gè)廣義坐標(biāo)上，此時(shí)該階模態(tài)完全解耦。

模態(tài)分析是室懸置系統(tǒng)振動(dòng)分析中的一個(gè)重要手段[4]。進(jìn)行模態(tài)分析，可以了解懸置系統(tǒng)模態(tài)分布。通過(guò)改進(jìn)模態(tài)分布可以避免駕駛室于汽車(chē)其他總成產(chǎn)生共振，有效減少駕駛室內(nèi)的振動(dòng)[5]。懸置系統(tǒng)獲得良好隔振性能的主要方法是最大限度得解除其多自由度振動(dòng)耦合[6]。上述建立的六自由度駕駛室懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，利用ADAMS軟件中的的振動(dòng)模塊，對(duì)駕駛室進(jìn)行模態(tài)分析，可以得到駕駛室的模態(tài)及相應(yīng)振型，并可以計(jì)算出模態(tài)的固有頻率以及各模態(tài)的特征值。通過(guò)分析獲得了駕駛室懸置系統(tǒng)的前六階模態(tài)，并且根據(jù)能量法分別計(jì)算出了每階振型下各個(gè)振動(dòng)方向上的解耦率，圖下表3。

表3 各階振型及解耦率

由仿真結(jié)果得知，該車(chē)型駕駛室懸置各階模態(tài)頻率分布較為分散（各階模態(tài)頻率差均>1Hz），且各個(gè)方向上解耦率均較高（除一階模態(tài)外，其余模態(tài)解耦率均>80%）。該車(chē)型發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速600r/min，其怠速激振頻率約為25HZ，為了獲得良好的怠速減振效果，一般要求駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激振頻率，各階頻率間隔大于1HZ。分析可知該車(chē)型駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率范圍在5.1HZ~12.4HZ，最高階頻率低于 25HZ，同時(shí)各階頻率間隔大于 1HZ，則該系統(tǒng)可獲得較好的怠速減振效果。

5 結(jié)論

1）通過(guò)對(duì)駕駛室質(zhì)量參數(shù)及減振元件彈性參數(shù)的測(cè)量，在ADAMS軟件中建立多體動(dòng)力學(xué)模型，能夠?qū)τ隈{駛室懸置系統(tǒng)進(jìn)行振型及解耦率的分析，對(duì)于后續(xù)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化能起到一定的指導(dǎo)作用；

2）本文中對(duì)于彈性元件參數(shù)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，只考慮了橡膠的剛度特性，并且將其簡(jiǎn)化為線性剛度；

3）該駕駛室懸置系統(tǒng)各個(gè)方向上的解耦率較高，最高階頻率低于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速激振頻率，同時(shí)各階頻率間隔大于1HZ，該系統(tǒng)可獲得較好的怠速減振效果；

4）對(duì)于較為復(fù)雜的全浮式駕駛室懸置系統(tǒng)，也可以采用本文的方法進(jìn)行振動(dòng)和解耦率的分析，從而對(duì)懸置系統(tǒng)減振性能的進(jìn)一步提升提供理論依據(jù)。

[1] 包繼華,張建武,于巖.汽車(chē)整車(chē)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模和仿真[J],計(jì)算機(jī)仿真,2004,21[I]:53-56.

[2] 胡倩,陳劍,沈忠亮等.計(jì)及隔振率的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)文件優(yōu)化設(shè)計(jì)[J],噪聲與振動(dòng)控制,2015.35（4）78-84.

[3] 徐石安.汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)彈性支撐隔振的解耦方法[J],汽車(chē)工程,1995.17（4）198-204.

[4] 劉芳文.某重型卡車(chē)駕駛室懸置匹配分析[D],長(zhǎng)春:吉林大學(xué)汽車(chē)工程學(xué)院,2004.

[5] 王楷炎,史文庫(kù),楊昌海,姚為民.基于 ADAMS的商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)模態(tài)和傳遞特性.2010.3.

[6] 呂振華,范讓林.動(dòng)力總成—懸置系統(tǒng)振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)方法.[J]機(jī)械工程學(xué)報(bào),2005.

Cab mounts Vibration modes Analysis of a heavy truck Based on ADAMS

Shan Changzhou1, Wang Huowei1, Chen Chao2
（1.Jianghuai Automobile Group co., LTD. Technology center, Anhui Hefei 230601; 2.North China Vehicle research institute, Beijing 100072）

Cab mounts system for a heavy truck, measuring related parameters and the cab mounts system was established through ADAMS multi-body dynamics model, the modal of cab mounts system and decoupling rate analysis and evaluation of vibration isolation rate for the suspension system optimization to provide theoretical foundation and the improvement direction.

Cab mounts; ADAMS; Modal analysis; Decoupling rate; Energy method

CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)12-233-04

U467 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1671-7988 (2017)12-233-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.12.077

單長(zhǎng)洲，就職于安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心。