基于MATLAB工程機械座椅減振分析

陳俊杰，肖宇，宋建桐，張昀昀

（1.北京電子科技職業學院汽車工程學院，北京 100176；2.中機科（北京）車輛檢測工程研究院有限公司，北京 102100）

引言

工程機械的工作環境經常暴露在振動環境中，這種振動環境是由于行駛在路面時產生的低頻路面激勵、工程機械發動機、變速箱、傳動軸等旋轉振動的激勵引起的。司乘人員長期暴露在這種低頻振動環境中，不僅降低工作效率、嚴重時候會引起生理和心理疾病。對司機而言、座椅構成了懸架的最后一級減振系統、座椅設計參數的選擇會影響傳遞到司機上的振動量。運用單自由度振動理論和試驗方法進行座椅振動參數優化設計是工程技術人員常用的方法[1]。

本文首先根據車輛系統動力學理論，建立了單自由度工程機械座椅的動力學微分方程。分析了座椅的動態響應性能。并且通過試驗的方法得到了座椅上的動態響應數據。最后利用FFT（快速傅立葉變換）計算出座椅的固有頻率、為座椅優化設計提供了設計思路。

1 工程機械座椅動力學模型及分析

對于工程機械座椅，國內一般采用的是被動懸架結構，由彈簧和阻尼元件構成，結構簡單，成本低廉。機體振動頻率高，一般在4～6Hz，且共振譜峰值比較大，因此舒適性也比較差[2]。座椅加權加速度均方根值一般為2～4沒m/s^2，這個值比國外同等類型座椅高了3倍左右。其座椅結構如圖1所示。

圖1 彈性座椅結構圖

座椅系統其實質也是一套彈簧阻尼系統，彈簧剛度和阻尼系數的選擇也很大程度上影響傳遞到乘員身上的振動強度。現在一些豪華大客車上采用高檔座椅來增加乘坐舒適性座椅的固有頻率、剛度和阻尼是座椅最重要的三個動態參數。進行座椅動態參數優化設計的時候，通常是對這三個參數合理匹配，降低車身傳遞到人身體上的振動，從而提高乘坐舒適性[3]。“人體—座椅”系統可以用一個單質量系統來描述，見圖2。

圖2 “人—座椅”振動系統

現在，假設人體質量為m，座椅剛度為k，座椅阻尼為c，基礎激勵為q。建立“人—座椅”系統單自由度振動方程為：

令q和y都是復振幅，對式（1）進行傅里葉變換得：

整理（2）得：

令ζ為0.25, 0.5, 0.1時，計算振動響應y相對于基礎振動的雙對數譜，計算結果見圖3。

圖3 阻尼參數對幅頻響應的影響

由圖3可以看出，在低頻段，阻尼對人—座椅系統的幅頻響應影響不大。在共振段，增大阻尼可以明顯減小共振峰值。頻率比為1.414時，幅頻響應恒等于1，此時，阻尼對幅頻響應沒有影響。在高頻段，可以看出增大阻尼比對減振有利。為了避免共振時振動過大，應該適當增大阻尼比，可以起到明顯減振作用。剛度影響的是系統的固有頻率，選擇座椅剛度時，應該使得系統固有頻率在3Hz左右變化，這個范圍可以避開人的敏感區[4]。

2 工程機械座椅動態試驗分析

國標GB/T 8419-2007 《土方機械 司機座椅振動的試驗室評價》中規定，對某生產企業座椅進行線性掃頻試驗和共振傳遞率試驗。

2.1 線性掃頻試驗

座椅用 75Kg的固定重物加載，重物可以用坐墊做成，坐墊里包裝有鉛彈，縫成棉絮狀。固定重物需在座椅上固定，防止移動；座椅用 75Kg的固定重物加載，重物可以用坐墊做成，坐墊里包裝有鉛彈，縫成棉絮狀。固定重物需在座椅上固定，防止移動；估計懸掛的固有頻率，按照它的 0.5倍～2倍的預期共振頻率進行掃頻，找出系統的固有頻率。掃頻采用從較低頻率到較高頻率再回到較低頻率，頻率的最大間隔頻率為0.05Hz，掃頻時間不少于80秒。掃頻幅值為整個懸掛裝置的40%或者50mm，取較小者。根據掃頻曲線，判斷系統的共振頻率。圖4為試驗樣品照。圖5為試驗工況照。

圖4 座椅樣品照

圖5 試驗工況照

采用法國dBFA數據采集分析系統，采集了座椅椅面上方加速度垂直方向時域信號。并利用Matlab對座椅椅面的時域信號進行FFT變換，得到頻域數據。并通過Max函數得到座椅的固有固有頻率為 3.8Hz。因此，我們在進行車輛整體設計的時候，要避開座椅的共振區，使得座椅可以有效隔振。

圖6 座椅椅面上方加速度垂直方向時域信號

圖7 座椅椅面加速度FFT變換圖

3 結論

分析了工程機械座椅的典型結構，依據車輛系統動力學理論，建立了主動懸架動力學微分方程，并利用Simulink搭建了系統仿真程序，分析了阻尼對座椅結構的頻率響應，提出選擇座椅剛度時，應該使得系統固有頻率在3Hz左右變化，這個范圍可以避開人的敏感區。采用掃頻的方法，得到了某型號座椅的共振頻率，為我們座椅參數設計提供參考。