基于試驗(yàn)驗(yàn)證的商用車駕駛室懸置參數(shù)優(yōu)化研究

李 彬，曹 陽，運(yùn)偉國(guó)

(1.長(zhǎng)安大學(xué) 汽車學(xué)院，西安 710064； 2.吉林大學(xué) 交通學(xué)院，長(zhǎng)春 130012； 3.浙江吉利新能源商用車集團(tuán)有限公司,杭州 310052)

1 整車剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)理論基礎(chǔ)

根據(jù)ISO 2631—2003標(biāo)準(zhǔn)，車輛平順性研究的主要頻率范圍為0.5～80 Hz,其中人體對(duì)0.5～12.5 Hz內(nèi)的振動(dòng)較為敏感。以往工程師在進(jìn)行駕駛室懸置匹配與設(shè)計(jì)過程中，一般采用多剛體動(dòng)力學(xué)的研究方法[9]。即將整車部件中除彈性、阻尼元件之外的其他部件均視為剛體，這種簡(jiǎn)化作為駕駛室懸置的初步選型在一定程度上是合理的，但是在實(shí)際車輛結(jié)構(gòu)中，車架、車橋和車輪等主要零件均是具有彈性的[10]。根據(jù)商用車模態(tài)分布情況，對(duì)于全懸浮式駕駛室懸置結(jié)構(gòu)，其剛體模態(tài)頻率分布在1～8 Hz之間，發(fā)動(dòng)機(jī)和車橋的模態(tài)在80 Hz之上，遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于駕駛室懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率，而車架的第一階固有頻率一般在10 Hz左右(與車架的長(zhǎng)度有直接關(guān)系)，根據(jù)模態(tài)理論，任意激勵(lì)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)頻率可視為系統(tǒng)各階固有模態(tài)頻率的線性組合，一般來說，固有模態(tài)頻率與響應(yīng)頻率相隔越近則該階模態(tài)對(duì)響應(yīng)的貢獻(xiàn)越大。因此可以判定發(fā)動(dòng)機(jī)和車橋的彈性對(duì)整車平順性的影響很小，而車架彈性的影響是較大的[11-13]。

在本文研究中，假設(shè)系統(tǒng)中車架、及駕駛室懸置支架為柔性體；駕駛室、駕駛員座椅、車橋等均為剛性體；懸架系統(tǒng)中的彈簧和阻尼力為力學(xué)單元，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)視為約束。

根據(jù)隨機(jī)振動(dòng)理論，一個(gè)具有m個(gè)輸入Xi(t)(i=1,2,…,m)和n個(gè)輸出Yk(t)(k=1,2,…,n)的常參數(shù)線性系統(tǒng)可用如圖1所示的系統(tǒng)表示，其中Xi(ω)和Yk(ω)分別是Xi(t)和Yk(t)的傅里葉變換。Hki(ω)為第i個(gè)輸入和第k個(gè)輸出之間的頻率響應(yīng)函數(shù)。

經(jīng)過傅里葉變換，并將輸入輸出寫成矩陣形式，有：

X(ω)=[X1(ω)X2(ω) …Xm(ω)]T

(1)

Y(ω)=[Y1(ω)Y2(ω) …Yn(ω)]T

(2)

則系統(tǒng)的頻率響應(yīng)矩陣H(ω) 為

若設(shè)系統(tǒng)m個(gè)輸入的自譜與互譜構(gòu)成的m×n階輸入功率譜矩陣SX(ω)為：

n個(gè)輸出的自譜與互譜構(gòu)成的n×n階輸出功率譜矩陣SY(ω)為：

則輸出功率譜與輸入功率譜的關(guān)系可寫成：

SY(ω)=H*(ω)SX(ω)HT(ω)

(3)

其中H*(ω)為H(ω)的共軛矩陣，HT(ω)為H(ω)的轉(zhuǎn)置矩陣。

根據(jù)隨機(jī)振動(dòng)理論，設(shè)整車系統(tǒng)在l個(gè)車輪處激勵(lì)相互獨(dú)立，其相應(yīng)的激勵(lì)和功率譜分別為Xii(t)和Sii(f)(i=1,2,…，l) ，那么在僅考慮座椅處垂直方向加速度時(shí)其輸出功率譜可表示為：

式中：Szz(f)為整車的輸入功率譜矩陣，該矩陣為對(duì)角陣，可以表示為：

H(f)為系統(tǒng)的傳遞函數(shù)矩陣，可以表示為：

H(f)=[H1z(f)H2z(f) …H1l(f)]

(4)

相應(yīng)的駕駛員座椅垂直方向加速度均方根值，表示為：

(5)

2 駕駛室懸置系統(tǒng)ADAMS建模與驗(yàn)證

2.1 剛?cè)狁詈险嚹Ｐ偷慕?/h3>

根據(jù)企業(yè)提供的CAD模型，應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS/CAR 模塊建立整車的虛擬樣機(jī)，整車模型包括駕駛室及懸置系統(tǒng)、車架、前后懸架系統(tǒng)、前后橋等子系統(tǒng)。 首先建立車架、駕駛室、駕駛室懸置系統(tǒng)、前后懸架等的模板, 這其中包括構(gòu)件的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)副、襯套以及輸入、輸出通訊器；其次，根據(jù)模板建立子系統(tǒng)；最后由各個(gè)子系統(tǒng)組裝成整車模型。整車各硬點(diǎn)坐標(biāo)均來自CAD模型，對(duì)關(guān)鍵硬點(diǎn)相對(duì)位置進(jìn)行了實(shí)車測(cè)量校核。駕駛室質(zhì)量參慣性參數(shù)及各級(jí)懸置、襯套的剛度及阻尼參數(shù)均來自于臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果，駕駛室質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量測(cè)試如圖1所示，各參數(shù)見表1所示，虛擬樣機(jī)如圖2所示。

2.2 模型準(zhǔn)確性驗(yàn)證

在進(jìn)行整車模型的振動(dòng)仿真分析之前，需要對(duì)整車模型進(jìn)行驗(yàn)證及確認(rèn)所建立模型的準(zhǔn)確性，本次驗(yàn)證包括兩個(gè)方面的內(nèi)容：

圖1 駕駛室質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量測(cè)試

圖2 剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)Adams模型

表1 駕駛室質(zhì)量參數(shù)

(1) 自由度與靜平衡驗(yàn)證。該驗(yàn)證在模型建立完成后即可進(jìn)行，目的是檢驗(yàn)?zāi)Ｐ褪欠袂芳s束或是過約束。另外樣機(jī)模型能否靜平衡是能否順利進(jìn)行仿真計(jì)算的首要條件。系統(tǒng)靜平衡的成功表明所建樣機(jī)模型的約束和力學(xué)參數(shù)可以支撐起整車系統(tǒng)，從而保證整車系統(tǒng)正常的仿真計(jì)算。

(2) 載荷譜輸入輸出驗(yàn)證。本整車模型采用六立柱試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)，通過試驗(yàn)臺(tái)給汽車軸端加載位移信號(hào)，該位移信號(hào)是通過對(duì)試驗(yàn)采集的軸端振動(dòng)加速度信號(hào)積分得到。同時(shí)獲取模型中駕駛室座椅導(dǎo)軌位置的響應(yīng)加速度與試驗(yàn)采集的相同位置的振動(dòng)加速度進(jìn)行對(duì)比，如果加速度均方根值誤差控制在15%之內(nèi)即認(rèn)為模型準(zhǔn)確，可以進(jìn)行下一步的優(yōu)化工作。通過該方法不僅可以驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性還可以檢驗(yàn)各級(jí)懸置及襯套剛度試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性。

3 優(yōu)化分析與結(jié)果

3.1 DOE優(yōu)化試驗(yàn)設(shè)計(jì)

采用虛擬DOE正交試驗(yàn)技術(shù)對(duì)駕駛室懸置進(jìn)行系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化，以駕駛室懸置前后剛度，前后阻尼作為優(yōu)化設(shè)計(jì)因數(shù)，K1為前懸置彈簧剛度；K2為后懸置彈簧剛度；C1為前懸置彈簧壓縮阻尼；C2為后懸置彈簧壓縮阻尼。每個(gè)因數(shù)分為三個(gè)水平。以駕駛員座椅導(dǎo)軌位置垂向加權(quán)加速度均方根值作為輸出，計(jì)算影響駕駛員乘坐舒適性的每個(gè)因素的最佳水平。

表2 不同因素的水平值

優(yōu)化時(shí)試驗(yàn)臺(tái)的激勵(lì)信號(hào)是選擇車輛在B級(jí)路面上以70 km/h勻速行駛時(shí)通過測(cè)試得到的各軸頭位移信號(hào)，該信號(hào)同樣是通過對(duì)加速度信號(hào)積分得到的，并通過頻譜分析進(jìn)一步得到位移信號(hào)的自功率譜。

3.2 優(yōu)化結(jié)果

經(jīng)過仿真分析，對(duì)每種方案駕駛員座椅導(dǎo)軌位置的加速度均方根值進(jìn)行計(jì)算，最終挑選出7種較為合理的組合方案，見表3所示。

表3 優(yōu)化結(jié)果

通過將上述7個(gè)方案分別在整車下通過虛擬B級(jí)路面進(jìn)行路試。計(jì)算時(shí)分別以60 km/h、70 km/h、80 km/h的車速進(jìn)行勻速直線行駛，檢測(cè)駕駛員座椅導(dǎo)軌處加速度，并通過式(5)對(duì)加速度數(shù)據(jù)分別進(jìn)行加權(quán)均方根值計(jì)算。7組方案中方案5、6、7對(duì)應(yīng)的加權(quán)加速度均方根值較小。計(jì)算結(jié)果如表4所示。優(yōu)化方案較原方案性能提升百分比見表5所示。

表4 三種較優(yōu)方案計(jì)算結(jié)果

表5 三種較優(yōu)方案性能提升率

根據(jù)以上分析方案7為最優(yōu)方案，是考慮交互影響的前提下對(duì)垂直振動(dòng)衰減最好的選擇，使駕駛員座椅導(dǎo)軌處加權(quán)加速度均方根值改善了19%。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

按照上優(yōu)化方案對(duì)車輛進(jìn)行了改進(jìn)，對(duì)改進(jìn)后的車輛進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。根據(jù)ISO 2631—2003的規(guī)定，主要以駕駛室座椅導(dǎo)軌位置的加權(quán)加速度均方根值aw來評(píng)價(jià)平順性。aw的計(jì)算公式為：

(6)

式中:fij、fuj分別為1/3倍頻帶的中心頻帶為fj的下、上限頻率；Ga(f)為等帶寬的加速度自功率譜密度；aω為單軸向加權(quán)加速度均方根值；ωj為第j個(gè)1/3倍頻帶的加權(quán)系數(shù)。

測(cè)試系統(tǒng)為L(zhǎng)MS SCM09多通道振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)，加速度傳感器選擇PCB ICP型加速度傳感器，所用的Test.lab軟件可以記錄加速度時(shí)間歷程，計(jì)算出測(cè)試過程中的aω，部分測(cè)試設(shè)備與傳感器布置位置如圖3所示。

(a) LMS數(shù)據(jù)采集儀

(b) PCB三向加速傳感器

(c) LMS數(shù)據(jù)采集儀

(d) 傳感器布置位置

本測(cè)試在西安繞城高速進(jìn)行，測(cè)試工況均為勻速行駛工況，車速依次從40 km/h按照10 km/h遞增至80 km/h，測(cè)試結(jié)果如圖4所示。

圖4 改進(jìn)前后駕駛員座椅導(dǎo)軌處加速度均方根值對(duì)比

Fig.4 Comparison of the root mean square value vibration acceptation of driver seat rails before and after improvement

從圖4得知，優(yōu)化后的駕駛室懸置對(duì)在各車速下整車平順性均有所提升，平均提升9.6%。其中，60 km/h到70 km/h車速時(shí)加權(quán)加速度均方根值下降，主要原因是60 km/h時(shí)輪胎不平衡引起的一階激勵(lì)與駕駛室剛體模態(tài)重復(fù)。由于試驗(yàn)道路與仿真所加載的B級(jí)路面激勵(lì)的不一致，其優(yōu)化提升幅度低于仿真結(jié)果，但在一定程度上證明了仿真優(yōu)化的有效性和科學(xué)性。

5 結(jié) 論

(1) 以多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論為基礎(chǔ)，以機(jī)械動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS為工具，建立了基于整車的全浮式駕駛室懸置系統(tǒng)剛?cè)狁詈系膮?shù)化仿真模型，利用DOE試驗(yàn)方法以駕駛員座椅導(dǎo)軌位置的加速度均方根值為目標(biāo)進(jìn)行了優(yōu)化。通過實(shí)車道路試驗(yàn)證明優(yōu)化后整車行駛平順性較優(yōu)化前提升了9.6%，說明該優(yōu)化方案是正確的，科學(xué)的。

(2) 改優(yōu)化方案充分考慮了車架剛度及駕駛室懸置支架剛度等對(duì)駕駛室懸置匹配的影響，把其作為彈性體建模，該方法可以作為車架等剛度設(shè)計(jì)目標(biāo)的制定依據(jù)，另外還可以利用該模型對(duì)車架剛度，駕駛室懸置支架剛度對(duì)車輛平順性的影響進(jìn)行研究。