卡車駕駛室懸置最優阻尼匹配

孔艷玲， 周長城， 李　勝， 高炳凱

(1.山東理工大學交通與車輛工程學院， 山東淄博 255049；

2.一汽解放青島汽車有限公司， 山東青島 266043;

3.淄博市交通運輸監察支隊， 山東淄博 255086)

卡車駕駛室懸置最優阻尼匹配

孔艷玲1， 周長城1， 李勝2， 高炳凱3

(1.山東理工大學交通與車輛工程學院， 山東淄博 255049；

2.一汽解放青島汽車有限公司， 山東青島 266043;

3.淄博市交通運輸監察支隊， 山東淄博 255086)

摘要：根據卡車駕駛室單輪三質量行駛振動模型，對駕駛室懸置系統的最佳阻尼匹配進行研究，利用Matlab迭代積分，分別求解得到了三質量振動加速度和車輪動載幅頻特性平方的積分表達式，并分別建立了基于舒適性和基于安全性的駕駛室懸置最佳阻尼比數學模型，在此基礎上利用黃金分割優化設計方法，給出了舒適性和安全性相統一的卡車駕駛室懸置系統的黃金分割最優阻尼比.通過實例設計及仿真分析可知，所建立的駕駛室懸置最優阻尼比計算方法是正確的，對于卡車駕駛室懸置系統設計具有一定實際參考應用價值.

關鍵詞：卡車； 駕駛室懸置； 最優阻尼比； 黃金分割； 迭代積分

駕駛室懸置系統是卡車減振系統的重要組成部分，駕駛室懸置系統的阻尼匹配不僅影響駕駛人員的乘坐舒適性[1]，而且對車輪動載有影響，即影響車輛行駛安全性，同時，駕駛室懸置系統阻尼比的選擇和設計也是懸置系統參數設計的重要前提.盡管國內、外車輛工程專家對駕駛室懸置有大量研究[2-4]，然而由于駕駛室懸置振動系統的分析計算非常復雜，即使采用單輪1/4簡化振動模型也是屬于包含車輪、車身和駕駛室的三質量振動系統，分析計算也非常復雜，一直未能給出駕駛室懸置系統最佳阻尼比.目前很多國內、外車輛工程方面的專家只好采用簡化的單質量振動系統模型進行分析[5-7]，即將車身振動看作是駕駛室振動的激勵輸入，對阻尼比進行匹配，匹配設計不夠精確；近來也有很多學者采用有限元分析軟件或虛擬樣機對其進行優化設計[8-11]，但是不能給出簡便、可靠的駕駛室懸置系統阻尼比的優化設計數學模型，且由于建模過程中所需參數大多需要由試驗測得，因此很難滿足車輛快速發展及對駕駛室懸置系統的設計要求.本文根據車輛單輪三質量行駛振動模型及分析，對駕駛室懸置系統的最佳阻尼匹配進行研究，在此基礎上利用黃金分割優化設計方法，對駕駛室懸置最優阻尼比進行研究，并且通過實例設計和仿真，對所建立的駕駛室懸置最優阻尼比進行驗證.

1單輪三質量駕駛室懸置系統振動分析

在1/4車輛2自由度振動模型基礎上，增加駕駛室模型，建立1/4車輛“車輪、車身、駕駛室”三質量行駛振動模型，如圖1所示.

圖 1　駕駛室懸置的單輪三質量行駛振動模型

三自由度系統的振動微分方程為

(1)

振動微分方程式(1)的拉普拉斯變換為

(2)

將式(2)整理變形并將s=jω代入，得駕駛室垂直振動位移z3對路面位移輸入q的頻響函數為

(3)

車輪垂直振動位移z1對路面位移輸入q的頻響函數為

(4)

式中：

Q=Kt(-CCsjω3-CsKω2-CKsω2+KKsjω);

P0=KKsKt;

P1=CsKKtjω+CKsKtjω

P2= -m1KKsω2-m3KKsω2-m2KKsω2-

m3KsKtω2-m3KKtω2-CCsKtω2-

m2KsKtω2;

P3=-m1CsKjω3-m1CKsjω3-m3CKsjω3-

m2CsKjω3-m3CsKjω3-m2CsKjω3-

m3CsKtjω3-m3CKtjω3-m2CsKtjω3

P4=m1m3Ksω4+m1m3Kω4+m1CCsω4+

m1m2Ksjω4+m3CCsω4+m2CCsω4+

m2m3Kω4+m2m3Ktω4

P5=m1m3Csjω5+m1m3Cjω5+

m1m2Csjω5+m2m3Cjω5;

P6=-m1m2m3ω6

Q1=KKs+CKsjω+CsKjω-m2Csjω3-

m3Cjω3-m3Csjω3;

Q2=-m2Ksω2-CCsω3-m3Kω2

-m3Ksω2-m2m3ω4;

P7=KKsKt;

P8=CsKKtjω+CKsKtjω;

P9=-m1KKsω2-m3KKsω2-m2KKsω2-

m3KsKtω2-m3KKtω2-

CCsKtω2-m2KsKt;

P10=-m1CsKjω3-m1CKsjω3-

m3CKsjω3-m2CKsjω3-m3CsKjω3-

m2CsKjω3-m3CsKtjω3-

m3CKtjω3-m2CsKt

P11=m1m3Ksω4+m1m3Kω4+m1CCsω4+

m1m2Ksω4+m3CCsω4+m2CCsω4+

m2m3Kω4+m2m3Ktω4;

P12=m1m3Csjω5+m1m3Cjω5+

m1m2Csjω5+m2m3Cjω5;

P13=-m1m2m3ω6

2卡車駕駛室懸置最優阻尼比數學模型

2.1基于舒適性的駕駛室懸置最佳阻尼比

(5)

根據隨機振動理論[8]，駕駛室垂直振動加速度響應均方值為

(6)

例如：某解放新大威重卡單側懸置對應駕駛室質量m3=450kg，單側懸置對應駕駛室懸置彈簧剛度Ks=150 000N/m；單輪對應車身質量m2=3 050kg，即簧上質量，懸架彈簧剛度K=390 000N/m；懸架阻尼C=23 500N·s/m；簧下質量m1=150kg，輪胎剛度Kt=850 000N/m；由上述參數分析計算得駕駛室懸置基于舒適性的最佳阻尼比ζoc=0.181 6 .

取C級路面，車速v為60km/h，可得駕駛室加速度隨阻尼比變化曲線，如圖2所示.

圖 2　C級路面駕駛室加速度隨阻尼比變化曲線

由圖2可知，在ζ∝時駕駛室加速度達到最小值；當ζ<ζ∝時，隨著阻尼比ζ的減小，駕駛室加速度逐漸增加，即乘坐舒適性變差；當阻尼比ζ>ζoc時，隨阻尼比ζ的增加，駕駛室加速度迅速增加，乘坐舒適性也隨之變差.

2.2基于安全性的駕駛室懸置最佳阻尼比

(7)

(8)

根據隨機振動理論[8]，車輪動載對路面速度輸入的頻響函數的均方值為

(9)

例如：上述某新大威重卡，計算得駕駛室懸置基于安全性的最佳阻尼比ζos=0.413 4.取C級路面，車速v為60km/h情況下，可得車輪動載隨阻尼比變化曲線，如圖3所示.

圖 3　C級路面車輪動載隨阻尼比變化曲線

由圖3可知，在ζos=0.413 4時車輪動載達到最小值；當ζ<ζos時，隨著阻尼比ζ的減小，車輪動載Fd迅速增加，行駛安全性變差；當阻尼比ζ>ζos時，隨著阻尼比ζ的增加，車輪動載Fd迅速增加，行駛安全性也隨之變差.

2.3安全性和舒適性相統一的駕駛室懸置最優阻尼比

根據上述利用駕駛室振動加速度響應均方值的優化目標函數，分析得到的基于舒適性的最佳阻尼比ζoc，及利用車輪動載均方值的優化目標函數，分析得到的基于安全性的卡車駕駛室最佳阻尼比ζos，利用黃金分割優化設計方法[12]，可建立基于舒適性和安全性相統一的駕駛室懸置系統最優阻尼比，即

ζo=ζoc+0.618(ζos-ζoc)

(10)

3駕駛室懸置仿真驗證

例如：某解放新大威重卡單側懸置對應駕駛室質量m3=450kg，單側懸置對應駕駛室懸置彈簧剛度Ks=150 000N/m；單輪對應車身質量m2=3 050kg，即簧上質量，懸架彈簧剛度K=390 000N/m；懸架阻尼C=23 500N·s/m；簧下質量m1=150kg，輪胎剛度Kt=850 000N/m；由上述參數分析計算得駕駛室懸置系統基于安全性的最佳阻尼比ζos=0.413 4，基于舒適性的最佳阻尼比ζoc=0.181 6，安全性與舒適性相統一的最優阻尼比ζo=ζoc+0.618(ζos-ζoc)=0.320 7.

圖4~圖6分別為匹配設計前、匹配設計后駕駛室垂直振動加速度、動撓度和車輪動載的Simulink仿真結果.

圖4　駕駛室垂直振動加速度仿真結果

圖5　懸置動撓度仿真結果

圖6　車輪動載仿真結果

評價指標均方根值懸置優化設計前懸置優化設計后比較駕駛室加速度/m·s-21.3851.3105.42%懸置動撓度/m0.0280.02414.29%車輪動載/N2836251711.25%

由表1可知，匹配設計前與匹配設計后懸置相比，駕駛室垂直振動加速度、懸置動撓度和車輪動載的均方根值分別降低了5.42%、14.29%和11.25%，懸置性能得到一定程度的改善.

4 結束語

通過對駕駛室懸置最佳阻尼比的理論分、實例設計及仿真驗證，可知：利用三質量行駛振動模型及分析，通過Matlab迭代積分可得到駕駛室三質量振動幅頻特性平方的積分表達式.通過駕駛室振動加速度均方值優化目標函數，可建立基于舒適性的駕駛室懸置最佳阻尼比；通過車輪動載均方值優化目標函數，可建立基于安全性的駕駛室懸置最佳阻尼比.然后，利用黃金分割優化設計方法，可建立駕駛室懸置系統最優阻尼比數學模型.通過實例設計及仿真驗證可知：所建立駕駛室懸置最佳阻尼比設計數學模型是正確的，可有效地降低駕駛室垂直振動加速度、懸置動撓度及車輪動載的響應均方值，為卡車駕駛室懸置系統實際設計提供了參考.

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[12] 周長城,孟婕.車輛懸架最佳阻尼匹配減振器設計[J].交通運輸工程學報,2008,8(3):15-19.

(編輯：劉寶江)

收稿日期：2014-03-04

基金項目：山東省自然科學基金資助項目(ZR2013EEM007)； 一汽解放青島汽車有限公司聯合研究開發項目(2013-科技-122)

作者簡介：孔艷玲，女，mmkongqi@126.com； 通信作者：周長城，男，greatwall@sdut.edu.cn

文章編號：1672-6197(2015)01-0022-05

中圖分類號：U463.33

文獻標志碼：A

Optimaldampingmatchingoftruckcabsuspension

KONGYan-ling1， ZHOU Chang-cheng1，LISheng2，GaoBing-kai3

(1.SchoolofTrafficandVehicleEngineering，ShandongUniversityofTechnology，Zibo255049，China；

2.FAWJiefangQingdaoAutomobileCompanyLimited，Qingdao266043，China;

3.ZiboTrafficSupervisingDetachment，Zibo255086，China)

Abstract:Due to the complex vibration system, the analytic calculation method for the optimal damping ratio of cab suspension has not been given. With vehicle three mass vibration analysis, and the study of the optimal damping matching, the vehicle suspension system optimum damping ratio and real-time optimization damping ratio mathematical models were respectively established based on driving safety and ride comfort, and the optimal damping matching optimized design mathematical model of vehicle suspension system was established by the golden section method. The unified of the driving safety and ride comfort was achieved.

Key words:truck; cab suspension; optimal damping; golden section; iterated inteqral