何 海 周 鋐 徐海卿 王思樂

（1.同濟大學；2.同濟大學新能源汽車工程中心）

1 道路試驗及結果分析

輕型載貨汽車常在接近平穩(wěn)的隨機路面上行駛，所以振動舒適性隨機路面輸入行駛試驗是評定輕型載貨汽車駕駛室振動舒適性的最主要試驗。該試驗采用平穩(wěn)隨機振動的研究方法，通過測定座椅表面加速度響應的均方根值來評價輕型載貨汽車駕駛室的振動舒適性。

試驗道路包括兩種：石塊路，其路面等級應符合GB/T7031規(guī)定的C級路面；瀝青路，其路面等級應符合GB/T7031規(guī)定的B級路面。石塊路主要測量懸置系統(tǒng)對駕駛室振動的影響，瀝青路面為輕型載貨汽車實際工況主要行駛路面。在石塊路試驗行駛車速為40 km/h，在瀝青路面試驗行駛車速分別為80 km/h、90 km/h、100 km/h、110 km/h、120 km/h。

1.1 駕駛室懸置系統(tǒng)道路試驗

圖1為本文研究的輕型載貨汽車駕駛室，其采用4點式懸置，分別記為前左懸置、前右懸置、后左懸置、后右懸置，安裝位置如圖2所示，懸置結構為橡膠減振墊。用于測量主動側輸入信號的加速度傳感器分別布置在前、后4個懸置下支架接近車架的部位；用于測量被動側輸出信號的傳感器分別布置在前、后4個懸置上支架接近駕駛室的部位；用于評價駕駛室舒適性的傳感器布置在駕駛員座椅表面。設置采樣頻率為1024 Hz，信號長度為30 s。

試驗設備為LMS分析軟件、PCB加速度傳感器、KB座椅墊加速計、LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。

駕駛室技術狀況及輪胎氣壓、發(fā)動機預熱情況等符合試驗要求；駕駛員、副駕駛員（即數(shù)據(jù)采集員）平均體重在70 kg左右，駕駛員為專職試車員，經(jīng)驗豐富。試驗過程中駕駛員嚴格控制速度通過穩(wěn)速段，并從起始時間進行數(shù)據(jù)采集。

1.2 道路試驗結果分析

討論車輛振動問題時，主要考慮車輛沿垂向的運動[1]。在分析車輛行駛平順性時，Janeway認為影響人體舒適性的主要因素是低頻加速度[2]。因而，對于輕型載貨汽車駕駛室平順性，主要研究低頻Z向加速度。在石塊路40 km/h工況下，對4個懸置加速度信號進行自功率譜分析，試驗結果如圖3～圖6所示。

懸置被動側Z向加速度的自功率譜反映試驗車輛在石塊路40 km/h工況下駕駛室的振動情況；懸置主動側Z向加速度的自功率譜反映試驗車輛在石塊路40 km/h工況下發(fā)動機、路面、傳動系統(tǒng)等激勵對懸置振動的影響。對前、后4個懸置主被動側加速度自功率譜，采用LMS_Test.lab中subtract_blocks_db函數(shù)計算隔振率，如圖7、圖8所示。隔振率越小，減振效果越差，隔振率最小點即為共振點。從圖7可知，前左懸置和前右懸置被動側的共振頻率為9.9 Hz，可以避開主動側的幾個振動峰值，若適當降低懸置剛度，則減振效果會更好。從圖8可知，后左懸置和后右懸置被動側的共振頻率為12.9 Hz，主動側的加速度峰值被放大，產(chǎn)生共振，減振效果很差，若降低或提高后懸置剛度，避開主動側峰值，則可以改善減振效果。

圖9為4個懸置主動側的加速度信號，即激勵信號?？梢?，除簧上偏頻1.5 Hz的峰值外，能量大部分集中在10～20 Hz，容易引起懸置系統(tǒng)的共振。通用汽車公司的David Hamilton提出，為了得到良好的駕駛室結構舒適感受，必須避免汽車各總成之間共振現(xiàn)象的發(fā)生[3]。為減少駕駛室與懸置共振的發(fā)生，可以采用優(yōu)化駕駛室結構和優(yōu)化懸置參數(shù)兩種常用方法來實現(xiàn)，后者工作量小且成本低。因此，將駕駛室和懸置組成的系統(tǒng)簡化為下述的3自由度系統(tǒng)。

2 3自由度駕駛室懸置系統(tǒng)ADAMS建模

本文通過ADAMS軟件建立了輕型載貨汽車駕駛室懸置系統(tǒng)的多體動力學模型。在模型建立過程中，需要對駕駛室懸置系統(tǒng)做適當簡化，將駕駛室、座椅等視為剛體。在討論駕駛室平順性時，將駕駛室看作剛體的立體模型，這一立體模型主要考慮垂向振動、俯仰振動和側傾振動3個自由度[4]。

ADAMS建模時，首先根據(jù)懸置位置參數(shù)建立4個懸置位置的空間坐標點，在懸置位置上建立駕駛室剛體立體模型，懸置與駕駛室之間通過阻尼彈簧連接，如圖10所示。然后，輸入駕駛室質(zhì)心坐標、質(zhì)量、慣性參數(shù)、阻尼彈簧剛度和阻尼。最后，根據(jù)駕駛室懸置系統(tǒng)各元件之間的實際連接方式建立模型的連接副，如圖11所示，模型中所添加的約束類型及數(shù)目如表1所列。通過CAE仿真，獲得包括駕駛員、副駕駛員在內(nèi)的駕駛室等效參數(shù)，如表2所列。彈簧剛度曲線如圖12所示，阻尼為0.1。

圖10為通過ADAMS軟件建立的駕駛室懸置系統(tǒng)3自由度模型。懸置系統(tǒng)共有11個自由度，分別為駕駛室3個自由度、懸置總成8個自由度。

表1 3自由度駕駛室懸置系統(tǒng)約束副類型及數(shù)量

表2 輕型載貨汽車駕駛室等效參數(shù)

3 駕駛室懸置參數(shù)優(yōu)化

3.1 3自由度駕駛室懸置系統(tǒng)振動模態(tài)分析

對駕駛室懸置進行模態(tài)分析，可以了解駕駛室懸置模態(tài)分布，通過改進模態(tài)分布，可以避免駕駛室與汽車其他總成產(chǎn)生共振，有效減少駕駛室內(nèi)的振動。通過ADAMS/View/Simulate模塊對駕駛室懸置系統(tǒng)模型進行模態(tài)分析，可以得到駕駛室懸置系統(tǒng)的固有頻率及相應振型，如表3所示。由表3可知,通過ADAMS分析出的駕駛室懸置系統(tǒng)主要振動模態(tài)頻率和對應的振型分別為7.5 Hz側傾運動、10.2 Hz俯仰與上下平動耦合運動 （前懸置共振）以及13.5 Hz俯仰與上下平動耦合運動（后懸置共振），前懸置共振頻率低于后懸置共振頻率。

表3 3自由度駕駛室懸置系統(tǒng)振動模態(tài)

3.2 結果對比分析

仿真結果與試驗結果對比如表4所示。模型在10.2 Hz時振型為俯仰與上下平動，表現(xiàn)為前懸置共振，與道路試驗中前懸置共振頻率9.9 Hz相吻合。模型在13.5 Hz時振型為俯仰與上下平動，表現(xiàn)為后懸置共振，與道路試驗中后懸置共振頻率12.9 Hz相吻合。由于懸置系統(tǒng)鉸鏈連接處存在裝配間隙和摩擦，因此在模型建立過程中做了簡化，忽略了運動元件之間的一些關系，但兩個頻率誤差均小于5%，精度較高，能夠滿足工程分析，驗證了駕駛室等效參數(shù)的可靠性以及3自由度駕駛室懸置系統(tǒng)動力學模型的有效性。

表4 道路試驗結果與ADAMS模態(tài)分析結果對比

4 優(yōu)化方案提出及驗證

4.1 優(yōu)化方案提出

由仿真結果可知，前兩階固有頻率分別為7.5 Hz、10.2 Hz，避開了4個懸置主動側能量集中范圍10～20 Hz，即前兩階固有頻率對懸置引起的共振起到消減作用。而第3階固有頻率為13.5 Hz，處于4個懸置主動側能量集中范圍，增強了懸置和駕駛室的共振。另外，通過模態(tài)試驗已知駕駛室第1階固有頻率為27.5 Hz，當懸置激勵與駕駛室頻率比小時，懸置與駕駛室共振削弱。因此，為了減少懸置與駕駛室共振，必須降低駕駛室懸置系統(tǒng)第3階固有頻率。懸置垂向剛度參數(shù)的優(yōu)化可以降低駕駛室受到的位移激勵[5]。駕駛室懸置優(yōu)化活動中前部彈簧剛度需比后部彈簧剛度更大[6]?；谠囼灪头抡娼Y果，并考慮操縱穩(wěn)定性及改進成本，提出3種優(yōu)化方案：保持前懸置剛度不變，后懸置剛度分別降低10%、20%、30%。

3種優(yōu)化方案計算結果如表5所示。由表5可知，隨著后懸置剛度的降低，駕駛室懸置系統(tǒng)的3階固有頻率均降低，且懸置剛度降低越多，各階固有頻率越小。3種優(yōu)化方案的第1階振型均為側傾，第2階振型表現(xiàn)為前懸置共振，第3階振型表現(xiàn)為后懸置共振。后懸置剛度降低30%時，第2階振型表現(xiàn)為以后懸置為軸線的俯仰運動，第3階振型表現(xiàn)為以前懸置為軸線的俯仰運動，這使得駕駛室分別在第2階、第3階固有頻率時，駕駛室前部、后部振動加劇，因而，該方案不可取。而對于后懸置剛度降低10%和20%兩種方案，各階振型相似，但是，后者各階固有頻率均低于前者，尤其是第3階相差0.5 Hz，所以后者比前者減振效果更好。因此，采用后懸置剛度降低20%，第3階固有頻率有較大幅度下降，可以有效降低由懸置主動側引起的共振，達到降低駕駛室振動效果。

4.2 優(yōu)化方案驗證試驗

優(yōu)化方案驗證試驗與上述道路試驗條件保持一致。試驗道路為瀝青路，試驗車速為80 km/h、90 km/h、100 km/h、110 km/h、120 km/h。

采用駕駛員座椅處加速度均方根值進行評估，優(yōu)化前、后對比如圖13所示。從對比結果可以看出，在不同車速下，駕駛室座椅處加速度均方根值均降低，在80 km/h、90 km/h工況下降低34%，在100 km/h工況下降低29%，在110 km/h工況下降低19%，在120 km/h工況下降低16%。優(yōu)化試驗效果比較明顯，從而驗證了優(yōu)化方案的有效性。

表5 3種優(yōu)化方案結果對比

5 結束語

a.由駕駛室4個懸置主被動側Z向自功率譜及隔振率，可以分析懸置主動側的能量集中范圍及前后懸置的固有頻率，為優(yōu)化方案提供試驗依據(jù)。

b.建立了3自由度駕駛室懸置系統(tǒng)動力學模型，進行振動模態(tài)分析，通過仿真與試驗結果對比，發(fā)現(xiàn)前懸置共振頻率與后懸置共振頻率吻合較好，驗證了簡化模型的有效性。

c.改變懸置參數(shù)可以優(yōu)化駕駛室平順性。將駕駛室后懸置剛度降低20%，在不同車速下，駕駛員座椅處加速度均方根值降低，駕駛室舒適性得到較大改善。

1 Manfred Mitschke，Henning Wallentowitz 著.陳蔭三，余強譯.汽車動力學（第 4 版）.北京：清華大學出版社，2009：213.

2 ISO2631-1（1997）.Evaluation of human exposure to wholebody vibration-part1：General requirements.1985.

3 Dave Hamilton.Frequency Domain Considerations in Vehicle Design for Optimal Structual Feel.SAE PAPER.2000-01-1343.

4 王楷焱，史文庫，楊昌海，等.基于ADAMS的商用車駕駛室室懸置系統(tǒng)的振動模態(tài)和傳遞特性.吉林大學學報（工學版）2010，40（2）：330～334.

5 伍興俊，郭永進，余海東.駕駛室板件結構對汽車行車舒適性的影響.汽車工程，2007，29（10）：905～908.

6 宋耀山，張遠駿.重型商用車車身懸置特性的設計.商用車與發(fā)動機，2010，4：72～74.

7 Ward C H.The application of a new cab mounting to address cab shake on the 2003 Chevrolet Kodiak and GMC TopKick.SAE Paper，2002.