吳繼輝，夏均忠，王增強(qiáng)，朱明兵，于明奇

(1．陜西重型汽車(chē)有限公司 汽車(chē)工程研究院，西安 710200；2．軍事交通學(xué)院 軍用車(chē)輛系，天津 300161)

● 車(chē)輛工程 Vehicle Engineering

商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)隔振試驗(yàn)與優(yōu)化

吳繼輝1，夏均忠2，王增強(qiáng)2，朱明兵1，于明奇2

(1．陜西重型汽車(chē)有限公司 汽車(chē)工程研究院，西安 710200；2．軍事交通學(xué)院 軍用車(chē)輛系，天津 300161)

為解決某商用車(chē)駕駛室舒適性差的問(wèn)題，對(duì)其懸置系統(tǒng)進(jìn)行隔振試驗(yàn)，并優(yōu)化匹配其剛度與阻尼。以傳遞率作為懸置隔振性能評(píng)價(jià)指標(biāo)對(duì)駕駛室懸置系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)研究，分析駕駛室舒適性差的主要原因是駕駛室懸置隔振能力差；應(yīng)用ADAMS建立駕駛室懸置系統(tǒng)仿真模型，以駕駛?cè)俗螌?dǎo)軌處振動(dòng)加速度最小為優(yōu)化目標(biāo)，選取懸置系統(tǒng)剛度、阻尼參數(shù)為優(yōu)化因子進(jìn)行DOE優(yōu)化；最后在整車(chē)狀態(tài)下進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。優(yōu)化后，前懸置振動(dòng)傳遞率提升2.0～3.4 dB，后懸置振動(dòng)傳遞率提升1.3～2.5 dB，懸置系統(tǒng)隔振性能得到提高，駕駛室舒適性得到改善。

商用車(chē)；駕駛室懸置；傳遞率；剛度；阻尼

隨著商用車(chē)轎車(chē)化理念不斷深入，人們對(duì)商用車(chē)舒適性提出了更高要求。影響車(chē)輛乘坐舒適性的因素很多，其中駕駛室懸置系統(tǒng)是主要影響因素之一。目前全浮式駕駛室懸置系統(tǒng)較為流行，中高端商用車(chē)均采用四點(diǎn)懸浮、四氣囊懸置形式。國(guó)內(nèi)有關(guān)高校對(duì)其有一定的研究[1-4]，但國(guó)內(nèi)企業(yè)對(duì)空氣懸置設(shè)計(jì)方法研究不深入，懸置結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定通常參考國(guó)外同類(lèi)車(chē)型，難以實(shí)現(xiàn)懸置系統(tǒng)剛度和阻尼的最佳匹配[5-6]。為解決上述問(wèn)題，以某商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)為研究對(duì)象，進(jìn)行隔振試驗(yàn)，分析其隔振效果，然后采用ADAMS建模，優(yōu)化懸置系統(tǒng)剛度與阻尼參數(shù)，提高車(chē)輛乘坐舒適性。

1 全浮式駕駛室懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

研究的商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)為四點(diǎn)懸浮、四氣囊懸置形式，主要由空氣彈簧、減振器、高度閥、穩(wěn)定桿、鎖止機(jī)構(gòu)、翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、限位機(jī)構(gòu)等組成(如圖1所示)。前懸置由左右對(duì)稱的兩部分組成，通過(guò)橫向穩(wěn)定桿連接在一起；空氣彈簧通過(guò)前懸托架與駕駛室相連、通過(guò)前懸支座與車(chē)架連接。后懸置也由左右對(duì)稱兩部分組成，通過(guò)龍門(mén)架連接在一起；左右空氣彈簧通過(guò)液壓鎖及橫向減振器與駕駛室相連，通過(guò)后懸支架與車(chē)架連接。

1.液壓鎖；2.龍門(mén)架；3.后懸支架；4.車(chē)架；5.后氣囊；6.橫向減振器；7.前懸支架；8.前氣囊；9.前懸托架；10.橫向穩(wěn)定桿圖1 駕駛室懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

2 隔振試驗(yàn)及分析

商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)的隔振性能通常采用傳遞率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)[7]。懸置傳遞率是主動(dòng)輸入端振動(dòng)加速度與被動(dòng)輸出端振動(dòng)加速度的比值[8]，其表達(dá)式為

(1)

式中：a為輸入端振動(dòng)加速度；b為輸出端振動(dòng)加速度。

試驗(yàn)方法如下：

(1)測(cè)點(diǎn)位置。分別在懸置車(chē)架側(cè)及駕駛室側(cè)布置單向加速度傳感器。

(2)測(cè)試工況。平直水泥路面，車(chē)速依次為60、70、80 km/h，測(cè)量駕駛室懸置輸入端、輸出端加速度時(shí)間歷程信號(hào)，測(cè)量時(shí)間為20 s。

(3)數(shù)據(jù)處理。計(jì)算0～30 Hz范圍內(nèi)輸出信號(hào)加速度均方根值與輸入信號(hào)加速度均方根值，然后按照式(1)計(jì)算各懸置振動(dòng)傳遞率。

(4)通過(guò)試驗(yàn)得到原設(shè)計(jì)狀態(tài)(未優(yōu)化)駕駛室懸置系統(tǒng)傳遞率(見(jiàn)表1)。

表1 原設(shè)計(jì)狀態(tài)駕駛室懸置系統(tǒng)傳遞率

從測(cè)試結(jié)果可以得出60、70、80 km/h車(chē)速下，該商用車(chē)駕駛室前懸置振動(dòng)傳遞率為7.3～8.2 dB，后懸置振動(dòng)傳遞率為2.0～2.7 dB；前懸置隔振效果比后懸置隔振效果略好，但前、后懸置振動(dòng)傳遞率均小于10 dB。

對(duì)車(chē)架側(cè)及駕駛室側(cè)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行頻譜分析，以70 km/h車(chē)速為例，計(jì)算左前懸置、右前懸置、左后懸置、右后懸置車(chē)架側(cè)及駕駛室側(cè)振動(dòng)信號(hào)的功率譜(如圖2所示)。

(a)左前懸置

(b)右前懸置

(c)左后懸置

(d)右后懸置圖2 車(chē)架側(cè)與駕駛室側(cè)振動(dòng)頻譜

由以上分析可知，駕駛室振動(dòng)與激勵(lì)頻率密切相關(guān)。來(lái)自路面不平度產(chǎn)生的隨機(jī)振動(dòng)客觀存在，所以要解決駕駛室振動(dòng)問(wèn)題，可以通過(guò)優(yōu)化駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率解決。本文擬通過(guò)優(yōu)化匹配駕駛室懸置剛度、阻尼參數(shù)來(lái)調(diào)整駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率。

3 仿真分析

3.1 ADAMS建模

將CATIA模型導(dǎo)入ADAMS中。由仿真理論可知，零部件的外形尺寸對(duì)模型自身性質(zhì)并無(wú)影響，所以在保證一定視覺(jué)外觀的條件下，可以適當(dāng)簡(jiǎn)化。將駕駛室懸置簡(jiǎn)化為彈簧，并輸入剛度和阻尼系數(shù)；將橫向穩(wěn)定桿柔性化，以模擬其對(duì)懸置系統(tǒng)的作用；各橡膠襯套用BUSHING單元來(lái)模擬，并輸入剛度和阻尼系數(shù)。然后對(duì)模型各部件添加固定副與約束，最后對(duì)模型進(jìn)行靜平衡驗(yàn)證及自由度驗(yàn)證。建立的駕駛室懸置系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。

圖3 駕駛室懸置系統(tǒng)仿真模型

3.2 DOE優(yōu)化

利用ADAMS軟件進(jìn)行懸置參數(shù)優(yōu)化，采用全因子試驗(yàn)設(shè)計(jì)(design of experiment，DOE)方法。選取前懸置剛度、前懸置阻尼、后懸置剛度和后懸置阻尼為設(shè)計(jì)因子，各設(shè)計(jì)因子分別選擇3個(gè)水平。分析時(shí)引入4個(gè)變量K1、K2、C1、C2，分別為前懸剛度、后懸剛度、前懸阻尼、后懸阻尼的放大系數(shù)；K1、K2均分別取值0.5、0.75、1.0；C1、C2均分別取值1.0、1.25、1.5；共有計(jì)算方案81個(gè)。優(yōu)化分析時(shí)，采用六立柱試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)，通過(guò)試驗(yàn)臺(tái)給懸置端施加位移激勵(lì)，采集駕駛員座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)加速度，進(jìn)行方案比較。

首先以車(chē)速70 km/h時(shí)懸置下端位移為輸入，進(jìn)行優(yōu)化。選取最優(yōu)的7組優(yōu)化組合(見(jiàn)表2)。然后以車(chē)速60 km/h和80 km/h分別對(duì)較優(yōu)組合進(jìn)行仿真，確定最優(yōu)組合。通過(guò)將上述7種方案分別在模型中進(jìn)行仿真，計(jì)算結(jié)果如圖4所示。

表2 最優(yōu)的7種方案組合

圖4 7種方案優(yōu)化結(jié)果對(duì)比

從仿真結(jié)果可以看出，方案5與方案7優(yōu)于其他方案。方案5在車(chē)速60 km/h、80 km/h時(shí)，駕駛員座椅導(dǎo)軌處加速度均方根值為0.334 m/s2、0.358 m/s2，比方案7相應(yīng)值略大。綜合考慮，選擇方案7為最優(yōu)組合。最優(yōu)組合懸置參數(shù)見(jiàn)表3。

表3 優(yōu)化后駕駛室懸置參數(shù)

3.3 仿真驗(yàn)證

采用虛擬試驗(yàn)臺(tái)架對(duì)懸置端施加位移激勵(lì)(位移激勵(lì)使用道路試驗(yàn)車(chē)架側(cè)位移信號(hào))，然后采集駕駛室側(cè)振動(dòng)加速度信號(hào)，在確保輸入一致的情況下，進(jìn)行試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比。70 km/h車(chē)速下，駕駛室側(cè)振動(dòng)頻譜圖如圖5所示。

通過(guò)試驗(yàn)與仿真頻譜對(duì)比可以看出，優(yōu)化后懸置駕駛室側(cè)振動(dòng)在峰值處均降低，車(chē)輛舒適性提高。

(a)左前懸置

(b)右前懸置

(c)左后懸置

(d)右后懸置圖5 駕駛室側(cè)振動(dòng)頻譜(仿真與試驗(yàn)對(duì)比)

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

采用相同的設(shè)置及試驗(yàn)方法對(duì)優(yōu)化后的懸置進(jìn)行實(shí)車(chē)試驗(yàn)，優(yōu)化前后系統(tǒng)固有頻率對(duì)比如圖6所示，優(yōu)化前后懸置隔振性能對(duì)比如圖7所示。

(a)左前懸置

(b)右前懸置

(c)左后懸置

(d)右后懸置圖6 優(yōu)化前后系統(tǒng)固有頻率對(duì)比

(a)車(chē)速60 km/h

(b)車(chē)速70 km/h

(c)車(chē)速80 km/h圖7 優(yōu)化前后懸置隔振率對(duì)比

優(yōu)化后，前懸置系統(tǒng)固有頻率為1.75～1.76 Hz，后懸置系統(tǒng)偏頻為1.73～1.79 Hz，頻率比優(yōu)化前降低。同時(shí)，優(yōu)化后，駕駛室各懸置隔振性能均得到提高，前懸置振動(dòng)傳遞率為9.9～10.8 dB，滿足設(shè)計(jì)優(yōu)化要求；后懸置振動(dòng)傳遞率為4.0～5.0 dB，低于設(shè)計(jì)要求，但相比于優(yōu)化前其隔振率也得到提升。前懸置振動(dòng)傳遞率提升2.0～3.4 dB，后懸置振動(dòng)傳遞率提升1.3～2.5 dB。

5 結(jié) 論

(1)該商用車(chē)舒適性較差的原因主要是懸置系統(tǒng)隔振效果差，尤其后懸置隔振效果更差；前懸置振動(dòng)傳遞率為7.3～8.2 dB，后懸置振動(dòng)傳遞率為2.0～2.7 dB；前后懸置振動(dòng)傳遞率均小于10 dB。

(2)通過(guò)ADAMS建立模型，采用DOE全因子試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法對(duì)懸置剛度、阻尼參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，提出優(yōu)化方案。通過(guò)降低后懸置剛度、適當(dāng)提升前懸置、后懸置阻尼參數(shù)能夠改善車(chē)輛的乘坐舒適性。

(3)優(yōu)化后懸置振動(dòng)傳遞率提升，前懸置振動(dòng)傳遞率提升2.0～3.4 dB，后懸置振動(dòng)傳遞率提升1.3～2.5 dB。

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(編輯：張峰)

Vibration Isolation Test and Optimization of Cab Suspension System for Commercial Vehicle

WU Jihui1, XIA Junzhong2, WANG Zengqiang2, ZHU Mingbing1, YU Mingqi2

(1．Automotive Engineering Research Institute, Shanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd., Xi’an 710200, China；2.Military Vehicle Department, Military Transportation University, Tianjin 300161, China)

To improve the comfort of cab for commercial vehicle, the paper tests the vibration isolation of its suspension system and optimizes and matches its stiffness and damping. It firstly makes experimental study on cab suspension system by taking transmissibility as performance evaluation index of vibration isolation, and shows that poor vibration isolation of cab suspension system is the main cause of the comfort. Then, it establishes simulation model of cab suspension system with ADAMS and regards minimum vibration acceleration on rails of driver seat as optimization goal, and optimizes DOE with stiffness and damping parameters as optimization factors. Finally, it verifies the test on the vehicle. After optimization, the vibration transmissibility of front suspension is promoted by 2.0～3.4 dB and vibration transmissibility of rear suspension is promoted by 1.3～2.5 dB, the vibration isolation performance of suspension system is enhanced, and the comfort of cab is improved.

commercial vehicle; cab suspension; transmissibility; stiffness; damping

2016-09-30；

2016-10-22． 作者簡(jiǎn)介： 吳繼輝(1984—)，男，碩士研究生； 夏均忠(1967—)，男，博士，教授，碩士研究生導(dǎo)師．

10．16807/j.cnki.12-1372/e.2017.07.009

U467.1

A

1674-2192(2017)07- 0036- 05