商用車(chē)駕駛室懸置仿真設(shè)計(jì)與試驗(yàn)分析

黃繼剛 李 琳 李凱強(qiáng)

1.南京航空航天大學(xué)金城學(xué)院，南京，2111562.江蘇大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江，212013

商用車(chē)駕駛室懸置仿真設(shè)計(jì)與試驗(yàn)分析

黃繼剛1李 琳1李凱強(qiáng)2

1.南京航空航天大學(xué)金城學(xué)院，南京，2111562.江蘇大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江，212013

針對(duì)某商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)，建立了其動(dòng)力學(xué)仿真模型，經(jīng)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證后進(jìn)行了隔振性能優(yōu)化設(shè)計(jì)。根據(jù)動(dòng)力學(xué)仿真模型的邊界條件，建立其有限元仿真模型并進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證。在有限元模型中模擬了各種極限工況，根據(jù)反饋信息進(jìn)行修改與重設(shè)計(jì)。運(yùn)用疲勞試驗(yàn)機(jī)測(cè)試了駕駛室懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件與彈性元件的三向耐疲勞特性，提出耐疲勞設(shè)計(jì)建議。結(jié)果表明，采用仿真設(shè)計(jì)與臺(tái)架試驗(yàn)相結(jié)合的方法能快速有效地解決商用車(chē)駕駛室懸置研發(fā)難題。

駕駛室懸置；動(dòng)力學(xué)模型；有限元模型；臺(tái)架試驗(yàn)；疲勞特性

0 引言

隨著駕乘舒適性要求的不斷提高，全浮式商用車(chē)駕駛室懸置已日漸普及。本文所研究的空氣彈簧式駕駛室懸置具有系統(tǒng)固有頻率低且穩(wěn)定、隔振效果好、質(zhì)量小、噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，因而被廣泛應(yīng)用于中高檔商用車(chē)[1]。然而，它只能承受徑向力，需要增添導(dǎo)向機(jī)構(gòu)以加強(qiáng)側(cè)向穩(wěn)定性，這使系統(tǒng)不可避免地趨于復(fù)雜化。駕駛室懸置系統(tǒng)在整車(chē)中起著舉足輕重的作用，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)其各項(xiàng)性能也展開(kāi)了探索性研究[2-4]。在駕駛室懸置新產(chǎn)品設(shè)計(jì)初期，設(shè)計(jì)人員一般采用簡(jiǎn)單的經(jīng)驗(yàn)公式或簡(jiǎn)化的仿真模型進(jìn)行設(shè)計(jì)與校核[5-7]，這對(duì)于成熟的老產(chǎn)品設(shè)計(jì)具有一定優(yōu)勢(shì)，但對(duì)于復(fù)雜的新產(chǎn)品設(shè)計(jì)卻存在一些問(wèn)題。在駕駛室懸置研發(fā)后期，通常根據(jù)試制樣車(chē)反復(fù)進(jìn)行路試的結(jié)果來(lái)改進(jìn)設(shè)計(jì)，或是根據(jù)市場(chǎng)反饋信息進(jìn)行整改修復(fù)[8-10]，這大大延長(zhǎng)了設(shè)計(jì)周期，增加了設(shè)計(jì)成本，降低了市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。

在空氣彈簧式駕駛室懸置研發(fā)過(guò)程中，筆者采用仿真設(shè)計(jì)與臺(tái)架試驗(yàn)相結(jié)合的方法，該方法可保證設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性，同時(shí)能大大縮短設(shè)計(jì)周期且降低研發(fā)成本。

1 駕駛室懸置動(dòng)態(tài)性能

駕駛室懸置系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性與其空間結(jié)構(gòu)布置相關(guān)性較強(qiáng)，因而需探索與驗(yàn)證特定空間結(jié)構(gòu)的合理性。本文所研究的空氣彈簧駕駛室懸置系統(tǒng)由前懸置和后懸置組成。前懸空氣彈簧直立布置，主要承受垂向力；后懸空氣彈簧斜置布置，同時(shí)承受垂向力和側(cè)向力。

1.1駕駛室懸置臺(tái)架試驗(yàn)

為探索彈性元件(空氣彈簧、襯套等)對(duì)空氣彈簧駕駛室懸置系統(tǒng)的隔振效果，將駕駛室懸置安裝于所研制的等效駕駛室與四通道道路模擬試驗(yàn)機(jī)之間(圖1)。其中，等效駕駛室與原真實(shí)駕駛室滿(mǎn)足機(jī)械動(dòng)力學(xué)轉(zhuǎn)換原則，即兩者之間具有相同的質(zhì)量、質(zhì)心坐標(biāo)、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；四通道道路模擬試驗(yàn)機(jī)主要由伺服直線(xiàn)作動(dòng)器、液壓控制系統(tǒng)、動(dòng)靜態(tài)試驗(yàn)軟件包及加載支架和附件等組成，液壓控制系統(tǒng)控制直線(xiàn)作動(dòng)器運(yùn)動(dòng),其運(yùn)動(dòng)信號(hào)由相應(yīng)傳感器測(cè)取，經(jīng)處理后反饋至計(jì)算機(jī)完成閉環(huán)控制。

圖1 臺(tái)架試驗(yàn)圖Fig.1 Bench test

將駕駛室懸置系統(tǒng)中空氣彈簧氣壓調(diào)至正常工作氣壓(500 kPa),將加速度傳感器布置在彈性元件輸入端與輸出端(圖2)，測(cè)取垂向加速度信號(hào)，并將其濾波后進(jìn)行積分，成為位移信號(hào)。

圖2 加速度傳感器布點(diǎn)Fig.2 Acceleration sensors’ position

1.2駕駛室懸置動(dòng)力學(xué)模型

在ADAMS/View中，采用剛?cè)狁詈系姆绞浇Ⅰ{駛室懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型(圖3)。動(dòng)力學(xué)模型中前懸的橫向穩(wěn)定桿和后懸的龍門(mén)架采用彈性體，其他結(jié)構(gòu)采用剛體，系統(tǒng)自由度為102，懸置系統(tǒng)的空氣彈簧采用Spring-Damper模擬，各襯套用Bushing模擬。

圖3 駕駛室懸置動(dòng)力學(xué)模型Fig.3 Dynamics model of cab suspension

1.2.1空氣彈簧剛度特性

由于膜式空氣彈簧具有強(qiáng)非線(xiàn)性，其剛度特性可表示為[11]

(1)

式中，K為剛度；pr為空氣彈簧內(nèi)氣體壓力；pa為大氣壓力；m為多變指數(shù)；S0為氣囊在平衡位置時(shí)的有效面積；D為氣囊的有效面積變化率；V為空氣彈簧的體積；x為空氣彈簧的位移。

將式(1)對(duì)位移進(jìn)行一次積分，即得空氣彈簧所受載荷與內(nèi)壓的關(guān)系，其為一元三次方程，且空氣彈簧載荷與內(nèi)壓成比例關(guān)系，即

(2)

其中，F(xiàn)0為常數(shù)。采用美國(guó)MTS公司的電液伺服激振系統(tǒng)測(cè)試了膜式空氣彈簧在常溫環(huán)境、不同氣壓下的載荷位移曲線(xiàn)，擬合得正常工作氣壓(500 kPa)下的載荷位移曲線(xiàn)方程：

F=0.0077x3+0.1311x2+12.5x+3486 (N)

(3)

其中，位移單位為mm。因而，取空氣彈簧一次項(xiàng)線(xiàn)性剛度為12.5 N/mm。

1.2.2空氣彈簧阻尼特性

在常溫環(huán)境下采用WDTS-Ⅳ電測(cè)示功機(jī)測(cè)量前后懸空氣彈簧速度與載荷曲線(xiàn)，根據(jù)線(xiàn)性黏性阻尼模型公式f=cv擬合其阻尼值，其中，f為阻尼力，c為黏性阻尼，v為測(cè)試速度。前后懸置空氣彈簧復(fù)原阻尼擬合值分別取8051 N·s/m和4959 N·s/m。

1.2.3襯套剛度特性

在常溫下采用DJW橡膠動(dòng)靜態(tài)剛度疲勞試驗(yàn)機(jī)測(cè)試駕駛室懸置各襯套剛度，如圖4所示。由于襯套阻尼值很小，故可忽略不計(jì)。襯套剛度測(cè)試結(jié)果見(jiàn)表1。

圖4 襯套位置圖Fig.4 The location of bear bushes

駕駛室翻轉(zhuǎn)支座襯套(徑向)剛度(kN/m)23.2后穩(wěn)定臂襯套剛度(徑向空向)(kN/m)0.25后穩(wěn)定臂襯套剛度(徑向?qū)嵪?(kN/m)1.67穩(wěn)定支座襯套剛度(徑向?qū)嵪?(kN/m)44.67穩(wěn)定支座襯套剛度(徑向空向)(kN/m)1.86穩(wěn)定支座襯套剛度(軸向)(kN/m)0.59穩(wěn)定支座襯套剛度(扭轉(zhuǎn))(kN·m/(°))71.64

1.3仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

在臺(tái)架試驗(yàn)與動(dòng)力學(xué)仿真模型中同時(shí)輸入“搓衣板路”工況路譜，得各彈性元件測(cè)點(diǎn)位移的試驗(yàn)與仿真對(duì)比值，見(jiàn)表2。由表2可知，仿真結(jié)果的最大誤差不超過(guò)13%，最小誤差在4%以?xún)?nèi)，滿(mǎn)足工程需求，因而，所建動(dòng)力學(xué)模型具有一定可靠性。

表2 試驗(yàn)仿真值Tab.2 Experimental and simulation data

1.4駕駛室懸置隔振性能優(yōu)化

在駕駛室懸置動(dòng)力學(xué)仿真模型中，以駕駛室座椅垂向加速度功率譜密度函數(shù)為優(yōu)化目標(biāo)，以前后懸置空氣彈簧一次項(xiàng)剛度值與阻尼值為優(yōu)化變量，駕駛室側(cè)傾角與俯仰角為約束條件，采用廣義簡(jiǎn)約梯度法進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。優(yōu)化后空氣彈簧一次項(xiàng)剛度值為18.8 N/mm，前后懸空氣彈簧的阻尼分別為8214 N·s/m和3879 N·s/m。

2 駕駛室懸置靜態(tài)性能

駕駛室懸置空間結(jié)構(gòu)及彈性元件性能參數(shù)確定之后，系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性隨之確定。駕駛室懸置的靜態(tài)特性(如靜強(qiáng)度、靜剛度等)也是駕駛室懸置設(shè)計(jì)中的重要考量性能。

2.1駕駛室懸置滿(mǎn)載工況靜強(qiáng)度試驗(yàn)

將等效駕駛室安裝于駕駛室懸置上，并在等效駕駛室特定位置擺放總質(zhì)量為300 kg的重物，模擬駕駛室滿(mǎn)載工況。將等效駕駛室垂直緩慢吊升，直至駕駛室懸置不受駕駛室的外力作用。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，在駕駛室懸置結(jié)構(gòu)件應(yīng)力較大處布置應(yīng)變片，如圖5所示。其中，翻轉(zhuǎn)軸管(O點(diǎn))處為單向應(yīng)變片，與軸向成45°；駕駛室翻轉(zhuǎn)支座(AL和AR處)受力比較復(fù)雜，采用三向應(yīng)變花；其他為單向應(yīng)變片，沿垂向方向布置。應(yīng)變片布點(diǎn)完成后靜置24 h，對(duì)應(yīng)變進(jìn)行標(biāo)定清零后，緩慢降落等效駕駛室，使駕駛室懸置平穩(wěn)受力，待駕駛室懸置受力不再增大時(shí)，記錄各測(cè)點(diǎn)應(yīng)變數(shù)值。重復(fù)3次，取平均值作為最后測(cè)量值。

圖5 應(yīng)變片布點(diǎn)Fig.5 The location of the strain gauges

2.2駕駛室懸置滿(mǎn)載工況有限元仿真

采用HYPERMESH劃分駕駛室懸置網(wǎng)格，其中，鈑金件采用殼單元，復(fù)雜的鑄件采用四面體實(shí)體單元，襯套采用CBUSH單元，空氣彈簧采用CELAS1單元模擬其一次項(xiàng)線(xiàn)性剛度，螺栓連接與焊接皆采用RBE2單元模擬，駕駛室懸置有限元模型如圖6所示。

圖6 駕駛室懸置有限元模型Fig.6 Finite element model of cab suspension

駕駛室懸置的下端采用固支連接，它與駕駛室連接處的邊界受力條件由動(dòng)力學(xué)模型導(dǎo)出，并由RADIOSS進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算。

2.3仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

將靜強(qiáng)度試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)的應(yīng)變值乘以相應(yīng)材料的彈性模量轉(zhuǎn)換成相應(yīng)的應(yīng)力值，它與有限元仿真值的對(duì)比見(jiàn)表3。由表3可知，仿真值與試驗(yàn)值的誤差在10%以?xún)?nèi)，且誤差方向具有一致性，證明了所建有限元模型的有效性，能滿(mǎn)足工程分析需要。

表3 測(cè)點(diǎn)應(yīng)力值Tab.3 Stress value

2.4駕駛室懸置模態(tài)分析

在上述有限元模型基礎(chǔ)上計(jì)算駕駛室懸置系統(tǒng)的自由模態(tài)參數(shù)，見(jiàn)表4。相對(duì)于車(chē)體(車(chē)架)的一階彎曲共振頻率范圍(5～6 Hz)和彈簧下質(zhì)量共振頻率范圍(8～15 Hz)，駕駛室懸置的模態(tài)頻率遠(yuǎn)離上述共振頻率，因此，該駕駛室懸置可獲得較好的吸收振動(dòng)效果。

表4 駕駛室懸置模態(tài)Tab.4 The mode of cab suspension

2.5駕駛室懸置極限工況分析

車(chē)輛行駛時(shí)會(huì)遇到劇烈上下顛簸、緊急制動(dòng)、急速大轉(zhuǎn)向等極限工況，通常難以通過(guò)物理樣車(chē)進(jìn)行試驗(yàn)，此時(shí)有限元仿真分析可起重要的作用。在有限元模型中分別采用3.5G垂向沖擊工況(駕駛室重心處垂向向下施加3.5倍駕駛室重力)、1G制動(dòng)工況(駕駛室重心處沿行駛方向施加1倍駕駛室重力)、1G側(cè)傾工況(駕駛室重心處側(cè)向朝向行駛方向右側(cè)施加1倍駕駛室重力)模擬上述極限工況下駕駛室懸置各零件應(yīng)力狀態(tài)(由于駕駛室懸置系統(tǒng)中存在大量的空氣彈簧之類(lèi)的彈性元件，具有強(qiáng)非線(xiàn)性，故不考慮系統(tǒng)剛度)。在3.5G垂向沖擊工況中，駕駛室懸置系統(tǒng)中駕駛室翻轉(zhuǎn)支座的局部應(yīng)力較大(圖7a)，可通過(guò)局部加厚、增設(shè)加強(qiáng)筋等措施解決。在1G制動(dòng)工況中，駕駛室懸置系統(tǒng)中后懸駕駛室連接板處局部應(yīng)力集中(圖7b)，可通過(guò)增設(shè)加強(qiáng)筋、更換材料、調(diào)整螺栓預(yù)緊力等措施解決。在1G側(cè)傾工況中，駕駛室懸置系統(tǒng)中穩(wěn)定支座出現(xiàn)局部應(yīng)力集中現(xiàn)象(圖7c)，可通過(guò)增大圓角、增加板厚等措施解決。

(a)翻轉(zhuǎn)支座應(yīng)力值

(b)連接板應(yīng)力值

(c)穩(wěn)定支座應(yīng)力值圖7 各工況應(yīng)力集中零件Fig.7 Stress concentration parts under different working conditions

雖然駕駛室懸置在極限工況下部分零件出現(xiàn)屈服，但可通過(guò)局部微調(diào)緩解應(yīng)力集中，而這些微小改動(dòng)對(duì)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性的影響可忽略不計(jì)。

3 駕駛室懸置疲勞性能

駕駛室懸置系統(tǒng)滿(mǎn)足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求并不能保證其設(shè)計(jì)可靠性，通常需要測(cè)試其耐疲勞性能。所研究的駕駛室懸置系統(tǒng)中包含大量彈性元件，因而其具有強(qiáng)非線(xiàn)性，不利于對(duì)其進(jìn)行系統(tǒng)疲勞仿真。故本文采用自研駕駛室懸置疲勞試驗(yàn)機(jī)對(duì)其疲勞特性進(jìn)行研究。

3.1駕駛室疲勞試驗(yàn)機(jī)

為探索駕駛室懸置垂向、縱向和側(cè)向的耐疲勞特性，研制了駕駛室懸置三向疲勞試驗(yàn)機(jī)，如圖8所示。

圖8 疲勞試驗(yàn)機(jī)Fig.8 Cab suspension fatigue testing equipment

試驗(yàn)機(jī)主要包括液壓激振頭、龍門(mén)架、等效駕駛室、底座等。等效駕駛室與原駕駛室具有相同的質(zhì)量和質(zhì)心位置，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相差不大。等效駕駛室由方管、鋼板等焊接，剛度較大，不易產(chǎn)生大變形。等效駕駛室質(zhì)心位置有3個(gè)沿著垂向、縱向和側(cè)向的卡槽，液壓激振頭連接不同方向的卡槽可測(cè)試駕駛室懸置不同方向的疲勞特性。液壓激振頭采用力控制閉環(huán)系統(tǒng)，能輸出穩(wěn)定的激振力。液壓激振頭與龍門(mén)架采用關(guān)節(jié)軸承連接，能釋放旋轉(zhuǎn)自由度，避免激振頭過(guò)約束。與激振頭相連的龍門(mén)架由類(lèi)工字梁和方管組成，剛度較大，激振頭工作時(shí)龍門(mén)架最大變形不超過(guò)0.1 mm。

3.2駕駛室懸置疲勞試驗(yàn)

將激振頭分別連接等效駕駛室垂向卡槽(圖9a)、縱向卡槽(圖9b)、側(cè)向卡槽(圖9c),考察其三向疲勞特性。駕駛室懸置垂向疲勞試驗(yàn)時(shí)激振頭的輸入力幅值為2倍駕駛室自重，且其為平衡值為0、頻率為1 Hz的正弦譜，振動(dòng)5×104次，持續(xù)時(shí)間約14 h。駕駛室懸置縱向疲勞和側(cè)向疲勞試驗(yàn)時(shí)激振頭輸入力幅值為0.5倍駕駛室自重，其他與垂向疲勞試驗(yàn)條件相同。駕駛室懸置疲勞試驗(yàn)的評(píng)價(jià)指標(biāo)為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件不出現(xiàn)裂紋、彈性元件不出現(xiàn)過(guò)大磨損或開(kāi)裂、駕駛室翻轉(zhuǎn)和鎖止裝置不出現(xiàn)使用性能損傷等。若系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件出現(xiàn)裂紋或開(kāi)裂，可對(duì)結(jié)構(gòu)件容易產(chǎn)生應(yīng)力集中的區(qū)域進(jìn)行微調(diào)或補(bǔ)強(qiáng)；若系統(tǒng)彈性元件出現(xiàn)過(guò)大磨損或開(kāi)裂,可改變其膠料配方，增強(qiáng)磨損性能；若駕駛室翻轉(zhuǎn)和鎖止裝置出現(xiàn)使用性能損傷，一方面可提高裝置耐磨性，另一方面可調(diào)整系統(tǒng)受力狀態(tài)。

(a)垂向連接

(b) 縱向連接

(c)側(cè)向連接圖9 三向疲勞試驗(yàn)Fig.9 Fatigue test

4 分析與討論

針對(duì)某駕駛室懸置系統(tǒng)研發(fā)提出了采用仿真設(shè)計(jì)與臺(tái)架試驗(yàn)相結(jié)合的方法，能在設(shè)計(jì)前期及時(shí)發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)缺陷并及時(shí)糾正。首先建立了空氣彈簧駕駛室懸置的動(dòng)力學(xué)模型，同時(shí)進(jìn)行了相應(yīng)的臺(tái)架試驗(yàn)并證實(shí)了其有效性。由于空氣彈簧駕駛室懸置中包含大量彈性元件，為達(dá)到系統(tǒng)最優(yōu)振動(dòng)特性，可采用動(dòng)力學(xué)模型對(duì)其進(jìn)行匹配優(yōu)化。若在駕駛室懸置下端輸入復(fù)雜試驗(yàn)路況路譜，可模擬其在各復(fù)雜工況的運(yùn)行狀況，輔助完成動(dòng)力學(xué)優(yōu)化設(shè)計(jì)。由優(yōu)化后的動(dòng)力學(xué)模型邊界條件建立駕駛室懸置的有限元模型，且采用滿(mǎn)載工況靜強(qiáng)度試驗(yàn)驗(yàn)證了所建模型的有效性。采用有限元模型分析了駕駛室懸置的模態(tài)，排除了它與簧上部件和簧下部件產(chǎn)生共振的可能性。同時(shí)，有限元模型還能用來(lái)預(yù)判車(chē)輛在極限工況下的應(yīng)力狀況，并采取措施及時(shí)解決其強(qiáng)度問(wèn)題。當(dāng)駕駛室懸置滿(mǎn)足靜強(qiáng)度(不考慮靜剛度)要求時(shí)，還需驗(yàn)證系統(tǒng)的耐疲勞特性，根據(jù)需求研制了駕駛室懸置三向疲勞試驗(yàn)機(jī)，對(duì)垂向、縱向、側(cè)向疲勞特性進(jìn)行了測(cè)試，并根據(jù)出現(xiàn)的問(wèn)題提出相應(yīng)的解決方案。若不能單次解決所有問(wèn)題，可重復(fù)上述流程，循環(huán)迭代，直至滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。同理，上述設(shè)計(jì)方法也適用于其他系統(tǒng)或整車(chē)設(shè)計(jì)，具有一定的工程價(jià)值。

5 結(jié)論

(1)本文建立了空氣彈簧駕駛室懸置動(dòng)力學(xué)模型與有限模型，并用相應(yīng)臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，結(jié)果表明，仿真模型與臺(tái)架試驗(yàn)具有較好的一致性，能滿(mǎn)足工程分析需求。

(2)本文采用動(dòng)力學(xué)模型對(duì)駕駛懸置系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了優(yōu)化，采用有限元模型預(yù)測(cè)了駕駛室懸置極限工況的應(yīng)力狀態(tài)，采用疲勞試驗(yàn)機(jī)測(cè)試了駕駛室懸置的三向疲勞特性，結(jié)果表明，設(shè)計(jì)周期大大縮短，降低了設(shè)計(jì)成本。

(3)本文提出的設(shè)計(jì)方法同樣適用于車(chē)輛其他系統(tǒng)或整車(chē)設(shè)計(jì)。

[1] 王楷焱.商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真、優(yōu)化與試驗(yàn)研究[D].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2008.

WANG Kaiyan. The Study of Dynamic Simulation Optimization and Test of Commercial Vehicle Cab Suspension System[D]. Changchun: Jilin University,2008.

[2] SOLIMAN A, GAZALY N, KADRY F. Parameters Affecting Truck Ride Comfort[J].SAE Technical Papers,2014,2014-01-0147.

[3] LEE G, KIM J, KIM G. Improving Ride Quality on the Cab Suspension of a Heavy Duty Truck[J]. SAE Technical Paper,1996,962151.

[4] 龐輝, 李紅艷, 方宗德, 等. 駕駛室懸置系統(tǒng)對(duì)重型車(chē)輛平順性影響的試驗(yàn)研究[J]. 汽車(chē)技術(shù),2010(11):52-56.

PANG Hui, LI Hongyan, FANG Zongde, et al. Experimental Study on Effects of Cab Suspension System on Heavy Vehicle Ride Comfort[J]. Automobile Technology,2010(11):52-56.

[5] 王楷焱，史文庫(kù)，楊昌海，等. 基于ADAMS的商用車(chē)駕駛室懸置系統(tǒng)振動(dòng)模態(tài)和傳遞特性[J]. 吉林大學(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版),2010,40(2):330-334.

WANG Kaiyan, SHI Wenku, YANG Changhai, et al. Commercial Vehicle Cab Suspension System Vibration Modes and Transmission Characteristics by Means of ADAMS[J]. Journal of Jilin University Engineering and Technology Edition,2010,40(2):330-334.

[6] 陳亮, 丁渭平, 楊明亮, 等. 駕駛室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞率匹配研究[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造, 2013(11):76-81.

CHEN Liang, DING Weiping, YANG Mingliang, et al. The Vibration Transmission Rate Matching Research of Cab Mounting System[J]. Machinery Design & Manufacture,2013(11):76-81.

[7] YAN X, JIANG D, WANG Z X, et al. Vibration Isolation Performance Research of Commercial Cab Suspension System Based on Road Load Data[J]. Lecture Notes in Electrical Engineering,2014(328):425-432.

[8] HE L, ZHOU S H, ZHU H L. Modeling and Simulation of Full-Float Cab Suspension System Based on ADAMS[J]. Applied Mechanics & Materials,2011,141(1):364-369.

[9] RAJAN V, DESHMUKH C. Cab Suspension Optimization Using Matlab[J]. SAE Technical Paper,2013,2013-26-0147.

[10] 葉福恒, 許可, 張延平, 等. 某商用車(chē)駕駛室全浮式懸置系統(tǒng)開(kāi)發(fā)[J]. 汽車(chē)技術(shù),2010(4):33-39.

YE Fuheng, XU Ke, ZHANG Yanping, et al. Development of Full-floating Suspension System for a Commercial Vehicle Cab[J]. Automobile Technology,2010(4):33-39.

[11] 尹萬(wàn)建. 汽車(chē)空氣彈簧懸架系統(tǒng)的非線(xiàn)性動(dòng)力學(xué)行為研究[D]. 北京: 北京交通大學(xué),2008.

YIN Wanjian. Investigation on Nonlinear Dynamical Behavior in Automobile Air Spring Suspension System[D].Beijing: Beijing Jiaotong University,2008.

SimulationDesignandExperimentalAnalysisofCommercialVehicleCabSuspensions

HUANG Jigang1LI Lin1LI Kaiqiang2

1.Nanhang Jincheng College, Nanjing, 211156 2.School of Automotive and Traffic Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang, Jiangsu,212013

A dynamics simulation model was established and testified by bench test researches for the development of a cab suspension and based on which the vibration isolation was optimized. A finite element model was also built and validated using the boundary conditions extracted from the dynamics model. Several limiting conditions were analyzed, which gave back necessary informations for modifying the structures of cab suspensions. The fatigue characteristics of the cab suspension was also tested by the fatigue tester. The results show that the difficulties encountered in researches and developments of cab suspensions may be solved efficiently by the method of simulation design and experimental analyses.

cab suspension; dynamics model; finite element model; bench test research; fatigue characteristic

U463.331

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.21.004

2017-01-25

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51405201)；江蘇省汽車(chē)工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開(kāi)放基金資助項(xiàng)目(QC201303)

(編輯陳勇)

黃繼剛，男，1982年生。南京航空航天大學(xué)金城學(xué)院講師。主要研究方向?yàn)檐?chē)輛結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、車(chē)輛測(cè)試診斷、車(chē)輛電子控制。E-mail: 595871792@qq.com。李琳，女，1982年生。南京航空航天大學(xué)金城學(xué)院講師。李凱強(qiáng)，男，1990年生。江蘇大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院博士研究生。