輪式裝載機(jī)駕駛室減振試驗(yàn)與非線性建模

章 新，睢志偉，李占龍，董 荻，趙鈞鐸

（太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山西 太原 030024）

輪式裝載機(jī)在工作時(shí)，既要承受凹凸路面所引起的振動(dòng)，也要承受發(fā)動(dòng)機(jī)和工作裝置引起的振動(dòng)。這些振動(dòng)通過輪胎、車架傳遞給駕駛室底板和座椅，進(jìn)而傳遞給駕駛員，容易使其感覺疲憊［1-5］。

目前對裝載機(jī)和其他礦用車輛的駕駛室阻尼減振研究，很多學(xué)者都是通過建立包含輪胎、懸架、駕駛室懸置、座椅懸掛在內(nèi)的整機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)模型，以路面不平度為輸入，分析不同路況下的駕駛室減振性能，其所建模型適用范圍廣，但與駕駛室實(shí)際所受激勵(lì)相差較大［6-10］。

本文以某型額定載質(zhì)量5 t 裝載機(jī)為試驗(yàn)對象，主要環(huán)境為露天煤礦，通過不同工況下的振動(dòng)試驗(yàn)獲得駕駛室減振前、后和座椅的加速度曲線，以垂向計(jì)權(quán)加速度均方根值為評價(jià)指標(biāo)，對駕駛員舒適性進(jìn)行初步評價(jià)；建立駕駛室-座椅-人體減振系統(tǒng)模型，以實(shí)測車架激勵(lì)為輸入信號，進(jìn)行仿真和試驗(yàn)對比，驗(yàn)證了仿真模型的正確性，為后續(xù)改進(jìn)提供基礎(chǔ)［11-14］。

1 振動(dòng)特性試驗(yàn)

1.1 試驗(yàn)設(shè)備

為研究裝載機(jī)駕駛室振動(dòng)特性，初步掌握駕駛員舒適性，本次試驗(yàn)測試場地為某露天煤礦，無其他振動(dòng)和噪聲源，試驗(yàn)路面分為平路、不平路、彎道和坡道，試驗(yàn)現(xiàn)場儀器包括2 套數(shù)據(jù)采集終端和壓電式加速度傳感器（見圖1），磁座、電腦、具體設(shè)備如表1所示。

圖1 四通道數(shù)據(jù)采集器Fig.1 Four-channel data collector

表1 試驗(yàn)儀器Tab.1 Laboratory apparatus

選擇無風(fēng)的天氣試驗(yàn)，裝載機(jī)為空載，如圖2所示。測試裝載機(jī)擋位為2 個(gè)前進(jìn)擋，1 個(gè)后退擋位。其中測試行駛工況時(shí)，擋位選擇2 擋，前進(jìn)速度為25 km/h；測試作業(yè)工況時(shí)，主要為露天煤礦鏟卸煤炭，擋位選擇1擋，前進(jìn)速度為15 km/h 進(jìn)行勻速作業(yè)。駕駛員體重65 kg，校準(zhǔn)各傳感器靈敏度參數(shù)，測試儀器為四通道ICP/電壓通道，能夠?qū)崿F(xiàn)數(shù)據(jù)傳輸。

圖2 測試車輛示意圖Fig.2 Test vehicle schematic diagram

1.2 試驗(yàn)工況與測點(diǎn)布置

在不同工況下分別測試了垂直方向懸置被動(dòng)端（車架）、主動(dòng)端（駕駛室支架側(cè)）、駕駛室地板、座椅的振動(dòng)加速度。具體測試工況：靜止工況、發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速（800、1 000、1 300、1 400、1 500、1 800、2 200 r/min）、高速行駛、低速作業(yè)工況。裝載機(jī)駕駛室懸置測點(diǎn)布置圖如圖3所示。

圖3 裝載機(jī)駕駛室懸置測點(diǎn)布置圖Fig.3 Layout of measuring points for loader cab suspension

1.3 駕駛室橡膠隔振器參數(shù)實(shí)驗(yàn)

為獲得裝載機(jī)駕駛室懸置具體參數(shù)，先對后部懸置做動(dòng)態(tài)試驗(yàn)，試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)按照日本國家標(biāo)準(zhǔn)JIS K6385 執(zhí)行。通過施加不同正弦激勵(lì)載荷于試件上，再用示波器和X-Y函數(shù)儀記錄由載荷傳感器和位移傳感器反饋回來的信號，繪制動(dòng)態(tài)載荷-位移滯遲環(huán)。將測試結(jié)果進(jìn)行初步擬合，得到圖4 的橡膠隔振器載荷-位移遲滯曲線。由圖4可知，橡膠隔振器呈現(xiàn)非線性特性，假設(shè)其位移和彈性力的關(guān)系公式為

圖4 橡膠隔振器載荷-位移遲滯回線Fig.4 Load-displacement hysteresis loop of rubber isolator

阻尼力公式為

式中：W、H分別為橡膠減振器的線性剛度系數(shù)和非線性剛度系數(shù)；J為阻尼系數(shù)。

經(jīng)過計(jì)算得出W=454 N/mm，H=46.6 N/mm3，J=5.2 N·s/mm。

對前部隔振器進(jìn)行試驗(yàn)，將結(jié)果擬合后計(jì)算出前部懸置的線性剛度系數(shù)為457.6 N/mm，非線性剛度系數(shù)為20.34 N/mm3，阻尼系數(shù)為16.5 N·s/mm，為之后建立非線性駕駛室減振模型提供技術(shù)參數(shù)。

2 試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)據(jù)分析

對所測的各個(gè)工況的數(shù)據(jù)進(jìn)行數(shù)據(jù)預(yù)處理，通過去噪函數(shù)處理，使處理后的數(shù)據(jù)光滑平順。

2.1 靜態(tài)分析

靜態(tài)下分別測試發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速時(shí)各測試部位的振動(dòng)大小，駕駛室懸置主要通過懸置傳遞率來判斷其隔振的好壞，懸置傳遞率合適的范圍在12～15 dB。懸置在一個(gè)方向傳遞率的定義為

式中：a、b分別代表駕駛室減振前和減振后的加速度均方根值；T值越大代表隔振效果越好。

由圖5 可知，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 400 r/min 和2 200 r/min 時(shí)，其后部懸置隔振率分別為6.8 dB 和5.4 dB，可以得出其駕駛室懸置隔振效果在轉(zhuǎn)速1 400 r/min 和 2 200 r/min 時(shí)效果不好。由圖 6 可知，在靜止工況下，座椅振動(dòng)主要和發(fā)動(dòng)機(jī)自身激勵(lì)有關(guān)，頻率主要分布在20～100 Hz與發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火激勵(lì)有關(guān)。

圖5 靜止條件下發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速時(shí)的駕駛室振動(dòng)傳遞率Fig.5 Vibration transmissibility of cab at different engine speeds under static conditions

圖6 靜止條件下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 400 r/min時(shí)座椅頻譜Fig.6 Seat spectrum at engine speed of 1 400 r/min at rest

2.2 動(dòng)態(tài)分析

對裝載機(jī)行駛和作業(yè)進(jìn)行測試，測試各部位加速度均方根值如表2 所示。將測試所得數(shù)據(jù)預(yù)處理后得到不同工況下駕駛室減振前后加速度頻譜的曲線如圖7和圖8所示。通過將頻譜分段變換得到座椅功率譜密度圖如圖9和圖10所示。

表2 測試的振動(dòng)加速度均方根值和隔振率Tab.2 Test the root mean square value of vibration acceleration and vibration isolation rate

由表2、圖7和圖8可知，在行駛和作業(yè)工況下，駕駛室懸置隔振率在4.211～9.652 dB之間，懸置的隔振率較差，證明其懸置選型參數(shù)較不合理，高速行駛工況的振動(dòng)比低速作業(yè)工況惡劣。由圖9 和圖10 可知，座椅振動(dòng)有放大的情況且行駛工況下座椅垂向加速度功率譜較大，證明座椅設(shè)計(jì)不合理，為之后設(shè)計(jì)合適的座椅提供試驗(yàn)參考。

圖7 高速行駛工況左前測點(diǎn)垂向振動(dòng)加速度頻譜圖Fig.7 Vertical vibration acceleration spectrum of left front measuring point under high-speed driving condition

圖8 低速作業(yè)工況左前測點(diǎn)垂向振動(dòng)加速度頻譜圖Fig.8 Vertical vibration acceleration spectrum diagram of left front measuring point under low-speed working condition

圖9 高速行駛工況座椅垂向振動(dòng)加速度功率譜密度Fig.9 Power spectral density of vertical vibration acceleration of seat under high-speed driving condition

圖10 低速作業(yè)工況座椅垂向振動(dòng)加速度功率譜密度Fig.10 Power spectral density of vertical vibration acceleration of seat in low-speed working condition

2.3 人體舒適性評價(jià)

人體舒適性依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)ISO 2631—1中規(guī)定［9-10］，當(dāng)振動(dòng)波形峰值系數(shù)小于9 時(shí)，可以采用加權(quán)加速度均方根值aw來評價(jià)振動(dòng)對于人體的影響，即

式中：Ga（f）為加速度時(shí)間歷程的功率譜密度函數(shù)；f為頻率；w（f）為頻率加權(quán)函數(shù)，可以表示為

通過試驗(yàn)可以測出不同工況下的座椅振動(dòng)響應(yīng)，將測試響應(yīng)代入式（4）中，可以計(jì)算出加權(quán)加速度均方根值，對照表3對駕駛員舒適性進(jìn)行評價(jià)。

表3 裝載機(jī)座椅舒適性評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)Tab.3 Evaluation standard of seat comfort of loader

通過式（2）對不同工況下裝載機(jī)座椅舒適性進(jìn)行計(jì)算，如表4所示。

表4 試驗(yàn)時(shí)不同工況下座椅舒適性評價(jià)Tab.4 Evaluation of seat comfort under different working conditions during test.

分析發(fā)現(xiàn)，在靜止工況和發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速條件下，座椅的垂向計(jì)權(quán)加速度均方根值均小于0.315 m/s2，人體主觀感覺無不舒適；在行駛工況下，車速為25 km/h 時(shí)，垂向計(jì)權(quán)加速度均方根值大于2 m/s2，人體主觀感受為極不舒適；在作業(yè)工況下，車速為15 km/h 時(shí)，垂向計(jì)權(quán)加速度均方根值在（0.8～1.6）m/s2之間，人體主觀感受為不舒適。綜上可知，該輪式裝載機(jī)駕駛室懸置和座椅舒適性，在行駛和作業(yè)時(shí)有一定的提升空間。

3 駕駛室-座椅-人體非線性系統(tǒng)建模

3.1 整車基本參數(shù)

整車基本參數(shù)如表5所示。

表5 系統(tǒng)技術(shù)參數(shù)Tab.5 System technical parameters

3.2 駕駛室-座椅-人體非線性減振模型

以某型裝載機(jī)駕駛室為研究對象，系統(tǒng)主要參數(shù)如表5 所示。激勵(lì)來源于試驗(yàn)測試車架激勵(lì)，通過駕駛室底部4 個(gè)橡膠懸置，傳遞到駕駛室地板、座椅和人體，考慮駕駛室的垂直、俯仰、側(cè)傾運(yùn)動(dòng)以及座椅和人體的垂向運(yùn)動(dòng)，駕駛室-座椅-人體的非線性減振系統(tǒng)模型如圖11所示。

圖11 駕駛室-座椅-人體非線性減振模型Fig.11 Nonlinear vibration reduction model of cabseat-human body

圖中：zr、zs為人體垂向、座椅垂向位移；zb為車體垂向位移；θ為俯仰轉(zhuǎn)動(dòng)位移；?為側(cè)傾轉(zhuǎn)動(dòng)位移；q1（t）、q2（t）、q3（t）、q4（t）為左前、右前、右后、左后懸置的實(shí)測激勵(lì)；fs為座椅彈簧彈性力；cs為座椅阻尼系數(shù)；fi為駕駛室懸置彈性力；ci為駕駛室懸置阻尼系數(shù)；i=1，2，3，4。

駕駛室-座椅-人體的非線性系統(tǒng)模型如下：

3.3 駕駛室-座椅-人體非線性模型搭建

依據(jù)式（5）～式（12）建立駕駛室-座椅-人體非線性模型，如圖12 所示。將測試所得不同工況下的車架加速度變化曲線通過積分函數(shù)積分為位移變化曲線。將位移曲線通過Simulink 中的From workspace 模塊進(jìn)行模型的輸入，通過運(yùn)行模型后得到各部位的加速度均方根值和試驗(yàn)測試的加速度均方根值進(jìn)行對比，驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性。

圖12 駕駛室-座椅-人體Simulink振動(dòng)模型Fig.12 Simulink vibration model of cab-seathuman body

3.4 模型驗(yàn)證

將測試所得行駛工況下的車架位移輸入模型中，得到如圖13 的座椅垂向振動(dòng)曲線和如圖14 的駕駛室振動(dòng)曲線。同理，作業(yè)工況下的加速度均方根值也由此獲得，結(jié)果如表6所示。

圖13 行駛工況座椅垂向振動(dòng)Fig.13 Vertical vibration of seat under driving condition

圖14 行駛工況駕駛室垂向振動(dòng)Fig.14 Vertical vibration of driving cab

表6 不同工況下試驗(yàn)與模型加速度均方根值對比Tab.6 Comparison of root mean square values of acceleration between test and model under different working conditions

由表6 可知，在高速行駛和低速作業(yè)時(shí)，其理論和試驗(yàn)均方根值的誤差范圍為4.06%～7.57%，誤差范圍較小，所建立模型準(zhǔn)確性較高，可為后續(xù)優(yōu)化提供基礎(chǔ)。

4 結(jié)語

通過試驗(yàn)測試，靜態(tài)時(shí)座椅振動(dòng)主要和發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)有關(guān)；行駛和鏟煤作業(yè)時(shí)，其駕駛室隔振率在4.211～9.652 dB，隔振效果較差，且座椅振動(dòng)有放大現(xiàn)象，表明駕駛室懸置和座椅懸架有較大的改進(jìn)空間。同時(shí)，高速行駛工況的振動(dòng)比低速作業(yè)工況惡劣。以實(shí)測的車架振動(dòng)信號為激勵(lì)，所建的裝載機(jī)駕駛室-座椅-人體的非線性減振系統(tǒng)模型，與實(shí)車試驗(yàn)振動(dòng)加速度值的誤差范圍為4.06%～7.57%，可為后續(xù)駕駛室的阻尼減振系統(tǒng)研究提供理論基礎(chǔ)。