某輕型商用車駕駛室懸置的建模與優(yōu)化

郭 微

(安徽水利水電職業(yè)技術(shù)學(xué)院，安徽 合肥 230601)

商用車主要為用來(lái)載運(yùn)貨物而設(shè)計(jì)和裝備的小型汽車，主要用于長(zhǎng)途物流運(yùn)輸。由于長(zhǎng)時(shí)間的持續(xù)作業(yè)會(huì)使駕駛員出現(xiàn)身體疲勞，反應(yīng)遲鈍等問(wèn)題，因此，駕駛員極易疲勞駕駛，出現(xiàn)注意力不集中現(xiàn)象，從而導(dǎo)致出現(xiàn)意外事故等損害國(guó)民經(jīng)濟(jì)的事件[1]。于是，國(guó)內(nèi)外諸多專家學(xué)者以及各汽車主機(jī)廠就提高商用車的平順性及駕駛舒適性的問(wèn)題展開了一系列的研究，例如:陳無(wú)畏教授等人基于正交試驗(yàn)對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)[2]；Yan X等人基于商用車駕駛室懸置系統(tǒng)的道路載荷數(shù)據(jù)，進(jìn)行了損傷分析[3]；Zhao, L L等人基于四自由度座椅-駕駛室耦合系統(tǒng)模型，為商用車座椅懸置系統(tǒng)的優(yōu)化提供了新的思路[4]；秦紅軍基于Adams建立駕駛室懸置系統(tǒng)模型，對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化以改善車輛的乘坐舒適性[5]。通過(guò)對(duì)國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀分析可知，現(xiàn)價(jià)段的研究方法依舊以建模分析為主，但通常建模過(guò)程較為繁瑣。

本文針對(duì)某輕型商用車的駕駛室懸置系統(tǒng)在怠速工況下出現(xiàn)隔振效果不佳的問(wèn)題，提出了一種基于Adams軟件與ISIGHT軟件聯(lián)合的駕駛室懸置優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，該優(yōu)化設(shè)計(jì)方案能夠較好的減緩駕駛室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)。

1 怠速振動(dòng)原因分析

1.1 激勵(lì)源頻率分析

某輕型商用車在怠速工況下出現(xiàn)振動(dòng)較大，該車輛發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)常用的轉(zhuǎn)速為750r/min至3000r/min，而怠速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為750r/min，對(duì)怠速時(shí)試驗(yàn)車主要激勵(lì)源發(fā)動(dòng)機(jī)、打氣泵的頻率進(jìn)行分析，計(jì)算公式如下：

發(fā)動(dòng)機(jī)頻率為

f=n·i/60c

(1)

其中，n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；i為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；c為沖程系數(shù)，四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)c值取2。

通過(guò)公式(1)計(jì)算可知，在怠速工況下，該試驗(yàn)車駕駛室懸置系統(tǒng)對(duì)應(yīng)的激振頻率為25 Hz。

由車輛結(jié)構(gòu)特點(diǎn)得知：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速/打氣泵轉(zhuǎn)速=1.4，則怠速時(shí)打氣泵的工作頻率為：

12.5÷1.4=8.93 Hz

(2)

1.2 懸置隔振分析

為了開展駕駛室懸置系統(tǒng)在怠速工況下的減振特性研究，于是采用加速度傳感器對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置主被動(dòng)端、駕駛室懸置主被動(dòng)端、發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)傳遞到駕駛室的振動(dòng)頻率進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖1所示。

圖1 傳感器布置

為了試驗(yàn)設(shè)備、環(huán)境、操作等系列流程滿足規(guī)范要求開展，試驗(yàn)方法參考GB/T 4970-2009《汽車平順性試驗(yàn)方法》[6]。測(cè)試的結(jié)果如圖2所示。

圖2 駕駛室振動(dòng)測(cè)試結(jié)果

根據(jù)圖2可知，在25 Hz處，駕駛室懸置系統(tǒng)的被動(dòng)端加速度幅值明顯小于主動(dòng)端，駕駛室懸置具有較好的減振隔振效果；在8.9 Hz處，駕駛室懸置系統(tǒng)的被動(dòng)端加速度幅值明顯大于主動(dòng)端，駕駛室懸置對(duì)振動(dòng)傳遞具有放大的作用，沒(méi)有起到相應(yīng)的隔振效果。

測(cè)試結(jié)果表明，駕駛室懸置系統(tǒng)在8.9 Hz處的隔振效果不好；在25 Hz處，具有較好的隔振效果?；跍y(cè)試結(jié)果，可以具有針對(duì)地對(duì)8.9 Hz處的駕駛室懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，以提高駕駛室懸置系統(tǒng)的隔振效果。

2 駕駛室懸置系統(tǒng)建模與動(dòng)力學(xué)分析

2.1 駕駛室懸置系統(tǒng)仿真模型的搭建

由于整車部件眾多且各部件間易發(fā)生耦合振動(dòng)，導(dǎo)致振動(dòng)加劇并難以分析。因此本文在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，先對(duì)整車的部件進(jìn)行了簡(jiǎn)化[7]。本文以駕駛室及其懸置系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立駕駛室懸置系統(tǒng)6自由度模型，如圖3所示。

圖3 駕駛室總成懸置系統(tǒng)模型示意圖

根據(jù)圖3，基于拉格朗日方程法建立該駕駛室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程：

(3)

其中M為Oxyz坐標(biāo)系下的廣義質(zhì)量矩陣；K為剛度矩陣；C為阻尼矩陣；x為坐標(biāo)矢量。

2.2 駕駛室懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型建立

本文采用交互式建模方法，在三維建模軟件CATIA軟件中建立駕駛室及懸置系統(tǒng)的三維立體模型。將所建立的三維模型導(dǎo)入多體動(dòng)力學(xué)軟件Adams中，為了減少仿真計(jì)算的難度對(duì)所建立的駕駛室懸置系統(tǒng)進(jìn)行模型簡(jiǎn)化，并以實(shí)際的駕駛室懸置的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)，建立約束，用襯套作為懸置減振元件，完成裝配，所建立的駕駛室及其懸置系統(tǒng)的多體動(dòng)力學(xué)模型，如圖4所示。

圖4 駕駛室及其懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型

基于已知駕駛室懸置系統(tǒng)的4個(gè)激振處輸入振動(dòng)，建立了理想的駕駛室懸置系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)分析模型，激勵(lì)輸入方向?yàn)閄、Y、Z，如圖5所示。

圖5 駕駛室懸置系統(tǒng)激勵(lì)輸入示意圖

在Adams中，可直接對(duì)所建立的模型進(jìn)行模態(tài)分析，并可直接得出駕駛室懸置系統(tǒng)的各階固有頻率與振型。依據(jù)整車駕駛室懸置系統(tǒng)的原始設(shè)計(jì)剛度對(duì)建立的駕駛室懸置模型進(jìn)行參數(shù)設(shè)置，設(shè)置參數(shù)分別為:前懸置K=(730,880,730)N/mm，后懸置K=400N/mm。在Adams/Vibration模塊中建立振動(dòng)模型，開展強(qiáng)迫振動(dòng)，于是可得該駕駛室懸置系統(tǒng)的各階固有頻率如表1所示，其3階振型(8.97Hz)如圖6所示。

表1 駕駛室懸置系統(tǒng)各階固有頻率

圖6 駕駛室橫擺振型(8.9Hz狀態(tài))

對(duì)整車駕駛室進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，試驗(yàn)后的駕駛室剛體模態(tài)如圖7所示，該計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證了所搭建模型固有頻率分布的正確性。

圖7 駕駛室剛體試驗(yàn)?zāi)B(tài)

3 懸置的剛度優(yōu)化與驗(yàn)證試驗(yàn)

3.1 懸置剛度優(yōu)化與試驗(yàn)設(shè)計(jì)

在Adams軟件中建立駕駛室懸置系統(tǒng)參數(shù)化模型，將剛度設(shè)置為設(shè)計(jì)變量，在此基礎(chǔ)上利用ISIGHT搭建模型變量參數(shù)化設(shè)計(jì)模塊，基于試驗(yàn)設(shè)計(jì)的駕駛室懸置剛度優(yōu)化匹配理論，展開ISIGHT與Adams的聯(lián)合仿真[8-9]。得到兩組懸置剛度的結(jié)果分別為。

前懸置：Kx=240N·mm、Ky=1000N·mm、Kz=350N·mm；后懸置：Kz=230 N·mm

其中，優(yōu)化后的前懸置參數(shù)如下所示：

前懸置剛度X=730N·mm、Y=730N·mm、Z=880N·mm；后懸置剛度：Z=400N·mm

3.2 試驗(yàn)對(duì)比

為了進(jìn)一步驗(yàn)證優(yōu)化結(jié)果的可行性，開展優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)振動(dòng)測(cè)試，結(jié)果如圖8所示。根據(jù)圖8所示優(yōu)化后的懸置剛度設(shè)計(jì)方案降低了駕駛室振動(dòng)幅值，座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)加速度幅值從0.0185g降低到0.0142g，振動(dòng)幅值降低了23%，方向盤振動(dòng)加速度幅值從0.021g將低到0.0105g，振動(dòng)幅值降低了50%。

圖8 怠速座椅導(dǎo)軌及方向盤合加速度對(duì)比圖

針對(duì)駕駛室懸置系統(tǒng)在怠速工況下出現(xiàn)異常振動(dòng)的問(wèn)題，本文提出一種駕駛室懸置系統(tǒng)的剛度優(yōu)化方案，該方案能夠降低駕駛室懸置的異常振動(dòng)，特別針對(duì)跑過(guò)強(qiáng)化路面的卡車減振效果更加明顯。

4 結(jié) 論

(1)在怠速工況下對(duì)某商用車駕駛室懸置系統(tǒng)進(jìn)行了振動(dòng)特性試驗(yàn)，分析其駕駛室懸置隔振效果，通過(guò)對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的頻域分析，得出了駕駛室懸置系統(tǒng)的共振峰值主要集中在8.9Hz和25Hz左右。

(2)采用拉格朗日方程法建立整車駕駛室懸置系統(tǒng)的6自由度動(dòng)力學(xué)方程，交互式建模法搭建駕駛室懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真模型，基于ISIGHT與Adams的聯(lián)合仿真，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，試驗(yàn)結(jié)果顯示：優(yōu)化后試驗(yàn)車在8.9Hz處，駕駛室座椅導(dǎo)軌與方向盤的加速度幅值分別降低了23%、50%和76%、77%。