基于車身3自由度剛體模態(tài)計(jì)算的輕型載貨汽車駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化

何 海 周 鋐 徐海卿 王思樂(lè)

（1.同濟(jì)大學(xué)；2.同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心）

1 道路試驗(yàn)及結(jié)果分析

輕型載貨汽車常在接近平穩(wěn)的隨機(jī)路面上行駛，所以振動(dòng)舒適性隨機(jī)路面輸入行駛試驗(yàn)是評(píng)定輕型載貨汽車駕駛室振動(dòng)舒適性的最主要試驗(yàn)。該試驗(yàn)采用平穩(wěn)隨機(jī)振動(dòng)的研究方法，通過(guò)測(cè)定座椅表面加速度響應(yīng)的均方根值來(lái)評(píng)價(jià)輕型載貨汽車駕駛室的振動(dòng)舒適性。

試驗(yàn)道路包括兩種：石塊路，其路面等級(jí)應(yīng)符合GB/T7031規(guī)定的C級(jí)路面；瀝青路，其路面等級(jí)應(yīng)符合GB/T7031規(guī)定的B級(jí)路面。石塊路主要測(cè)量懸置系統(tǒng)對(duì)駕駛室振動(dòng)的影響，瀝青路面為輕型載貨汽車實(shí)際工況主要行駛路面。在石塊路試驗(yàn)行駛車速為40 km/h，在瀝青路面試驗(yàn)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(yàn)

圖1為本文研究的輕型載貨汽車駕駛室，其采用4點(diǎn)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(jié)構(gòu)為橡膠減振墊。用于測(cè)量主動(dòng)側(cè)輸入信號(hào)的加速度傳感器分別布置在前、后4個(gè)懸置下支架接近車架的部位；用于測(cè)量被動(dòng)側(cè)輸出信號(hào)的傳感器分別布置在前、后4個(gè)懸置上支架接近駕駛室的部位；用于評(píng)價(jià)駕駛室舒適性的傳感器布置在駕駛員座椅表面。設(shè)置采樣頻率為1024 Hz，信號(hào)長(zhǎng)度為30 s。

試驗(yàn)設(shè)備為L(zhǎng)MS分析軟件、PCB加速度傳感器、KB座椅墊加速計(jì)、LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。

駕駛室技術(shù)狀況及輪胎氣壓、發(fā)動(dòng)機(jī)預(yù)熱情況等符合試驗(yàn)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(yàn)豐富。試驗(yàn)過(guò)程中駕駛員嚴(yán)格控制速度通過(guò)穩(wěn)速段，并從起始時(shí)間進(jìn)行數(shù)據(jù)采集。

1.2 道路試驗(yàn)結(jié)果分析

討論車輛振動(dòng)問(wèn)題時(shí)，主要考慮車輛沿垂向的運(yùn)動(dòng)[1]。在分析車輛行駛平順性時(shí)，Janeway認(rèn)為影響人體舒適性的主要因素是低頻加速度[2]。因而，對(duì)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(duì)4個(gè)懸置加速度信號(hào)進(jìn)行自功率譜分析，試驗(yàn)結(jié)果如圖3～圖6所示。

懸置被動(dòng)側(cè)Z向加速度的自功率譜反映試驗(yàn)車輛在石塊路40 km/h工況下駕駛室的振動(dòng)情況；懸置主動(dòng)側(cè)Z向加速度的自功率譜反映試驗(yàn)車輛在石塊路40 km/h工況下發(fā)動(dòng)機(jī)、路面、傳動(dòng)系統(tǒng)等激勵(lì)對(duì)懸置振動(dòng)的影響。對(duì)前、后4個(gè)懸置主被動(dòng)側(cè)加速度自功率譜，采用LMS_Test.lab中subtract_blocks_db函數(shù)計(jì)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(diǎn)即為共振點(diǎn)。從圖7可知，前左懸置和前右懸置被動(dòng)側(cè)的共振頻率為9.9 Hz，可以避開主動(dòng)側(cè)的幾個(gè)振動(dòng)峰值，若適當(dāng)降低懸置剛度，則減振效果會(huì)更好。從圖8可知，后左懸置和后右懸置被動(dòng)側(cè)的共振頻率為12.9 Hz，主動(dòng)側(cè)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(dòng)側(cè)峰值，則可以改善減振效果。

圖9為4個(gè)懸置主動(dòng)側(cè)的加速度信號(hào)，即激勵(lì)信號(hào)。可見，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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)和優(yōu)化懸置參數(shù)兩種常用方法來(lái)實(shí)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(jiǎn)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(guò)ADAMS軟件建立了輕型載貨汽車駕駛室懸置系統(tǒng)的多體動(dòng)力學(xué)模型。在模型建立過(guò)程中，需要對(duì)駕駛室懸置系統(tǒng)做適當(dāng)簡(jiǎn)化，將駕駛室、座椅等視為剛體。在討論駕駛室平順性時(shí)，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(dòng)、俯仰振動(dòng)和側(cè)傾振動(dòng)3個(gè)自由度[4]。

ADAMS建模時(shí)，首先根據(jù)懸置位置參數(shù)建立4個(gè)懸置位置的空間坐標(biāo)點(diǎn)，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(guò)阻尼彈簧連接，如圖10所示。然后，輸入駕駛室質(zhì)心坐標(biāo)、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(shí)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(guò)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(guò)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(gè)自由度，分別為駕駛室3個(gè)自由度、懸置總成8個(gè)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(dòng)模態(tài)分析

對(duì)駕駛室懸置進(jìn)行模態(tài)分析，可以了解駕駛室懸置模態(tài)分布，通過(guò)改進(jìn)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(dòng)。通過(guò)ADAMS/View/Simulate模塊對(duì)駕駛室懸置系統(tǒng)模型進(jìn)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(yīng)振型，如表3所示。由表3可知,通過(guò)ADAMS分析出的駕駛室懸置系統(tǒng)主要振動(dòng)模態(tài)頻率和對(duì)應(yīng)的振型分別為7.5 Hz側(cè)傾運(yùn)動(dòng)、10.2 Hz俯仰與上下平動(dòng)耦合運(yùn)動(dòng) （前懸置共振）以及13.5 Hz俯仰與上下平動(dòng)耦合運(yùn)動(dòng)（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(dòng)模態(tài)

3.2 結(jié)果對(duì)比分析

仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如表4所示。模型在10.2 Hz時(shí)振型為俯仰與上下平動(dòng)，表現(xiàn)為前懸置共振，與道路試驗(yàn)中前懸置共振頻率9.9 Hz相吻合。模型在13.5 Hz時(shí)振型為俯仰與上下平動(dòng)，表現(xiàn)為后懸置共振，與道路試驗(yàn)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(guò)程中做了簡(jiǎn)化，忽略了運(yùn)動(dòng)元件之間的一些關(guān)系，但兩個(gè)頻率誤差均小于5%，精度較高，能夠滿足工程分析，驗(yàn)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(dòng)力學(xué)模型的有效性。

表4 道路試驗(yàn)結(jié)果與ADAMS模態(tài)分析結(jié)果對(duì)比

4 優(yōu)化方案提出及驗(yàn)證

4.1 優(yōu)化方案提出

由仿真結(jié)果可知，前兩階固有頻率分別為7.5 Hz、10.2 Hz，避開了4個(gè)懸置主動(dòng)側(cè)能量集中范圍10～20 Hz，即前兩階固有頻率對(duì)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(gè)懸置主動(dòng)側(cè)能量集中范圍，增強(qiáng)了懸置和駕駛室的共振。另外，通過(guò)模態(tài)試驗(yàn)已知駕駛室第1階固有頻率為27.5 Hz，當(dāng)懸置激勵(lì)與駕駛室頻率比小時(shí)，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(lì)[5]。駕駛室懸置優(yōu)化活動(dòng)中前部彈簧剛度需比后部彈簧剛度更大[6]。基于試驗(yàn)和仿真結(jié)果，并考慮操縱穩(wěn)定性及改進(jìn)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(jì)算結(jié)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(cè)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(shí)，第2階振型表現(xiàn)為以后懸置為軸線的俯仰運(yùn)動(dòng)，第3階振型表現(xiàn)為以前懸置為軸線的俯仰運(yùn)動(dòng)，這使得駕駛室分別在第2階、第3階固有頻率時(shí)，駕駛室前部、后部振動(dòng)加劇，因而，該方案不可取。而對(duì)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(dòng)側(cè)引起的共振，達(dá)到降低駕駛室振動(dòng)效果。

4.2 優(yōu)化方案驗(yàn)證試驗(yàn)

優(yōu)化方案驗(yàn)證試驗(yàn)與上述道路試驗(yàn)條件保持一致。試驗(yàn)道路為瀝青路，試驗(yàn)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(jìn)行評(píng)估，優(yōu)化前、后對(duì)比如圖13所示。從對(duì)比結(jié)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(yàn)效果比較明顯，從而驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性。

表5 3種優(yōu)化方案結(jié)果對(duì)比

5 結(jié)束語(yǔ)

a.由駕駛室4個(gè)懸置主被動(dòng)側(cè)Z向自功率譜及隔振率，可以分析懸置主動(dòng)側(cè)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(yàn)依據(jù)。

b.建立了3自由度駕駛室懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行振動(dòng)模態(tài)分析，通過(guò)仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)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(yàn)證了簡(jiǎn)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(qiáng)譯.汽車動(dòng)力學(xué)（第 4 版）.北京：清華大學(xué)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(kù)，楊昌海，等.基于ADAMS的商用車駕駛室室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)模態(tài)和傳遞特性.吉林大學(xué)學(xué)報(bào)（工學(xué)版）2010，40（2）：330～334.

5 伍興俊，郭永進(jìn)，余海東.駕駛室板件結(jié)構(gòu)對(duì)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(yuǎn)駿.重型商用車車身懸置特性的設(shè)計(jì).商用車與發(fā)動(dòng)機(jī)，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.