基于ADAMS的林間運輸機半主動懸架設計及振動分析1

戰 麗，李 季，任長清

(東北林業大學機電工程學院，哈爾濱150040)

目前林間運輸機的運輸艙與底盤之間通常為剛性連接，即采用無懸架結構。這種無懸架結構普遍存在震動幅度大和平順性差等問題。尤其在道路狀況的多變、復雜性的前提下，使得林間運輸精密儀器難以滿足平順性的要求。為了解決這一問題，在駕駛艙與履帶底盤中間加入懸掛系統，使其為彈性連接，以增強運輸艙的平順性，改善精密儀器及脆弱貨物的運輸環境。如圖1所示。［1-2］

圖1 履帶式林間運輸機總圖Fig．1 Structure of transport machine in woodland

1 懸架類型的選擇

傳統的履帶小型運輸機普遍采用無懸架結構。同類型輪式林用機械采用傳統被動懸架。被動懸架的剛度和阻尼是按經驗或優化設計的方法確定的。根據這些參數設計的懸架結構，在汽車行駛過程中的性能是不變的，也是無法進行調節的。在林間路況復雜多變的情況下，這使運輸機的行駛平順性受到嚴重的影響。全主動懸架就是根據汽車的運動和路面狀況，適時地調節懸架的剛度和阻尼，使其處于最佳減震狀態。而半主動懸架不考慮改變懸架的剛度，而只考慮改變懸架的阻尼，因此它是由無動力源且只有可控的阻尼元件組成。相對于被動懸架和全主動懸架，半主動懸架具有一系列優點:可以根據路況適時改變阻尼，平順性較被動懸架有顯著提高;半主動懸架系統無單獨動力源，不消耗機器的動力;結構簡單，成本遠低于全主動懸架;機構穩定，可靠性高。因此應選用半主動懸架。［3］

2 減震系統概述

2．1 振動系統分析

半主動懸架的設計應從行駛平順性和操控性出發。但林間地形多變，因此彈簧剛度和減振器的阻尼系數應能隨運輸機運行狀態而變化，使懸架系統性能總是處于最優狀態附近。但是，彈簧剛度選定后，又很難改變，因此從改變減振器阻尼入手，將阻尼分為兩級，根據傳感器信號自動選擇所需要的阻尼級。

圖2 振動系統結構簡圖Fig．2 Diagram of vibration system

圖2為由外部電磁鐵控制的減振器簡圖。為滿足平順性要求時，可選擇打開阻尼器;運輸機高速行駛時，可選擇關閉阻尼器。無阻尼可提高運輸機行駛操控性能，使其運行更穩定，但平順性下降;高阻尼可降低系統自振頻率，減少對機身的沖擊，利于提高平順性，但高速行駛使穩定性下降。

2．2 電子控制系統概述

半主動懸架的電控系統基本組成如圖3所示。傳感器將運輸機行駛的路面情況和行駛速度及啟動、加速、轉向和制動等工況轉變為電信號，輸送給電子控制器，控制器將傳感器送入的電信號進行綜合處理，輸出對懸架的阻尼進行調節的控制信號。［4］

為減少執行元件所需的功率，主要采用調節減振器的阻尼系數法，只需提供調節控制閥、控制器和反饋調節器所消耗的較小功率即可。可以根據路面的激勵和機身的響應對懸架的阻尼系數進行自適應調整，使機身的振動被控制在要求范圍之內。

圖3 電控系統組成Fig．3 The electronic control system

3 懸架核心參數的計算和分析

3．1 懸架靜撓度與剛度

在本設計中運輸機空載質量約1．2 t，載重0．8 t，由于是履帶行走系統，它區別于輪式行走機構，履帶行走機構底盤有交好的整體性和較大的著地面積。出于履帶底盤整體性的考慮，小型運輸機采用前置懸掛，后懸鉸接的結構。于是運輸機前后方的震動不存在聯系。因此，運輸機的機身固有頻率n可用下式表示。

式中:c為懸架的剛度，N/cm;m為懸架的簧載質量，kg。

當采用彈性特性為線性變化的懸架時，懸架的靜撓度可用下式表示

式中:g為重力加速度，g=981cm/s2。將fc帶入式(1)得到

由于運輸機的行走環境較為惡劣，且速度不高，對操作穩定性要求不高，推薦前懸的頻率為1．00～1．50 Hz。在選定偏頻后，再利用(2)即可算出運輸機滿載時前懸的靜撓度。

根據以上公式，取懸架頻率為n=1．2 Hz，m=2000 kg。

算出靜撓度:fc=25/n2=25 × (1．2)2=17．36 mm。

剛度c=mg/fc=(2000 ×981)/17．36=1．13 ×105N/cm。

3．2 減振器的設計

3．2．1 減振器的選取

考慮到林間路況的復雜多變，本機采用半主動懸架，不考慮改變懸架的剛度，而只考慮改變懸架的阻尼，因此它是由無動力源且只有可控的阻尼元件組成的。

本設計的半主動懸架分為有級式阻尼器，它是將懸架系統中的阻尼分為兩級，根據爆振傳感器的信號自動進行選擇所需阻尼級。也就是說，可以根據路面條件和運輸機的行駛狀態，來調節懸架阻尼級，從而可提高運輸機的行駛平順性與高速時的行駛穩定性。［5］

3．3．2 相對阻尼系數 Ψ

在減振器的卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關系為

相對阻尼系數δ=F/v，在中等沖擊情況下取v=1．3cm/s。

運輸機有阻尼以后，簧上質量是周期衰減振動，用阻尼系數Ψ的大小來評定振動衰減的快慢程度。Ψ的表達式為

式中:c為懸架系統的垂直剛度;ms為簧上質量。

可算出:相對阻尼系數δ=F/v=2000×9．81/1．3=1．5 ×104。

此處取 Ψ =0．5。

4 利用ADAMS進行振動分析

4．1 建立三維模型

通過SolidWorks 2012建立運輸機履帶底盤三維模型，然后導入ADAMS 2010(如圖4所示)。

圖4 運輸機模型導入ADAMSFig．4 Input the model into ADAMS

4．2 完善模型并添加約束

底盤的模型基礎上，在ADAMS中添加車兜，并添加各個部件的約束(如圖5所示)。圖中在運輸機底盤前部添加兩個彈簧減震器模型。約束類型:車兜與底盤為滑動副，只允許其在垂直方向相對運動。

圖5 添加約束與減震器Fig．5 Add constraints and absorber

并將上文的計算參數輸入彈簧阻尼器中(如圖6所示)。

圖6 將參數輸入彈簧阻尼器Fig．6 Input the parameter into spring-absorber

4．3 創建振動系統激勵信號

創建兩個并行周期運轉的凸輪，作為系統的輸入信號，為運輸機經過障礙的模擬信號(如圖7所示)。然后將step函數作為輸入信號賦值給Motion作為動力源。

STEP(time，0，0d，0．01，360d)+STEP(time，2，0d，2．01， -360d)。

圖7 添加系統激勵源Fig．7 Add the motion

圖8為系統輸入信號的曲線圖

圖9為系統關閉阻尼情況下輸入信號時機身的振動情況。圖中實線為機身位移-時間曲線圖，由于關閉阻尼器時機身相當于剛性連接，其曲線趨勢與信號屬于趨勢相同;虛線為加速度-時間曲線圖，該曲線是實線的2階導數。

圖10為打開阻尼器的情況，由圖可見實線為位移-時間曲線圖，其位移的波動范圍明顯小于阻尼關閉的情況。而實線的二階導數曲線為加速度-時間曲線，在圖中用虛線表示。

根據同時對比兩種情況下的加速度曲線的最大值，在無阻尼時是打開阻尼器時的三倍。在質量不變的情況下，瞬時加速度的降低直接導致沖擊力的減小，因此本懸架可有效的提高機身的平順性，減小振動。

圖8 激勵信號曲線Fig．8 The pumping signal curve

圖9 無阻尼系統振動曲線Fig．9 The curve of vibrating system without damping

圖10 高阻尼系統振動曲線Fig．10 The curve of vibrating system with damping

5 結論

本設計為現有林間運輸機設計了半主動懸架。可變的減振器阻尼值能夠較好的適應林間多變的路況，滿足運輸機的平順性要求。在路面狀況良好的情況下，關閉阻尼器，提高最大車速并且增加運輸機的操控性與行駛穩定性;在林間路面狀況復雜的情況下，打開阻尼器可以有效的衰減振動，減小沖擊。并利用了ADAMS對其振動系統分析:較普通的剛性連接，本懸架可以減小大約三倍的沖擊力，為林業研究中精密儀器的運輸提供可靠環境。

［1］白 帆，白勝文，肖 冰，等．我國木材生產機械的發展(二)——集材機械［J］．林業機械與木工設備，2013，41(2):18-21．

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［3］王其東，梅雪晴．汽車半主動懸架的研究現狀和發展趨勢［J］．合肥工業大學學報(自然科學 版)，2013，36(11):1289-1294．

［4］武云鵬，管繼富，顧 亮．車輛半主動懸架自適應控制［J］．兵工學報，2011，32(2):242-246．

［5］陳 杰，趙 強，孫 驍，等．1/4車輛半主動懸架的模糊控制研究［J］．機電產品開發與創新，2014，27(2):17-18．