基于ADAMS的長頭卡車駕駛室懸置振動特性研究

葉明松　許恩永

【摘 要】客戶反饋某長頭卡車在70 km/h車速存在前后、上下耦合的共振，平順性較差。采用測試與Adams/Vibration仿真相結合的方法研究了該車駕駛室懸置的振動特性，發現其“固定”式駕駛室懸置存在5.5 Hz共振點導致平順性異常，并發現采用“半浮”式駕駛室結構具有較好的平順性。同時，采用仿真的手段對“半浮”式的剛度、阻尼和尺寸進行參數匹配和改進設計，最終消除了共振現象，且利用該設計方案降低了生產成本。

【關鍵詞】駕駛室懸置；Adams/Vibration；平順性；振動特性；隔振

【中圖分類號】U469.2 【文獻標識碼】A 【文章編號】1674-0688（2018）03-0075-04

0 引言

駕駛室懸置是影響卡車平順性的一個極其重要的零部件[1]，目前其結構形式主要有“固定”式和“半浮”式2種：“固定”式[如圖1（a）所示]出現在較早的車型中，其駕駛室直接安裝在車架上，其懸置系統被設計成硬橡膠墊固定結構，由于懸置的剛度大，阻尼比小，所以會將車輛行駛的振動直接傳遞到駕駛室[2]。某“固定”式長頭牽引車在實際的路況中，行駛速度為70 km/h左右時，駕駛室會出現明顯的前后、上下耦合的振動，其頻率在5.5 Hz左右時人體較為敏感[3]。“固定”式平順性能較差，但由于其成本低，在生產中還被較多采用。“半浮”式[如圖1（b）所示]目前已被大多數廠家應用，其結構由彈簧或氣囊與阻尼減振器組成，隔振效果得到提升[4]。但由于國內卡車設計企業對于該懸置主要以經驗設計為主導，或者參考相關競品車的懸置參數，常使被動懸架與主動懸架匹配不好，所以同樣導致隔振效果不理想[5]。

針對長頭卡車駕駛懸置的優化設計問題，本文采用多體動力學軟件ADAMS中的振動分析模塊Vibration，結合車輪徑向跳動工況，研究了駕駛懸置的結構形式、參數設置對平順性的影響，主要包括以下2個方面的內容：？譹？訛對比分析“固定”式與“半浮”式2種結構在平順性效果上的差異；？譺？訛“半浮”式懸置系統參數對平順性能的影響，并在此基礎上給出了合理的優化設計建議。

1 整車動力學模型建立

汽車震動系統非常復雜，根據汽車理論的研究方法，在建模時需要對系統進行簡化[6]。本文研究的長頭牽引車結構基本為左右對稱結構，由底盤和駕駛室組成：？譹？訛底盤的前、中、后橋均為鋼板彈簧非獨立懸架，將整車的重量（除駕駛室）分配到各個橋上；？譺？訛駕駛室懸置采用“固定”式和“半浮”式構成二級隔振系統，即駕駛室通過前后左右4組彈簧、阻尼元件與車架相連，MC為駕駛室的質量，建模時還要輸入XC、YC、ZC表示駕駛室質心相對于駕駛室兩前懸中點的坐標值，IX、IY、IZ 3個方向的轉動慣量，Kcfx、Kcfy、Kcfz3個方向的剛度，ζcfx、ζcfy、ζcfz分別為前懸減振器（若無則為橡膠墊的阻尼比），駕駛室后懸的設置同前懸。

通過臺架試驗及三維設計軟件計算得到整車的建模參數，在Adams/View中得到簡化后的整車模型（如圖2所示）。

2 仿真與分析

2.1 “固定”式與“半浮”式懸置振動特性對比分析

實車振動測試發現，采用“固定”式懸置的駕駛室會在行駛速度為70 km/h左右時出現明顯的前后、上下耦合振動，此時車輪轉數頻率為5.5 Hz，由加速傳感器振動電測得到的傳遞路徑頻譜分析（如圖3所示）可以看到：？譹？訛后橋由于沒有阻尼減振器，在Z方向5.5 Hz時，簧上比簧下振動存在明顯的放大；？譺？訛在前橋、中橋的駕駛懸置附近，懸置下的車架X方向5.5 Hz的振動很小，但傳遞到駕駛懸置以上時振動放大較多，同時Z方向也存在較大的振動。由此振動傳遞路徑可看出，后輪5.5 Hz的徑向跳動被后板簧系統放大，再經過駕駛室懸置后，振動方向變為前后X方向與上下Z方向的耦合，所以造成人體明顯的俯仰振動感覺。

為了更好地從理論上解釋上述現象，找到合適的解決方案，本文將分2步進行研究。

第一步，本文對“固定”式和“半浮”式駕駛室懸置模型，在ADAMS/Vibration模塊中進行模態分析，2種懸置結構形式的動力學模型如圖2所示，懸置參數設置見表1。觀察2種結構的模態振型可得到以下結論：？譹？訛在5.5 Hz時，“固定”式駕駛室存在“俯仰運動”的模態振型，產生的該模態是由于“固定”式懸置所采用的橡膠墊結構在X方向上的剛度較小。？譺？訛“半浮”式懸置結構的前懸為內置橡膠襯套的鉸鏈，后懸為“彈簧+阻尼減振器”結構，模態分析結果表明在5.5 Hz時駕駛懸置已經沒有了“俯仰運動”振型。所以，對于車輪的徑向跳動，“半浮”式的隔振效果優于“固定”式。

第二步，本文還利用Adams/Vibration的受迫振動功能，對比分析“固定”式與“半浮”式駕駛室座椅位置三方向合成的振動加速度在不同激振頻率下的響應[7]。即，在后橋車輪加上了周期性的位移激勵，模擬后輪的徑向跳動，激勵函數如下：

D=Asin（2πft+φ）

式中：D為激勵位移；A為位移幅值，取2 mm；f為激勵頻率，范圍為0.1～10 Hz，可以模擬115 km/h以下的車輪轉數；φ為相位角，取0。

分析圖4得到以下結論：？譹？訛在5.7 Hz時，“固定”式有較大峰值，振型為“俯仰”運動。“半浮”式在此頻率下無峰值，振型為輕微“前后”運動，說明“半浮”式對車輪徑向跳動可以起到有效的隔振作用。？譺？訛在3.0 Hz時，存在第2個峰值，2個模型的振型都是中板簧的垂直振動。從圖4中看出“半浮”式由于后懸有減振器，減振效果好。

可見，“半浮”式的減振效果明顯優于“固定”式，在滿足生產成本的前提下，應優先采用“半浮”式駕駛懸置結構。

2.2 “半浮”式懸置參數影響分析

“半浮”式懸置有“彈簧”和“氣囊”2種構件可以選擇，有2個問題需要考慮：？譹？訛前者的成本比后者低，但前者的剛度大，平順性效果不一定能滿足要求。？譺？訛懸置的哪些參數對平順性的影響比較大，該長頭車駕駛室懸置的剛度、阻尼、尺寸參數應該怎么取值。所以，下文將結合3種情況，比較懸置中不同的參數對平順性的影響。

（1）后懸置垂直剛度影響。改變后懸的垂直剛度見表2，其他參數不變（表1中的“半浮”式）。

對3種剛度情況進行受迫振動分析，工況設置同“2.1節”，得到頻域下的響應曲線（如圖5所示）。

結果表明：？譹？訛后懸剛度增大，平順性變差。？譺？訛“彈簧”式后懸對應的是“原方案”曲線，“氣囊”式后懸對應“垂直剛度減小”曲線，可見，剛度減小到一定程度，平順性并沒有得到很大改進，但是成本增加較多。所以，建議采用“彈簧”式的后懸結構。

（2）前懸徑向剛度的影響。“半浮”式的前懸為鉸鏈結構，只用設置徑向剛度。改變前懸的徑直剛度（見表3），其他參數不變（表1中的“半浮”式）。

按照相同工況，對3種剛度情況進行受迫振動分析，得到頻域下的響應曲線（如圖6所示）。

結果表明：？譹？訛將前懸徑向剛度減小到300 N/mm，與“固定”式的值相同時，會在5.8 Hz左右出現峰值，振型為“俯仰”運動，但由于后懸有減振器，幅值較小。？譺？訛取原方案剛度700 N/mm時，會在8.3 Hz出現一個峰值，振型為“前后”竄動，但幅值較小。？譻？訛將前懸徑向剛度增大到1 400 N/mm時，“前后”竄動振型出現在13.5 Hz，對應車速高于160 km/h，所以不會出現前后竄動的現象。建議前懸徑向剛度取值大于700 N/mm，后懸減振器的阻尼比取0.3。

（3）前后懸距離的影響。改變前后懸的距離L（見表4），其他參數不變（表1中的“半浮”式）。

按照相同工況，對3種距離進行受迫振動分析，得到頻域下的響應曲線（如圖7所示）。

結果表明：前后懸距離增大到1 335 mm，在3.0 Hz中橋板簧共振時，隔振效果沒有原方案好，而且增加、減小前后懸置要改動駕駛底板結構，成本較高，所以建議維持原方案。

3 結語

通過ADAMS/Vibration模塊，對“固定”式與“半浮”式駕駛懸置進行了模態對比分析、受迫振動對比分析發現，“半浮”式駕駛懸置對車輪徑向跳動的隔振效果明顯優于“固定”式；進一步分析“半浮”式駕駛懸置的剛度、阻尼、尺寸參數時，確定采用后懸“彈簧”式，其剛度取28 N/mm、前懸徑向剛度大于700 N/mm、前后懸距離不用改動這個方案，按照這種方式調整生產成本較低，且能夠滿足平順性要求，為該車型的定型提供參考。

由于本文的動力學模型沒有考慮懸架系統（如板簧、駕駛懸置）的動剛度、阻尼非線性，因此下一步工作將進一步完善模型，用動力學仿真與樣車測試相結合的方法來優化整車動力學性能，獲得較準確的仿真結果，為該車型正向開發提供依據。

參 考 文 獻

[1]趙林峰，胡金芳，張榮蕓.重型牽引車駕駛室懸置于懸架參數的集成優化設計[J].中國機械工程，2016，27（6）：791-795，808.

[2]周水清.汽車駕駛室懸置系統振動仿真分析[J].武漢理工大學學報：信息與管理工程版，2005，27（1）：131.

[3]雷雪媛，顧亮，董明明，等.汽車平順性的仿真與試驗分析[J].機械設計與制造，2015（11）：38-41.

[4]鄧聚才，馮哲，劉夫云.某載貨汽車振動控制與平順性提升方法[J].汽車技術，2014，45（3）：10-12，30.

[5]王國林，李凱強，楊建，等.商用車駕駛室懸置仿真與隔振性能優化[J].汽車工程，2017，39（9）：1081-1086.

[6]余志生.汽車理論[M].第4版.北京：機械工業出版社，2006：202.

[7]王輝，盛建平，陳德強.基于ADAMS的電動汽車前懸架多體動力學仿真分析[J].工業控制計算機，2016（6）：94-95.

[責任編輯：鐘聲賢]