貨車駕駛室懸置系統性能參數優化設計

黃德惠 向建東 張吉平 耿志廣 周強

（一汽解放青島汽車有限公司，青島266043）

主題詞：懸置優化 參數識別 曲線擬合DOE設計

1 前言

貨車駕駛室懸置優化設計是提升貨車舒適性的關鍵技術，準確的仿真模型是駕駛室懸置優化設計的基礎。目前，相關學者[1-6]均基于多體動力學對貨車懸置系統進行建模和試驗驗證，但在研究過程中均未提及模型參數的校正問題，而在駕駛室懸置優化設計中，由于駕駛室前、后懸置都存在橡膠襯套，且襯套參數常常難以精確獲取，同時懸置系統鉸鏈連接處存在裝配間隙和摩擦，因而模型建立過程不可避免會進行簡化，這些都會對優化設計結果產生一定影響[7-10]。

針對上述問題，本文采用模態頻率為目標的剛度辨識和傳遞函數曲線為目標的曲線擬合方法，分別修正模型的剛度和阻尼參數，獲取了準確的仿真模型，并對其進行了優化設計和試驗驗證。

2 駕駛室懸置模型搭建

本文采用交互式建模方法,即根據元件實際尺寸通過CAD軟件建立實體模型,并導入機械系統動力學自動分析軟件（ADAMS）中，在ADAMS中添加力和約束并修改相關參數，最終得到完整的虛擬樣機模型。

2.1 駕駛室多體參數化建模

以駕駛室懸置半浮系統為研究對象，以前懸襯套六向剛度和阻尼、后懸液壓鎖襯套六向剛度和阻尼和后懸彈簧減振器剛度和阻尼為設計參數變量，在ADAMS中建立駕駛室懸置系統參數化辨識模型，如圖1所示。

前懸襯套六向剛度、后懸液壓鎖襯套剛度和后懸彈簧減振器剛度、阻尼設計參數變量設計值如表1所列。

圖1 駕駛室懸置系統參數模型

表1 設計變量參數

2.2 駕駛室懸置模態測試

駕駛室在外界激勵下的振動是其各階模態振型疊加的結果，而對振動的主要貢獻來自駕駛室前幾階模態[7]。本文采用MOOG六自由度試驗臺架（圖2）進行掃頻激勵來獲取駕駛室六階剛體模態（按振型分為前后、左右、上下、側傾、俯仰、橫擺等6個方向的模態），模態頻率仿真結果和試驗結果對比如表2所列。由表2可知，俯仰、前后與上下3個方向模態頻率的仿真和試驗較一致，均小于10%，但是在側傾、橫擺和左右3個方向模態頻率差距較大，需要對模型相關參數進行修正。

圖2 駕駛室懸置系統模態測試臺架

表2 仿真模態頻率與試驗模態頻率對比

2.3 模型修正

針對上述仿真模型不夠精確的問題，根據表2的掃頻試驗結果，利用參數辨識的方法識別彈性件的剛度和阻尼，并將辨識剛度與設計剛度的比值稱為修正系數α，將辨識阻尼比與設計阻尼的比值設為修正系數β。

2.3.1 剛度參數辨識

通過不斷迭代彈性件的剛度修正系數，使ADAMS模型計算得到的模態逼近試驗模態，將參數辨識通過優化設計來實現[11]。此流程利用Isight軟件集成AD?AMS和MATLAB，采用多島遺傳優化迭代的方法，通過修改彈性元件的等效剛度，使ADAMS計算的六向頻率逼近設計值，即優化目標最小，其最優結果得到的剛度修正系數即為性能設計參數，此結果為剛度辨識結果，如圖3所示。

圖3 參數辨識設計

將前懸襯套六向剛度、液壓鎖襯套六向剛度和后懸彈簧減振器剛度共計13個修正系數分別設為α1～α13，并將它們設為辨識參數。將剛體模態仿真模態頻率和試驗模態頻率的最小差值obj作為辨識目標，則

式中，obj為仿真模態頻率與試驗模態頻率的差值；Fx、Fy、Fz分別為仿真的前后、左右、上下運動模態頻率；Frx、Fry、Frz分別為仿真的側傾運動、俯仰運動、橫擺運動模態頻率；fx、fy、fz分別為試驗的前后、左右、上下運動模態頻率；frx、fry、frz分別為試驗的側傾運動、俯仰運動、橫擺運動的模態頻率。

通過對剛度參數進行修正，修正系數如表3所示，得到新的仿真模態頻率。剛度參數辨識后，仿真模態頻率與試驗模態頻率對比如表4所列。

表3 剛度修正系數結果

表4 剛度辨識后模態頻率結果對比

由表4可知，經剛度參數辨識后，仿真模態頻率與試驗頻率相比誤差小于10%。

2.3.2 阻尼參數辨識

經剛度參數辨識后，保證了仿真頻率的準確性，為進一步提升仿真模態的準確性，要保證懸置系統傳遞函數曲線吻合度。

基于剛度辨識結果，對駕駛室懸置系統進行上下方向掃頻仿真分析，與MOOG六自由度臺架上下方向掃頻結果進行對比，其傳遞函數如圖4所示。

圖4 辨識前仿真與試驗傳遞函數曲線對比

由圖4可知，上下方向模態頻率一致，但仿真與試驗的幅值誤差較大。這主要是因為仿真模型中阻尼與實際不符合導致，故需要對前懸襯套六向阻尼比、液壓鎖襯套六向阻尼比和后懸彈簧減振器13個阻尼比進行辨識修正，修正系數設為β1～β13。采用Isight軟件集成ADAMS和MATLAB，通過修改阻尼比使ADAMS掃頻仿真傳遞函數曲線與MOOG試驗仿真曲線不斷逼近，得到阻尼修正系數。

通過傳遞函數曲線辨識結果，其修正阻尼比系數如表5所列，俯仰運動仿真與試驗傳遞函數曲線對比如圖5所示，仿真模型與試驗模型誤差均＜5%，可用于后續優化設計。

表5 阻尼比修正系數結果

圖5 辨識后仿真與試驗傳遞函數曲線對比

3 試驗設計（DOE）

對半浮駕駛室舒適性進行優化設計的原理主要是優化其模態分布，使其盡量避免駕駛室與車輛其它總成產生共振,有效降低駕駛室內的振動，故需要對影響其模態分布的彈性元件參數和尺寸參數進行試驗設計（Design of Experiment,DOE）。

3.1 彈性元件參數靈敏度分析

由于彈性元件相關參數對駕駛室模態的影響程度尚不明確，因此將這些參數全部作為試驗因子進行分析。在試驗設計中分別以前懸6向剛度、后懸彈簧剛度以及液壓鎖襯套6向剛度共13個因素作為研究因子。為準確分析出因子對系統的影響，試驗設計中水平范圍根據因子特性選取，應盡量包含因子的全局極值點。但是水平范圍也要考慮系統的穩定性，不能過大造成系統失穩或不真實。通常情況下，每個因子常取2～3個水平。

因為隨著因子水平的增加試驗次數會激增，進而影響計算分析效率，因此每個因子選擇3個水平，因子取值如表6所列。

聯合Isight和ADMAS進行靈敏度分析，其流程如圖6所示。

分析結果表明，對于半浮駕駛室懸置系統，前懸襯套的剛度對模態頻率的影響最大，它的Z向剛度基本上決定了上下運動和側傾運動的模態頻率，Z向和Y向剛度共同決定了左右運動的模態頻率。對于半浮駕駛室最重視的是俯仰運動，俯仰運動的靈敏度分析結果如圖7所示，由圖7可看出，前懸襯套的Z向和Y向剛度以及液壓鎖襯套的X向剛度、后懸彈簧減振器的剛度對俯仰運動的模態頻率影響較大。

表6 設計變量剛度參數因子水平

圖6 靈敏度分析流程

圖7 俯仰運動靈敏度分析結果

3.2 尺寸參數靈敏度分析

除了彈性元件對駕駛室模態存在影響外，后懸液壓鎖臂橫臂的長度L也對駕駛室系統模態存在影響。圖8為后懸結構圖，由圖8可知，A點與B點的距離L即為液壓鎖橫臂的長度，保持A點位置不動，改變B點的坐標，分別計算L為140、175、210、245和280的模態，模態頻率仿真結果如圖9所示。通過對比分析可以看出，隨L的增大，各階頻率都有減小的趨勢，其中二階俯仰頻率減小最為明顯。

圖8 后懸結構示意

圖9 液壓鎖橫臂長度變化對模態的影響程度

4 駕駛室懸置系統優化設計

4.1 優化模型的建立

根據前述分析結果，取前懸襯套的三向平動剛度、液壓鎖襯套的X向剛度、后懸彈簧減振器剛度以及液壓鎖臂的長度L（yB）共計6個參數作為優化變量，液壓鎖臂長度L取結構能實現安裝的范圍，以駕駛室懸置系統的前后懸置的動撓度作為約束條件，參照試驗車輛的設計標準，前懸動撓度小于10 mm，后懸動撓度小于50 mm，以駕駛室座椅地板處的三向加權加速度均方根值作為整車行駛平順性的優化目標，輸入為海南采集路譜。其優化數學模型可表示為：

式中，wk為座椅地板處三向加速度均方根值；kfx、kfz、kfz為前懸襯套的三向剛度；krx為液壓鎖襯套的向等效剛度；kr為后懸減振器的剛度；yB為液壓鎖與后懸支架連接點處的y坐標；zf為前懸支架與駕駛室連接處的z坐標；zA為液壓鎖與減振器上部連接點的z坐標。

4.2 優化結果

采用多島遺傳算法，經過150次迭代，最優解為第82次，如圖10所示。此時，駕駛室地板三向加速度均方根值為0.502 1 m/s2，則各設計變量的優化值如表7所列。

圖10 目標值隨迭代次數變化曲線

表7 設計變量優化結果

4.3 試驗驗證

利用剛度修正系數可以求出設計剛度，剛度修正結果如表8所列。

表8 設計變量修正前、后對比

對修正后優化結果進行試驗驗證，前懸襯套三向平動剛度X、Y、Z分別取250 N/mm、650 N/mm和400 N/mm，液壓鎖襯套X向剛度取250 N/mm，取后懸彈簧減振器剛度為20 N/mm，并設計新的后懸液壓鎖長臂，將其長度L由140 mm增長為280 mm。在6自由度臺架上對原結構和新結構進行試驗驗證，在臺架上導入50～80 km/h各車速段采集的路譜進行平順性分析，分析結果如圖11所示。通過對比可知，新懸置組合的平順性比原懸置組合提高了20%左右，提高了駕駛室的舒適性。

圖11 結構改進前、后地板平順性對比

5 結束語

建立了駕駛室懸置半浮系統的多體動力學仿真模型，提出采用試驗模態頻率為剛度辨識的目標修正剛度參數，再用傳遞函數曲線為曲線擬合的辨識目標修正阻尼參數的方法，對仿真模型進行了修正，獲取準確的等效仿真模型。進一步采用DOE試驗方法，對影響模態頻率的彈性性能參數和尺寸性能參數進行了靈敏度分析，并對影響隔振性能的主因進行優化設計并進行試驗驗證，試驗結果表明，優化后的駕駛室地板平順性提升了20%，該方法合理有效，對其它懸置結構設計具有借鑒作用。