驾驶室悬置系统

驾驶室悬置系统（精选4篇）

驾驶室悬置系统 篇1

摘要：应用多体动力学软件ADAMS, 针对某全浮式商用车驾驶室在路况较差时产生剧烈振动的问题, 建立了整车多刚体动力学模型;并基于此模型进行了平顺性仿真试验。通过对驾驶室悬置系统刚度和阻尼参数的正交优化设计, 试验得出不同车速下的优化方案;并对各个车速的优化结果进行正交权衡分析得到最终可实施的全车速下的最优方案。经过实车试验验证, 全车速下的最优方案能够明显提高驾驶室的乘坐舒适性, 表明正交权衡分析法效果理想, 具有一定的工程指导意义。

关键词：全车速,整车动力学,驾驶室悬置,正交设计,参数优化,平顺性

目前商用车驾驶室悬置形式主要有两种———半浮式悬置和全浮式悬置。商用车一般行驶在路况较差的路面上, 司机驾驶时间较长, 容易导致疲劳, 这样会影响到驾驶的安全性[1];因此商用车的驾驶舒适性问题逐渐引起了人们的关注。某企业商用车全浮式驾驶室 (如图1所示) 悬置系统设计时只考虑了单一系统的传递特性, 没有考虑整车的动力学模型, 因而该车辆的驾驶室平顺性较差, 不能满足人体舒适性要求, 甚至出现共振等问题, 因此需要对车辆的平顺性进行改进。

赵永辉, 李鹏飞, 宋发宝等人对商用车全浮式驾驶室悬置隔振进行了仿真研究[2—4], 但是基于整车系统动力学模型的全浮式驾驶室隔振研究目前比较少见, 并且对于考虑全车速下驾驶室悬置系统的优化匹配的研究也比较少见。基于现代多刚体动力学理论和虚拟样机技术, 研究了全浮式驾驶室商用车悬置隔振问题, 在ADAMS中建立了基于商用车的全浮式驾驶室悬置隔振仿真模型, 并采用正交设计优化试验[5,6]进行仿真试验分析, 对车辆驾驶室悬置系统的弹簧与减振器的参数进行重新选择和匹配, 得出适用于各个车速下的该车驾驶室悬置最佳参数组合, 并应用正交权衡分析法对优化结果进行分析, 得出适用于全车速下的最优方案, 该方案改善了原车驾驶室平顺性较差的状况, 为国内应用虚拟样机技术进行基于整车驾驶室平顺性的全车速下悬置系统优化研究提供了借鉴参考。

1 整车模型的建立及验证

1.1 基于整车的全浮式驾驶室悬置系统振动力学模型

本文所研究的商用车前悬为钢板弹簧非独立悬架, 后悬为等臂式平衡悬架。驾驶室悬置采用全浮式悬置隔振系统, 即驾驶室通过前后左右四组弹簧阻尼元件组成的悬置系统悬置在车架上。建模难点在于钢板弹簧建模, 采用BEAM梁单元法建立板簧动力学模型, 将每个簧片分成若干个质量块, 相邻的两个质量块之间用无质量的BEAM单元连接, 簧片之间的接触和摩擦力通过设置相应的接触应力和摩擦因素来定义, 各单元连接点位置的选取反应实际板簧的曲率形状特点[7,8]。本文采用少片簧结构代替多片簧, 不考虑片间摩擦, 这样做可以大大的提高运算速度。

建立的整车模型包括驾驶室、车架、前后悬架、轮胎、转向等子系统, 忽略车架、驾驶室、车桥和车厢等主要部件自身的弹性变形, 将其视为刚体, 暂不考虑车架及驾驶室等部件之间的耦合影响, 实车中存在大量刚度较大且具有非线性的橡胶连接衬套, 在建模时忽略部分衬套, 并对有些衬套的非线性刚度进行线性化处理[9], 则整车系统可简化成约束多刚体系统, 建立的约束多刚体动力学模型如图2所示。图中, {xii (t) } (i=1, 2, …, 12) 分别为商用车左右车轮输入;M1、M2、M3、M4、M5、M6、M7、M8分别为一桥、二桥、中桥、后桥、车架 (含动力总成) 、驾驶室、驾驶员座椅、车厢和货物的质心位置, z为驾驶室地板的垂直位移。

根据随机振动理论[10], 假设整车系统在12个车轮处激励相互独立, 其相应的激励和功率谱分别为Xii (t) 和{Sii (f) } (i=1, 2, …, 12) , 那么在仅考虑地板处垂直方向加速度时其输出功率谱可表示为

式 (1) 中Sxx (f) 为整车的输入功率谱矩阵, 为对角阵, 表示为:为系统的传递函数矩阵, 可表示为

相应的驾驶室地板垂直方向加速度均方根可由式 (1) 得出, 表示为

得到驾驶室地板垂直方向加速度均方根值之后, 参照相关标准对该商用车驾驶室平顺性进行分析, 并对悬置系统进行改进和设计。

1.2 整车虚拟样机模型的建立

振动力学模型确立之后, 利用多体动力学理论在ADAMS软件中对该车进行参数化建模, 建好模型后可以给轮胎加激振台激励也可以添加路面, 为了使仿真更加精确, 在ADAMS中建立基于实际路面载荷谱的随机路面, 建立的多刚体动力学模型[10]如图3所示。

2 实车与仿真模型平顺性试验及验证

2.1 实车振动舒适性道路试验

首先对目标车进行振动舒适性道路试验, 按照国标GB/T 4970—2009中《汽车平顺性试验方法》[11]进行。该车分别以50、60、70、80 km/h四种车速在沥青路面 (即B级随机路面) 上保持匀速行驶一段距离, 按照国标中规定将脚步地板上的传感器布置在驾驶员两脚中间位置, 测点布置形式如图4, 采集驾驶室地板垂向z的加权加速度均方根值。

2.2 仿真模型平顺性试验及验证

在ADAMS/View中, 整车在满载情况下分别以50、60、70、80 km/h四种速度在B级路面上匀速行驶一段距离, 测量驾驶室地板的垂向振动加速度值, 将测得的地板垂向加速度与目标车的垂向加速度的功率谱密度曲线进行对比, 如图6所示, 从图中可以看出, 基本上仿真试验功率谱密度主要集中在0~20 Hz内, 仿真试验与试验实车功率谱密度峰值接近且出现峰值的频率点基本一致, 由此可以判断仿真模型基本是正确的。

2.3 正交试验设计及优化结果分析

正交试验设计是利用标准化的正交表进行科学地安排与分析多因素试验的方法, 其主要优点是在很多试验方案中挑选出代表性强的少数几个试验方案, 并且通过对少数试验方案试验结果的分析, 推断出最优方案, 同时还可以作进一步的分析, 得到比试验结果本身给出的还要多的有关各因素的信息。

根据工程应用的实际设计变量选择需要, 选择驾驶室前悬置刚度、前悬置阻尼、后悬置刚度、后悬置阻尼为设计变量, 取这4个变量作为因素, 每个因素分为三个水平 (表1) , 以驾驶室地板处垂直方向加权加速度均方根值为评价目标, 进行正交试验优化。考虑到驾驶室悬置系统的动挠度不宜过大, 所以动扰度应作为约束条件之一;对平顺性而言, 驾驶室的侧倾角过大或过小, 乘客都会感到不舒适, 所以侧倾角也应作为约束条件之一。参照企业试验车辆驾驶室悬置系统技术指标, 将动挠度定为<50 mm, 侧倾角<2°。驾驶室悬置参数各车速下正交试验表见表2。

对表2中各车速下的正交试验结果进行极差与因素主次分析, 最终得出各车速下的最优方案 (表3) 。根据表3正交优化分析得到的悬置参数优化方案, 求取各个车速下驾驶室地板垂向加速度加权均方根值, 将其与目标车驾驶室地板垂向加速度加权均方根值的进行对比 (表4) 。比较表4, 优化后方案地板垂向的各加权加速度均方根值均比优化前降低, 从表3所示的结果看, 每种车速下均有一组最优方案 (其中60, 80 km/h的参数组合一致) , 如何选择一组方案使其适用于各种车速条件, 则需要综合考虑各种优化方案。通过仿真计算发现, 一种车速下的最优方案在另一种车速下却不一定是最优的, 比如将70 km/h下的最优方案在60 km/h激励下进行仿真, 所得的驾驶室地板垂向加权加速度均方根值大于60 km/h下的优化方案所得值, 即单一车速下的优化方案并不适用于所有车速条件。因此, 需要综合参考这些优化方案得到一组可实施的最终设计方案, 使得这组设计方案在各车速下使得评价目标均为最优, 因此对优化结果进行正交权衡综合处理。

通过正交优化分析得到的各车速下的悬置组合不一定是最优组合, 如何在此基础上找出一组悬置参数组合适用于各个车速成为难点, 若要再重新设计正交试验势必会增加工作难度, 因此提出正交权衡综合处理的方法, 由于各车速下因素与水平一致, 就可以将各车速下的悬置参数组合分别运用到其他车速下, 这样得到一组新的试验表, 进行仿真试验再从中选出能使各车速下的目标值均较低的一组参数组合。具体做法是:以表3所示的各车速下优化方案参数值为参考, 对驾驶室悬置各个优化参数进行正交权衡综合处理, 将各个车速下的悬置参数组合应用到其他车速下进行仿真试验, 表3中60 km/h和80 km/h车速下的悬置参数组合一致, 这样只要设计8组试验方案 (见表5) 并进行仿真试验即可, 试验结果见表5 (打 (√) 表示进行该组试验, 粗体表示该试验已做过) 。对表5的试验结果进行正交权衡分析, 按照这样将得到的试验结果进行对比, 最终得到一组适用于各个车速的设计方案 (见表6) , 即车速50 km/h悬置参数组合条件下目标值均最低 (见表4) 。

经过综合比较, 发现在车速50 km/h时的悬置参数组合也适用于其他车速, 最终确定该参数组合为最优参数组合。与原始方案相比, 综合处理的驾驶室地板垂向加权加速度均方根值降低幅度为:50 km/h时降低50.2%;60 km/h时降低39.8%;70 km/h时降低16.7%, 80 km/h时降低14.3%。

在此仅取满载工况下车速为50 km/h时驾驶室悬置参数优化前后的仿真对比, 说明综合处理优化后的悬置参数可以有效地提高驾驶员的驾乘舒适性, 如图6所示。

2.4 验证优化试验

为验证仿真结果的正确性以及可行性, 需要对目标车进行驾驶室悬置改进, 具体方案如下:将原始商用车驾驶室后悬置钢板弹簧更换为刚度为50N/mm的螺旋弹簧, 并在后悬置处添加限位块, 同时将后悬置处的原始减振器更换为8 N·s/mm的减振器, 安装位置及角度不变;更换前悬置的螺旋弹簧, 改为刚度为50 N/mm的螺旋弹簧, 减震器换为4 N·s/mm的减振器, 改进前、后的后悬置形式对比如图7所示。按照《汽车平顺性试验方法》进行, 测得各车速下驾驶室脚步地板垂向振动加速度加权均方根值, 如表7所示。从表中可以看出, 按照仿真分析结果设置驾驶室悬置参数, 实车验证试验结果与仿真结果比较接近, 误差不超过10%。这说明优化方案是正确的。

3 结论

本文建立了基于整车系统的全浮式驾驶室悬置系统振动力学模型, 对驾驶室悬置隔振系统进行力学分析, 并在此基础上建立了基于整车系统的驾驶室动力学模型。主要结论有:

(1) 采用正交试验与虚拟样机技术相结合的优化方法, 验证了解决驾驶室悬置系统参数匹配及优化问题的有效性, 并在此基础上提出了如何解决全车速下参数优化的方法和思路, 为今后解决该类问题提供了参考。

(2) 单一车速下的优化方案并不能适用于其他车速, 如何找出适用于全车速下的优化方案, 本文提出了正交权衡处理方法, 有效的解决了全车速下的悬置系统优化问题。全车速下的优化方案表明, 驾驶室地板加权加速度均方根值较原车均大幅度降低:50 km/h时降低50.2%;60 km/h时降低39.8%;70 km/h时降低16.7%;80 km/h时降低14.3%。

(3) 按照仿真试验最终优化方案更改悬置形式以及结构参数, 实车试验结果验证了全车速下的优化方案是基本正确的, 表明该优化设计方案有效可行, 具有较高的工程应用价值。

参考文献

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驾驶室悬置系统 篇2

牵引车运送大吨位的货物行驶在不平路面上时,其驾驶室容易产生俯仰运动,因此有必要对驾驶室悬置参数进行重新匹配以改善其振动舒适性等。

国内外对汽车的振动舒适性进行了广泛研究,取得了很多成果[1,2,3,4,5]。文献[6,7,8,9,10]基于路面仿真模型,将悬架钢板弹簧的非线性刚度简化为线性刚度,将车架柔性化[6,8],而将驾驶室简化为刚体,建立了包含驾驶室悬置及悬架两级减振装置的整车多体动力学模型,以时域的垂向加速度均方根值或频域的垂向加速度功率谱的极值为评价目标进行振动舒适性优化,虽然分析全面,自动化程度高,但在模型建立方面,模型简化太多,激励不准确,在评价目标建立方面,评价目标不但没有加权,而且没有考虑俯仰角加速度的变化,也没有考虑参数优化后悬置动挠度的变化,优化结果可能与实际偏差较大,不利于实际工程应用。

本文直接以测得的驾驶室悬置下的加速度信号为激励,采用柔性化的驾驶室和横向稳定杆建立驾驶室悬置系统的多体动力学模型,通过响应的仿真与试验对比等方法来验证模型的正确性。以俯仰角加权加速度均方根值为评价目标,在频域内对驾驶室前后悬置的刚度阻尼进行正交试验匹配,同时研究垂向加权加速度均方根值的变化,并在时域内对参数匹配后驾驶室悬置的动挠度变化进行研究。

1 原驾驶室悬置系统模型的建立

1.1驾驶室及横向稳定杆的柔性化处理

驾驶室是由冲压薄板零件构成的大面积组合体,受到外界激励时,相对变形较大,本文对其进行了柔性化处理。在HYPERMESH中建立驾驶室有限元模型,将其导入NASTRAN中进行模态分析,按照加权的频率范围,提取80Hz以内的模态,其中一阶模态频率为18.076Hz,一阶模态振型为整体扭转。最后将生成的模态中性文件导入ADAMS,驾驶室内饰等作为集中质量,分别加载到相应位置。

驾驶室悬置的横向稳定杆在振动中会发生扭转、弯曲等变形,不能视为刚体,以六面体实体单元为基本单元,按照驾驶室柔性化的步骤,对其进行柔性化处理,可使整个模型能兼顾左右激励不同状态下的响应。

1.2驾驶室前后悬置连接副的建立

试验样车的驾驶室悬置系统是螺旋弹簧式四点全浮的悬置,悬置系统左右对称。前悬置为剪刀结构,剪刀结构的上托板上下运动时会带动驾驶室及后悬置上托架一起前后微小摆动,根据此运动特点在ADAMS中建立前后悬置的连接副,如图1所示。

(a)前左悬置 (b)后右悬置

整个驾驶室悬置系统包括30个刚体运动件(主要包括前左悬的上下托板、前右悬的上下托板、后悬置的上下托板及4个减振器的上下本体等)、2个柔体运动件、4个圆柱副、4个球形副、2个移动副、16个固定副、8个万向副。

驾驶室、驾驶室前后悬置及地面形成闭合系统,全部用低副连接此模型时,则会引起悬置激励处水平方向上自由度过约束(低副限制的自由度个数比较多)。当ADAMS检测到过约束时会自动解除一些约束,从而使被解除约束的自由度上构件间的作用力不再被计算,可能导致错误的运算结果,也会影响计算速度。所以本文采取2个基本副(1个点线副与1个平行副)的组合代替用于后悬下托板与地面连接的移动副,很好地消除了模型的此类过约束问题。

利用模态叠加原理将驾驶室及横向稳定杆各阶主模态集成到驾驶室悬置系统动力学模型中。按照实际情况,驾驶室悬置上托板与驾驶室地板4个点进行刚性连接,但在ADAMS中这样做也会产生过约束,如果只加在一点则只有一点受力,不符合实际情况。由于ADAMS中的衬套刚度和阻尼设置为足够大时等同于固定副,且衬套不会减少自由度,所以本文采用衬套代替固定副解决了驾驶室底部4个点与悬置连接时产生过约束的问题。

柔性驾驶室、柔性横向稳定杆与刚性的驾驶室悬置部件装配一起即为刚柔耦合模型。驾驶室悬置系统刚柔耦合动力学模型如图2所示。

2 道路试验及仿真模型的验证

2.1振动舒适性道路试验

本文从自由度、加权加速度均方根值及系统模态三个方面来验证模型的正确性。其中加权加速度均方根值的验证需要用到仿真模型的激励信号及验证信号,因此需要进行振动舒适性道路试验。

试验中采用了德国IMC C1型采集器和丹麦B&K ICP型加速度传感器,用于测量仿真模型输入信号的加速度传感器分别布置在前后悬置支架接近车架的部位,用于验证模型的传感器布置在驾驶员座椅部位(图3)。

试验是在沥青公路上进行的,路面等级接近B级,被试样车在满载的工况下分别以常用的30km/h、40km/h、50km/h、60km/h车速匀速行驶,设置采样频率为500Hz,信号长度为90s。测量各测点的振动信号。

2.2模型自由度验证

在ADAMS中进行模型验证显示:模型无过约束,整个模型包含76个自由度。根据模型中运动副及其自由度约束数也可计算出模型的自由度:6n-∑ni=6×32-4×4-3×4-5×2-6×16-4×8-1×1-2×1+20+34=76(n为运动件个数,ni为第i种约束所限制的自由度个数)。模型的76个自由度包括驾驶室6个自由度、悬置元件12个自由度、激励处的4个垂向自由度、横向稳定杆20阶模态形成的20个自由度、柔性驾驶室34阶模态形成的34个自由度。计算分析结果与ADAMS验证结果一致。

2.3加权加速度均方根值的验证

对测得的时域加速度信号进行转换,得到频域的加速度功率谱,以此为激励,仿真得到驾驶员座椅支撑部位的垂直方向的加速度功率谱,按照ISO2631[11]规定的加权系数w(f),根据

aw=[∫800.5w2(f)Ga(f)]1/2 (1)

对座椅支撑部位垂向的加速度功率谱Ga(f)进行加权,得到垂向的加速度均方根值aw z,与试验测得的相同位置的aw z进行对比,不同车速下对比结果如表1所示。

从座椅支撑部位的垂向的加权加速度均方根值对比可看出,模型仿真结果比较接近于试验结果,仿真模型具有一定的精度。

2.4驾驶室悬置系统模态分析

通过对驾驶室悬置系统进行模态分析可以知道系统的固有频率和振型特征,以此为依据,可以对悬置系统的固有特性进行分析。除此之外,由于通过模态分析可以看到系统的模态振型,因此还可以以此来检验模型简化的正确性。在ADAMS/VIBRATION中仿真分析得到驾驶室悬置系统的主要模态频率如表2所示,模态振型如图4～图6所示。

由表2可知,驾驶室悬置系统的固有振动频率主要集中在3Hz以内,与全浮式驾驶室的主要固有频率设计值相吻合。

综合以上验证分析可知,仿真模型正确,可以用于悬置参数匹配。

3 驾驶室悬置参数的正交试验匹配

3.1正交试验

本文采用正交试验技术进行悬置参数匹配。试验仍采用测得的悬置下的加速度信号变换成的加速度功率谱为输入、座椅支撑处加速度功率谱为输出,在频域内进行仿真。

在ADAMS中没有直接的加权加速度均方根值评价目标,直接以时域的俯仰角加速度均方根值或频域的俯仰角加速度自功率谱的极值为目标进行平顺性分析都有片面性,故本文利用MATLAB软件编写程序,根据ISO2631[11]推荐的频率范围及1/3倍频带的俯仰角加权系数,对座椅处的俯仰角加速度功率谱按照式(1)进行加权,得到座椅支撑处的俯仰角加权加速度均方根值,以此为评价目标进行正交试验。

根据工程应用的实际,选择驾驶室前后悬置弹簧的刚度、驾驶室前后悬置减振器阻尼为设计变量,因试验样车驾驶室悬置的减震器阻尼及弹簧刚度前后不等,但左右对称,故共有4个匹配因子,每个因子分为三个水平,综合考虑驾驶室悬置设计规范、弹簧及阻尼器的可制造性、模型的静平衡等方面确定各因子水平如表3所示。

注:cf、kf分别为前悬置阻尼和刚度;cr、kr分别为后悬置阻尼和刚度。

根据选取的因子与水平,选用正交表L9(34)[12]进行了9次仿真试验,考察试验样车以60km/h的速度行驶时各因子的不同水平对驾驶室座椅支撑部位的俯仰角加权加速度均方根值aw φ的影响。表4给出了9次仿真得到的aw φ值及分析结果。

注:awi(i=1,2,3)为因子所在列的所有i水平对应的awφ的平均值;R为同一列的awi中的极大值与极小值之差。

3.2正交试验结果分析

根据应用概率统计[12]的极差分析理论,因子的极差越大,它对评价目标的影响越大。因此4个因子对座椅支撑处的俯仰角加权加速度均方根值的影响大小顺序为:cr→cf→kf→kr。根据文献[12]的正交试验理论:当评价目标的值越小、匹配的效果越好时,每个因子中mix(awi)相应的水平为最佳水平。对于驾驶室而言,aw越小,其平顺性越好,所以根据正交试验分析结果可推断出前后悬置的刚度与阻尼的最佳匹配为:cf取3水平,kf取1水平,cr取3水平,kr取1水平。试验中并没有此种组合,再次仿真可得此种组合下座椅支撑处俯仰角加权加速度均方根值aw φ=0.288rad/s2,比原方案的0.333rad/s2降低14%。

按照此种组合,其他车速下驾驶室的俯仰振动也得到了改善,不同车速下俯仰角加权加速度均方根值平均降低14%,表5所示为不同车速下匹配方案与原始方案的aw φ的对比。

同时对比匹配前后座椅支撑部位垂向加权加速度均方根值awz的变化,结果如表6所示。可以看出,悬置参数匹配后,座椅支撑部位垂向的加权加速度均方根值也都变小,平均降低9%。

3.3参数匹配后前后悬置动挠度变化分析

悬置参数匹配后能减小加权加速度均方根值,改善驾驶室振动舒适性,但也可能会引起动挠度增大,从而增大撞击限位的概率,影响振动舒适性,因此有必要对参数匹配后的悬置动挠度进行对比分析,防止动挠度增大过大。本文以道路试验测得的加速度转变成的位移为输入,在时域内进行仿真。以60km/h时后悬置动挠度变化为例,时域对比只取一段信号(图7)。后悬置动挠度由匹配前的8.3mm减小为匹配后的6.8mm,远小于后悬置限位行程49.0mm。不同车速下前后悬置动挠度变化如表7所示。

由表7可知:不同车速下,悬置参数匹配后,前后悬置的动挠度都减小,平均减小18%,不会增大撞击限位的概率,因此匹配方案可行。

4 基于匹配结果的弹簧重新设计

此样车驾驶室悬置还存在撞击限位块的问题。从仿真结果可以看出前后悬置的动挠度并不大,远远小于限位行程,之所以会撞击限位块是由于满载时弹簧的静平衡高度不够。图8所示是试验时满载工况下的前悬置,可以直观地看到上托板已经接近限位块,前悬置弹簧的静平衡高度偏小。

根据匹配结果和撞击限位块问题,需要增大弹簧刚度及静平衡高度,按以下步骤对弹簧重新进行设计[13]:

已知弹簧相关参数:最大工作载荷F、静载荷F1、刚度k、静平衡高度H1、弹簧中径D、许用切应力τ、切变模量G。

经过估取试算取前弹簧丝径d=12mm,满足强度校核公式:

式中,C为旋绕比;K为曲度系数。

参考GB/T1358-1993,可得到前弹簧的有效圈数n=4.5,前弹簧的总圈数为6。

根据

$\begin{array}{l}{\rm H}{}_0=nt+d\\ t=d+f{}_{\text{n}}/n+\delta \end{array}\}$

式中,t为弹簧节距;fn为最大载荷下弹簧的变形量;δ为在最大载荷下的余隙,根据静平衡高度要求取值。

可求得前悬置弹簧的自由高度H0=150mm。按照前悬置弹簧设计的步骤,可求出后悬置弹簧参数。表8所示为重新设计的前后悬置弹簧参数。重新设计的前悬置弹簧装配后如图9所示。

5 结论

(1)采用基本副的组合并用衬套代替固定副,很好地解决了模型的过约束问题,这对其他模型类似问题也具有通用性。(2)在刚柔耦合模型的基础上,以实测数据为输入,以加权加速度均方根值为评价目标,提高了仿真模型的计算精度。正交试验分析及时频域结合,提高了计算效率。(3)悬置参数匹配后,俯仰角加权加速度均方根值平均减小14%,垂向加权加速度均方根值平均减小9%,悬置动挠度平均减小18%。(4)根据匹配结果和撞击限位块问题,重新设计了前后悬置弹簧。

驾驶室悬置系统 篇3

在传统的产品设计中,往往以生产技术经验为依据,对产品结构作定性分析和经验类比估算。为了强调零件的可靠性,一般都取较大的安全系数,造成产品零件质量增加,材料的潜力得不到充分发挥,产品的性能也难以充分把握。汽车轻量化设计在汽车发展中占有重要地位,是汽车节能减排的主要手段,而结构优化设计是汽车零部件轻量化的主要途径[1]。基于有限元分析的拓扑优化技术就是一种新型设计方法,它可用于全新产品的概念设计及已有产品的改进设计,能给出零部件甚至车身原型合理的材料布局,减轻结构质量,提高结构的强度和刚度[2,3]。

本文以某卡车驾驶室后悬置支架为研究对象,在实际工况结构分析的基础上,利用HyperWorks-Optistruct软件平台建立了结构拓扑优化模型,通过设置各类制造工艺参数及铸造约束条件,得到满足工程约束性要求的结构拓扑优化结果。通过与传统优化结构的对比分析,证明结构拓扑优化方法在悬置支架结构优化设计上的可行性和有效性。

1基于变密度法的拓扑优化理论及方法

1.1拓扑优化变密度法的数学模型

结构拓扑优化的基本思路是将寻求结构的最优拓扑问题转化为在给定的设计区域寻求最优材料分布的问题求解,对于连续结构拓扑优化,较成熟的优化方法有均匀法、变密度法、渐进结构优化法等[4]。由于只有在变密度法中才可以使用制造工艺约束,所以文章采用变密度法进行悬置支架的拓扑优化,其基本思想是引入一种假想的密度值在0～1之间的密度可变材料,将连续结构体离散为有限元模型后,以每个单元的密度为设计变量,将结构的拓扑问题转化为单元材料的最优分布问题[5]。

以结构的最小柔度设计问题为例,其拓扑优化模型可表示为:

求X=(X1,X2,…,XN)T,使得

min:C=FTU (1)

st:V=fV0 (2)

F=KU (3)

0

式中:C为结构的总体柔度,F为力矢量,U为位移列阵,K为结构总刚度矩阵,V0为整个设计域的初始体积,V为优化后的结构体积,f为优化体积比,Xmin为单元相对密度下限,Xmax为单元相对密度上限。

在多工况的情况下,对各个子工况的柔度进行加权求和,目标函数变化为:

min:C=∑WiCi

式中:Wi为第i个子工况的加权系数,Ci为第i个子工况的柔度。

1.2悬置支架拓扑优化设计流程

利用HyperWorks软件做优化分析时,通常的流程是首先读入CAD模型,然后划分网格,添加边界条件,设置优化分析模型参数;优化分析模型一般是由目标函数、约束条件、优化设计变量三方面组成。在轻量化分析过程中,一般选取优化设计变量为结构体积的减少量,然后采用传统的拓扑优化方法,将总体的应变能作为目标函数[6]。在本次后悬置支架的优化分析中,主要采用OptiStruct模块的拓扑优化和形状优化工具。首先,由拓扑优化获得一个最佳的结构布局——即最佳的材料分布;然后在这个最优结构布局的基础上按照实际设计需求形成一个新的设计方案,并反馈到CAD软件中,形成新的CAD模型;最后通过形状优化工具在添加适合铸造的约束条件下,来减少局部的应力集中,增加零件刚度,得到更有效的细节设计。

图1所示,代表了后悬置支架的基本优化设计流程,从最初的模型导入,以及之后的约束条件与目标函数的设定,同时包括制造工艺参数的设定,最后通过形状优化得到的最终设计方案。

2有限元模型建立和边界条件确定

2.1有限元模型建立

2.1.1后悬置支架原始结构分析

由于驾驶室后悬置系统布局方式比较复杂,整个驾驶室后悬置系统由安装于浮动横梁上的左右各一个橡胶缓冲块支撑,两个悬置支架对称垂直安装于车架大梁上,中间用一弧型横梁连接,在悬置支架的两侧对称布置两个筒式减震器,而本文所述后悬置支架是整个系统中受力最为复杂的关键零件。该零件在原始设计中,由于整个机构的复杂性,对产品的性能未能充分把握,在进行设计时只能作定性分析和类比估算,确定实际结构时,选择的安全系数过大,致使设计出来的产品结构过于笨重,粗大,缺乏美观。另外由于对实际的受力点未能准确把握,导致结构材料分布不够均匀,铸造工艺性较差。原始结构如图2所示。

2.1.2有限元网格划分

选择合理的网格单元对整体模型的分析有重要的影响。结合后悬置支架结构的复杂程度以及优化分析的要求,悬置支架采用实体单元网格划分,同时在非干涉和装配部位进行必要的材料填充;另外对分析过程中涉及到的弧形横梁因结构简单,属于简化梁结构,采用壳单元的划分方式。

具体网格划分如图3所示。其节点数和单元数见表1。

2.2确定边界条件及设置优化参数

2.2.1确定边界条件

由于驾驶室后悬置系统是以垂直方式布置,车辆在高速行使时,主要考虑三方面因素:路面通过悬挂系统传递到驾驶室的冲击;发动机、传动系传递到驾驶室上的振动;以及侧向减振器所带来的瞬时冲击。

计算时考虑驾驶室受垂直方向4g(瞬时)和侧向2.5G(稳态)的冲击,同时对支架底端与车架大梁连接处用螺栓固定,悬置支架系统受力工况及约束条件如图4所示。

2.2.2材料属性及性能参数

悬置支架材料为精铸钢ZGD410-700,材料参数如表2所示。

3拓扑优化和形状优化

3.1后悬置支架的拓扑优化

后悬置支架的拓扑优化,主要考虑的问题是支架结构的合理布置,以及准确模拟支架所受的垂直载荷和侧向载荷。在拓扑优化过程中,采用后悬置支架与横梁整体分析,但对后悬置支架单独优化的方式,这样获得的结果更趋近于真实情况。由于拓扑优化对加强筋及凸缘刚度的敏感性较高,因此定义设计变量时,将体积和应变能作为目标响应,优化的约束是体积,总体结构的应变能为目标函数。这里结构的应变能就是结构柔度,在一定工况下结构应变能小其柔度就小,则结构的应变和应力相应则小[7]。总体应变能即包括设计空间也包括非设计空间的应变能。

最后根据拓扑优化结果云图,返回CAD模型,结合精密铸造工艺,尽可能的凸出筋骨,减少大平面,在遵循实体最小原则下重新进行三维设计造型。优化云图及结构优化方案如图5、图6所示。

3.2后悬置支架的形状优化

根据以上拓扑优化结果,确定了一个在给定载荷条件下满足设计要求的最佳结构布置方案,在此方案的基础上,对后悬置支架进行细节优化——形状优化。在形状优化中,同时考虑结构应力和屈曲变形。为了突出筋骨,保持整个结构布置的均匀化,同时减少局部应力的集中,只对有限元模型做局部形状优化,避免整体优化时间上的浪费,如图7所示。

针对该有限元模型,将适合铸造的工艺参数、应力标准和屈曲要求作为形状优化的设计约束,质量最小为目标函数。对于应力约束,不允许该处的最大应力超出材料的屈服极限,同时在实际优化过程中,该处结构的厚度只能向内侧移动,高度只能向上移动。最终经过形状优化后结构如图8所示。

4结构验证与对比分析

经过拓扑优化和形状优化,得到了较为理想的设计方案,为了验证该优化方案的可靠性,对其进行有限元分析计算,同时对用传统的经验类比方法设计的优化方案进行分析对比。结合实际受力情况,传统优化设计方案和拓扑优化方案的有限元验证分析应力与变形云图如图9、图10所示。

通过应力与变形云图的分析可知,传统优化设计方案最大应力高达726MPa,出现在台肩处,而拓扑优化方案的最大应力虽然达到576MPa,但是位置出现在弧型横梁上,与传统优化设计方案相比,相同位置的最大应力由710MPa减少到216MPa。其对比参数如表3所示。

5结语

文章对某驾驶室后悬置支架结构进行了基于有限元分析的拓扑优化与形状优化设计。优化结构与验证结果表明,传统优化和拓扑优化结构,质量分别下降了35%和35.5%;但在同等工况条件下,传统方式优化的产品,其结构多处应力超出材质屈服极限,且最大应力达到了726MPa,远远超出了材料的屈服极限,在实际使用过程中存在安全隐患;而采用Hyper Works的拓扑与形状优化方案最大应力为230MPa,低于使用材质的屈服极限,且同一部位的应力由传统优化结构的710MPa减少到216MPa,同比强度增加了2.65倍,刚度增加了1.27倍,优化后的产品结构更适合于铸造工艺。

后悬置支架的优化设计打破了生产单位不能独立改善产品结构的历史,体现了拓扑优化设计在汽车零部件设计过程中的工程应用价值。

参考文献

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[3]梁江波,吕景春.基于HyperWorks发动机支架的拓扑优化设计[J].重型汽车,2009,(3):16-17.

[4]张荭蔚,顾力强.基于有限元分析技术的大客车车门结构拓扑优化设计研究[J].机械设计与研究,2002,(18):46-47.

[5]蔡新,郭兴文,张旭明.工程结构优化设计[M].北京:中国水利水电出版社,2003.

[6]张卫红,王敏.拓扑优化技术在汽车工业的应用[J].昆明理工大学学报,2005,(30):77-81.

重型商用车驾驶室悬置试验与优化 篇4

关键词：重型商用车,驾驶室悬置,振动,优化

驾驶室悬置作为隔离振动进入驾驶室的重要部件, 其工作效能的好坏直接影响了驾乘人员的身体健康及工作效率。国内高校及科研院所采用建立多体动力学模型的方法, 仿真优化出最佳的悬置匹配参数, 如吉林大学的王楷焱、吴碧磊[1,2]以及重庆大学的贺岩松、张军峰[3,4]等人通过驾驶室悬置刚体模型或整车动力学模型仿真优化出最佳的悬置刚度、阻尼值。这一系列的方法对于悬置的改进提供了较为有效的指导和思路。文中针对某重型汽车公司生产的商用车驾驶室悬置隔振不理想的状况, 进行悬置隔振的主观评价与温度诊断试验及相应的理论分析, 针对悬置出现的问题提出参数优化的建议, 进行优化前后的试验对比验证优化的效果及可行性, 为今后同类车型的研究提供参考。

1 悬置参数分析优化

图1为文中研究样车采用的驾驶室悬置结构。前悬置主要由上支架、弹簧减振器、下支架及横向稳定杆组成, 其中上支架、弹簧减振器与下支架组成封闭的三杆机构, 左右悬置通过横向稳定杆固定连接。

前螺旋弹簧刚度参考经验公式选取为K=128 N/mm, 减振器阻力系数为C=6 692 N·s/m。

后悬置主要由带有悬置锁的上支架、弹簧减振器、下支架及横拉杆组成, 上支架与弹簧减振器、下支架组成封闭的三杆机构, 后悬置弹性元件采用外倾对称的布置方式, 与竖直方向呈20°, 左右悬置通过横拉杆固定连接。

后螺旋弹簧刚度参照经验公式选取K=28.96 N/mm, 阻力系数C=4 083 N·s/m。

1.1 悬置效能试验

针对试验样车通过坏路时, 驾驶室抖动异常的状况, 笔者首先对试验样车及对标车进行主观测评试验, 试验由有经验的司机以及相关工程师分别驾乘试验样车与对标车, 通过主观感觉得出相应分值并平均, 判断两车的舒适性。结果发现, 在通过颠簸路段时, 试验样车驾驶室抖动明显, 舒适性较差, 而对标车的驾驶室舒适性良好, 对颠簸路有明显的隔振与过滤作用。

由于驾驶室的隔振效果跟驾驶室悬置的刚度、阻尼参数的选取有关, 因此通过在驾驶室悬置减振器上布置温度传感器来检验驾驶室悬置隔振作用。

将安装有悬置温度传感器的试验样车与对标车分别驶入相同测试路段, 通过记录行驶过程中传感器采集的温度信息, 分析对比发现, 试验样车在整个过程中悬置前减振器温度几乎不变, 而对标车的悬置减振器温度变化较大。可以得出, 试验样车的前悬置减振器对来自路面的振动隔振效果不明显, 即前悬置并没有起到隔振作用。究其原因可能是由于前悬置弹簧刚度过大, 导致前悬置动挠度过小, 从而降低了悬置的隔振效果。

1.2 悬置偏频对比

分别对试验样车与对标车驾驶室悬置进行动力学建模, 输入悬置与驾驶室的主要参数, 并作对比分析, 悬置动力学简化模型见图2。

分别对两车的驾驶室悬置偏频进行计算, 根据仿真结果可以看出, 试验样车的驾驶室z向偏频为3.37 Hz, 对标车驾驶室z向偏频为2.48 Hz。由频率比与传递率的关系可知, 频率比时, 振动的传递率趋于零, 隔振效果更好。根据人体垂向振动的敏感频率4~8 Hz, 此时试验样车的频率比为

可知, 试验样车驾驶室悬置偏频偏大, 对应的频率比偏小, 从而悬置对整车平顺性不利。

此外, 试验样车驾驶室z向的解耦率为73.82%, 对标车型驾驶室z向的解耦率为81%, 由于z向解耦率越大对整车平顺性越有利, 因此对标车型的驾驶室平顺性优于试验样车。

综上所述, 对于试验样车应适当降低悬置弹簧刚度, 并根据悬置簧上质量重新匹配螺簧刚度。

1.3 悬置参数分析

根据悬置固有频率的理论计算公式

式中:f为悬置固有频率;F为悬置对应载荷;K为悬置刚度参数。

可知, 对于驾驶室前悬置刚度, 当弹簧刚度K在70 N/mm以内时, 此时对应的

通过市场调研可知, 同类车型前悬置的弹簧刚度参数在50~60 N/mm的取值范围内, 文中研究样车的前悬置刚度偏大, 因此建议减小前悬置螺旋弹簧刚度, 以改善前悬置舒适性。

综上所述, 参考同类车型前悬置参数的选取, 及考虑到改进成本和供货状况, 文中确定优化后的前悬置刚度参数为57 N/mm, 阻尼参数为9 596 N·s/m。将参数优化后的前悬置弹簧减振器替换到试验样车, 进行隔振效果的仿真与试验验证。

2 悬置效能优化验证

2.1 悬置偏频验证

在试验样车与对标车的驾驶室悬置动力学建模中, 输入改进后的前悬置主要参数, 此时悬置的固有频率由3.37 Hz减小到2.1 Hz, 对应的

可知, 理论上驾驶室的隔振效果得到改善。

2.2 悬置效能验证

再次对试验样车及改进样车进行主观测评试验, 结果发现, 在通过颠簸路段时, 改进样车的驾驶室舒适性有很大改善, 对颠簸路产生的振动有明显的隔振与过滤作用。

在试验样车, 改进样车及对标车车身左前与右后悬置的主被动端分别布置PCB振动加速度传感器, 然后以10 km/h, 15 km/h, 25 km/h的速度匀速通过坏路, 使用LMS MC305采集仪采集各路段下的加速度信号。在LMS Test lab中将信号进行快速傅里叶变换, 转换成频域下的曲线信号, 见第114页图3~5, 进行分析。

1) 10 km/h匀速通过坏路。对比改进前后车型的频域信号可见, 试验样车在2 Hz附近左前车身处原始状态振幅较大, 更换车身悬置后, 改进样车的振幅明显降低。

2) 15 km/h匀速通过坏路。对比改进前后车型的频域信号可见, 试验样车在15 km/h匀速通过坏路时, 2 Hz与10 Hz附近左前车身处原始状态振幅较大, 更换车身悬置后, 改进样车振幅明显降低。

3) 25 km/h匀速通过坏路。对比改进前后车型的频域信号可见, 试验样车在25 km/h匀速通过坏路时, 2 Hz附近左前车身处原始状态振幅较大, 更换车身悬置后, 改进样车的振幅明显降低。此外, 改进样车的右后悬置在4 Hz与8.5 Hz附近振幅也有所降低。

综上所述, 改进后的样车在2 Hz, 4 Hz, 8.5Hz以及10 Hz这些对人体敏感频率附近振幅都有明显降低, 说明前悬置参数的改变对整车舒适性的提高有明显的效果。但图中仍有部分频率的振幅没有变化甚至出现一些反向增大, 说明下一步仍需对整车进行参数匹配优化。

3 结论

通过对试验样车与对标车进行主观与客观的试验对比, 以及相应的理论分析, 诊断出驾驶室前悬置出现隔振效果不明显的状况, 并提出减小前悬置弹簧刚度的建议。在兼顾同类车型参数选取与改进成本的情况下, 得出前悬置的优化参数。然后分别对试验样车、改进样车及对标车进行主观舒适度试验与道路平顺性试验, 通过对道路试验中3种典型路况的驾驶室悬置信号分析发现, 改进后的样车驾驶室舒适性改善明显。

参考文献

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