基于试验验证的商用车驾驶室悬置参数优化研究

型商用车驾驶室及其悬置系统动力学模型，并对该模型进行了准确性验证。设计了 DOE优化试验，经过仿真分析,对驾驶

室悬置的刚度和阻尼进行优化，并对试验车辆按照优化参数进行改进。最后，通过道路试验表明，优化后的商用车行驶平顺 性较优化前提升了 9.6%，改善了驾驶室的隔振性能。关键词：驾驶室悬置系统;试验;刚柔耦合模型;DOE分析;ADAMS

中图分类号：U491.2 文献标志码：A DOI: 10.13465/j. cnki. jvs. 2019.23.019Optimizing of commercial vehicle cab suspension paraments by means of experimentsU Bin , CAO Yang , YUN Weiguo(1. School of Automobile, Chang * an University, Xi' an 7100, China ； 2. Transportation College, Jilin University,

Changchun 130012, China; 3.Zhejiang Geely New Energy Commercial Vehicle Group Co. , LTD, Hangzhou 310052, China)Abstract: Aiming at the comfort problem of commercial vehicle cabs, the dynamic model of cab and its mounting

system of a typical commercial vehicle was established by using ADAMS software, based on the rigid-flexible coupling multi­body dynamics theory. The accuracy of the model was verified. The DOE optimization test was designed, the stiffness and

damping of the cab mount are optimized by simulation analysis, and the test vehicle was impraved according to the

optimization parameters. Finally, the road test shows that the ride comfort of the optimized commercial vehicle is 9. 6% higher than that before optimization, and the vibration isolation performance of the cab is improved.Key words： cab mounting system； test; rigid-flexible coupling model; DOE analysis; ADAMS随着生活水平的不断提高和科学技术的不断进步以 于冈慄多体参数化仿真模型的驾驶室悬置隔振仿真研究

及公路运输在我国经济发展中重要性的日益增加,人们 还很少冲打国内大多数企业主要以模仿设计和经验设 计为主，通过参照国外实际样车来进行悬置隔振系统的 设计。但驾驶室悬置系统的隔振效果不仅取决于其结构

形式、几何位置以及弹性元件的刚度、阻尼等参数的选 择,而且与底盘悬架系统性能参数的匹配有重要关系，还 与车辆主要承受载荷的部件如车架等的柔性有较大关

不仅对乘用车的平顺性有较高要求,而且对商用车平顺

性的要求也越来越高⑷。据不完全统计从事专业驾驶

员工作的人,患骨骼肌肉方面的疾病的概率要高很多囱

因此,驾驶室悬置隔振技术近年来在国内外受到高度重 视,开展了大量理论和试验研究，用来改善商用车驾驶室

平顺性。在传统的设计中,商用车驾驶室直接安装在车

系冋。国内企业在进行模仿设计时由于对国内外车辆 使用情况以及车辆总体结构和结构参数的差异分析不

架上,车辆行驶的振动直接传递到驾驶室，驾驶室的平顺 性较差，同时还可能影响行驶安全性⑶。而驾驶室悬置

隔振技术是通过弹簧阻尼元件组成的悬置系统将驾驶室

足，因而常常使得悬置隔振系统性能参数选取不当，或与

主悬架性能参数匹配不好，或者车架设计不好，导致隔振

悬置在车架上，因而能极大的提高驾驶室的平顺性。国

内对于商用车驾驶室悬置隔振系统的应用和研究起步较

效果较差晚，相关的理论分析和应用研究均相对滞后，特别是综合 利用多体系统动力学和连续弹性理论在整车范围内对基基金项目：2018年度交通运输战略规划项目计划（2018-22-3） ；2019

1整车刚柔耦合多体动力学理论基础根据ISO 2631—2003标准，车辆平顺性研究的主要

频率范围为0.5-80 Hz,其中人体对0.5 ~ 12.5 Hz内的

年高校基本科研业务费（自然科学类：300102229108）收稿日期：2019 - 04-11修改稿收到日期：2019 - 07 - 08振动较为敏感。以往工程师在进行驾驶室悬置匹配与设

计过程中，一般采用多刚体动力学的研究方法⑼。即将

第一作者李彬男，博士，讲师,1982年生

整车部件中除弹性、阻尼元件之外的其他部件均视为刚

第23期李彬等：基于试验验证的商用车驾驶室悬置参数优化研究135

体,这种简化作为驾驶室悬置的初步选型在一定程度上

是合理的，但是在实际车辆结构中,车架、车桥和车轮等

主要零件均是具有弹性的问。根据商用车模态分布情

况，对于全悬浮式驾驶室悬置结构,其刚体模态频率分布

在1 ~8 Hz之间，发动机和车桥的模态在80 Hz之上，远

远高于驾驶室悬置系统刚体模态频率，而车架的第一阶

固有频率一般在10 Hz左右(与车架的长度有直接关

系)，根据模态理论,任意激励的动态响应频率可视为系

统各阶固有模态频率的线性组合，一般来说個有模态频

率与响应频率相隔越近则该阶模态对响应的贡献越大。

因此可以判定发动机和车桥的弹性对整车平顺性的影响 很小，而车架弹性的影响是较大的⑴切O在本文研究中，假设系统中车架、及驾驶室悬置支 架为柔性体;驾驶室、驾驶员座椅、车桥等均为刚性体;悬

架系统中的弹簧和阻尼力为力学单元,导向机构视为

约束。根据随机振动理论，一个具有m个输入\")(2

1,2,-,/n)和\"个输出K(t)\"=l,2,…,“)的常参数线

性系统可用如图1所示的系统表示,其中心(a)和 蜀3)分别是X；⑴和匕⑴的傅里叶变换。HM为第

i个输入和第k个输出之间的频率响应函数。畑)「『1(0 -也).丑22(亦加)经过傅里叶变换,并将输入输出写成矩阵形式，有：

x(3)= [Xi(Q x2M …(1)= [ym y2m …(2)

则系统的频率响应矩阵H(a)为-HMHM ••• HM-H((o)=HM丹22 (㈢\"-HM-HMH小 3) •若设系统m个输入的自谱与互谱构成的mxn阶输入功

率谱矩阵Sx(a)为：-去谀1(3)$砂2(3)■\"

Sx]X”(3)-G / 、 Sx2X](a) Sx2X2(a) ■\"

Sx2X”(.

.-Sx”Xi(3)Sx”x2(a) ■\" Sxm,®)-\"个输出的自谱与互谱构成的nxn阶输出功率谱矩阵

Sy(&>)为：-Sy*] (tri)Sy*2(3)'•-

Sy*”(s)-Sy2y2M •Sy(ftj)二Sy,®)•- S隅 3)-Sy/】(3)SYnY2M *\"Sy»y”(a)-则输出功率谱与输入功率谱的关系可写成:Sy(e) =

(3)其中HQ为H( Q的共辄矩阵，刃(⑷)为日(⑷)

的转置矩阵。根据随机振动理论,设整车系统在I个车轮处激励

相互，其相应的激励和功率谱分别为禺⑴和S” (/)

(i = 1,2,…,Z)，那么在仅考虑座椅处垂直方向加速度时

其输出功率谱可表示为：£ = 1式中:Sn(/)为整车的输入功率谱矩阵,该矩阵为对角

阵,可以表示为：■5n

-S22s*(f) =- S”-H⑷为系统的传递函数矩阵，可以表示为：H(f)=[瓦⑺忌⑺…(4)

相应的驾驶员座椅垂直方向加速度均方根值，表

示为：碍=苛

(5)2驾驶室悬置系统ADAMS建模与验证2.1刚柔耦合整车模型的建立根据企业提供的CAD模型,应用多体动力学软件

ADAMS/CAR模块建立整车的虚拟样机,整车模型包括

驾驶室及悬置系统、车架、前后悬架系统、前后桥等子系

统。首先建立车架、驾驶室、驾驶室悬置系统、前后悬架

等的模板，这其中包括构件的拓扑结构、运动副、衬套以

及输入、输出通讯器淇次，根据模板建立子系统;最后由

各个子系统组装成整车模型。整车各硬点坐标均来自

CAD模型，对关键硬点相对位置进行了实车测量校核。

驾驶室质量参惯性参数及各级悬置、衬套的刚度及阻尼

参数均来自于台架试验结果,驾驶室质量及转动惯量测

试如图1所示，各参数见表1所示,虚拟样机如图2 所示。2.2模型准确性验证在进行整车模型的振动仿真分析之前,需要对整车 模型进行验证及确认所建立模型的准确性,本次验证包136振动与冲击2019年第38卷图1驾驶室质量及转动惯量测试Fig. 1 Cab quality and rotational inertia test图2刚柔耦合多体动力学Adams模型Fig. 2 Rigid and Flexible Multi-Body Adams Model表1驾驶室质量参数Tab. 1 Quality Parameters of Cab参数数值驾驶室质量/kg2Ixx:1024.18Iyy：8O8.11驾驶室惯性矩/(kg ■ m2)Izz：1015.51Ixy： -26.76Ixz： -77.50Iyz： -9.32驾驶室前悬置刚度/(N •mm-1)26驾驶室后悬置刚度/(N •mm-1)34驾驶室前悬置阻尼/(N -mm • s-1)11.3驾驶室后悬置阻尼/(N •mm • s 1)11.8括两个方面的内容：(1)

自由度与静平衡验证。该验证在模型建立完成

后即可进行，目的是检验模型是否欠约束或是过约束。 另外样机模型能否静平衡是能否顺利进行仿真计算的首

要条件。系统静平衡的成功表明所建样机模型的约束和

力学参数可以支撑起整车系统，从而保证整车系统正常

的仿真计算。(2)

载荷谱输入输出验证。本整车模型采用六立柱

试验台进行驱动，通过试验台给汽车轴端加载位移信号,

该位移信号是通过对试验采集的轴端振动加速度信号积

分得到。同时获取模型中驾驶室座椅导轨位置的响应加 速度与试验采集的相同位置的振动加速度进行对比，如

果加速度均方根值误差控制在15%之内即认为模型准 确，可以进行下一步的优化工作。通过该方法不仅可以

验证模型的准确性还可以检验各级悬置及衬套刚度试验

结果的准确性。3优化分析与结果3.1 DOE优化试验设计采用虚拟DOE正交试验技术对驾驶室悬置进行系

统参数优化，以驾驶室悬置前后刚度，前后阻尼作为优化 设计因数,&为前悬置弹簧刚度;念为后悬置弹簧刚度;

Ci为前悬置弹簧压缩阻尼;C2为后悬置弹簧压缩阻尼。

每个因数分为三个水平。以驾驶员座椅导轨位置垂向加

权加速度均方根值作为输出，计算影响驾驶员乘坐舒适

性的每个因素的最佳水平。\"3Z

表2不同因素的水平值Tab. 2 Level value of different factorsQ/

石、(N • mm-1) (N • mm-1) (N • mm • s 1) (N • mm • s-1)水平］13178.4758.85水平219.525.514.12514.75水平332.2.516.9517.7优化时试验台的激励信号是选择车辆在B级路面

上以70 km/h匀速行驶时通过测试得到的各轴头位移信

号，该信号同样是通过对加速度信号积分得到的,并通过

频谱分析进一步得到位移信号的自功率谱。3.2优化结果经过仿真分析，对每种方案驾驶员座椅导轨位置的

加速度均方根值进行计算，最终挑选出7种较为合理的

组合方案，见表3所示。表3优化结果Tab. 3 Optimized resultsK/

爲/Cl/c2/加权均因素(N・

(N •(N • mm •(N ・ mm •

方根mm-1)mm-1)「)s'1)(m ■ s_2)1131716.9514.1250.345 92131716.9517.70.348 931317& 47517.70.351 04131714.12517.70.355 4532.51716.958.850.356 5619.51714.12514.1250.357 7732.51716.9514.1250.358 9通过将上述7个方案分别在整车下通过虚拟B级

路面进行路试。计算时分别以60 km/h、70 km/h、80

km/h的车速进行匀速直线行驶，检测驾驶员座椅导轨处

加速度，并通过式(5 )对加速度数据分别进行加权均方

根值计算。7组方案中方案5、6、7对应的加权加速度均

第23期李彬等：基于试验验证的商用车驾驶室悬置参数优化研究137

方根值较小。计算结果如表4所示。优化方案较原方案

性能提升百分比见表5所示。表4三种较优方案计算结果Tab. 4 Three pirferred optimized results m/s?车速/(km • h\")原方案方案5方案6方案7601.049 10.787 90.806 90.793 5701.375 71.200 41.141 01.125 0801.337 81.1 41.235 01.1 7表5三种较优方案性能提升率Tab. 5 The improvement rate of three preferredoptimized results

%车速/(km - h 1)

方案5方案6方案760252324701317188011814平均161619根据以上分析方案7为最优方案，是考虑交互影响 的前提下对垂直振动衰减最好的选择,使驾驶员座椅导

轨处加权加速度均方根值改善了 19% o4试验验证按照上优化方案对车辆进行了改进,对改进后的车

辆进行试验验证。根据ISO 2631—2003的规定，主要以

驾驶室座椅导轨位置的加权加速度均方根值％来评价

平顺性。％的计算公式为：% =[若20 f(3； Jk(ndf)]2 (6)

式中疡乙分别为1/3倍频带招中心频带为力的下、上限

频率;G。⑺为等带宽的加速度自功率谱密度;％为单轴

向加权加速度均方根值;®为第/个1/3倍频带的加权

系数。测试系统为LMS SCM09多通道振动测试系统，加速

度传感器选择PCB ICP型加速度传感器,所用的Test,

lab软件可以记录加速度时间历程,计算出测试过程中的

%，部分测试设备与传感器布置位置如图3所示。本测试在西安绕城高速进行，测试工况均为匀速行 驶工况，车速依次从40 km/h按照10 km/h递增至80

km/h,测试结果如图4所示。从图4得知，优化后的驾驶室悬置对在各车速下整 车平顺性均有所提升，平均提升9. 6%。其中,60 km/h

到70 km/h车速时加权加速度均方根值下降，主要原因 是60 km/h时轮胎不平衡弓|起的一阶激励与驾驶室刚体 模态重复。由于试验道路与仿真所加载的B级路面激

励的不一致，其优化提升幅度低于仿真结果，但在一定程

度上证明了仿真优化的有效性和科学性。(a) LMS数据采集仪(c)LMS数据采集仪 (d)传感器布置位置图3座椅导轨位置传感器布置图Fig. 3 Sensor layout on Seat rail position车速/(km. h-1)图4改进前后驾驶员座椅导轨处加速度均方根值对比Fig. 4 Comparison of the root mean square value vibration

acceptation of driver seat rails before and

after improvement5结论(1)

以多体系统动力学理论为基础,以机械动力学

仿真软件ADAMS为工具，建立了基于整车的全浮式驾

驶室悬置系统刚柔耦合的参数化仿真模型，利用DOE试

验方法以驾驶员座椅导轨位置的加速度均方根值为目标

进行了优化。通过实车道路试验证明优化后整车行驶平 顺性较优化前提升了 9.6%，说明该优化方案是正确的,

科学的。(2)

改优化方案充分考虑了车架刚度及驾驶室悬置

支架刚度等对驾驶室悬置匹配的影响,把其作为弹性体 建模,该方法可以作为车架等刚度设计目标的制定依据,

另外还可以利用该模型对车架刚度，驾驶室悬置支架刚 度对车辆平顺性的影响进行研究。参考文献[1] 高菲.基于骨肌生物力学的驾驶员疲劳机理与舒适性评价

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