重卡驾驶室悬架的优化匹配设计
基于LMS混合路谱法重卡驾驶室悬架的优化匹配设计
张广世1高坤1王江涛1高明2 崔红雨2
摘要：本文基于LMS混合路谱法进行了驾驶室悬架的优化匹配设计，研究了驾驶室悬架阻尼、座椅悬置阻尼、稳定杆抗侧倾刚度、弹簧刚度、橡胶衬套动态刚度和损耗角、非线性阻尼以及阻尼的对称性对驾驶室平顺性能的影响，得出了高的驾驶室悬架和座椅悬置阻尼是提升平顺性的重要措施。
1、序
驾驶室悬架系统是指连接车架和驾驶室，同时允许他们之间的相对运动，实现支撑驾驶室和衰减振动功能的整个系统装置。目前国外的中重型卡车几乎全部采用悬浮式驾驶室结构，其中在欧洲有70%的重型卡车悬浮式驾驶室悬架系统以螺旋弹簧作为悬置零件，如曼F2000重型卡车、雷诺KERAX卡车。国外高档重型卡车都采用空气弹簧式驾驶室悬架，如SCANIA重型卡车，曼的TGA、TGS重型卡车，奔驰Actros卡车。近年以来国内部分重卡企业也开始应用4点悬浮的螺旋弹簧或空气弹簧系统来作为驾驶室悬架，目前一汽生产的奥威、捍威、新大威中重型卡车开始采用自主开发的螺旋弹簧或空气弹簧悬置，J6H重型卡车驾驶室前后悬置全部采用自主开发空气弹簧悬置。北汽福田欧曼、陕汽德龙F2000,F3000等国产重型卡车驾驶室使用了引进技术的螺旋弹簧或空气弹簧悬置，中国重汽生产的HOWO7系列的重型卡车驾驶室前悬置采用螺旋弹簧悬置，后悬悬则采用空气弹簧悬置。
中重型卡车主要用于载货运输，考虑到在法规允许范围内尽量多地承载质量和成本，国内底盘悬架一般采用刚度比较大的多片板簧结构，平顺性和操纵稳定性差，而且改进的空间非常小，因此驾驶室悬架系统成为有效提升乘坐舒适性的重要措施，其在阻隔由底盘传递到驾驶室的振动方面起到关键作用，提高悬置系统的减振性能是改善驾驶室振动舒适性的最有效途径，也是国内主机厂新品的亮点。因此如何最优的设置悬置参数，使车架传到驾驶室上的振动得到最有效的隔离已成为中、重卡设计的一个重要研究方向。
驾驶室悬架设计目前国内没有权威的设计标准，基本上是借鉴底盘悬架的设计思路进行的，是围绕偏频设计为主的设计方法，其阻尼比若按底盘悬架设计进行存在很多问题，因此目前主机厂一般引进技术仿制或等样机完成后通过试验来进行调整的方法进行，其周期和多个样机成本都比较高。本文作者所在的山东美晨科技股份有限公司与国内陕重汽、福田欧曼、北方奔驰以及三一重工等同步研发了多款具有自主知识产品的驾驶室悬架产品，积累了丰富的设计经验，本文结合国内情况提出基于LMS MOTION的混合路谱方法进行驾驶室悬架优化匹配设计的思路。除了进行传统的驾驶室悬架刚度、阻尼，座椅刚度、抗侧倾稳定杆刚度，横向减振器阻尼的优化设计外，
还研究了驾驶室悬架阻尼与座椅阻尼的联合匹配，同时创造性地研究了橡胶衬套的动态刚度、非线性阻尼对舒适性的影响。基于成熟车型的试验数据和现代设计方法相结合的设计思路，不仅大大节省了成本，如样机数量，多轮的试验费用，而且降低了传统整车动力学仿真中对轮胎模型的精度要求，同时大大提高了仿真结果的精度和节省了时间。
2、混合路谱的思路
在产品的开发初期，作为设计人员面临巨大的工程挑战，没有物理样机也没有详细的整车多体系统模型，只有来自参考车型或近似车型的样机和试验数据，而这些试验测得的载荷也无法直接加载到多体模型进行载荷分解。在LMS motion中提出了混合路谱的解决思路，即用等效路面各向位移轮廓代替实测道路轮廓的思路，这样在等效路谱激励下车辆在轮心处的载荷或加速度与实测值一致。其思路如图1所示。
图1 混合路谱的流程
图1中可以看出，在设计初期阶段，需要具备基本的多体动力学仿真模型和类似车型的实测试验数据（图中黄颜色部分），在既有多体模型基础上参照近似车型的试验数据进行激励位置和传感器的设定，在本次分析中分别以前、后悬左右空气弹簧下支座位置4个垂向加速度测试点以及左侧前后悬空气弹簧下支座位置2个横向加速度测试点和车架横梁中心纵向加速度测试点为目标，相应点同时作为激励位置。考虑到由于7个点加载是典型的超静定问题，因此车架在仿真分析中用柔性体分析既考虑了车架的仿真精度，同时又进行了解耦。
第2步进行系统辨识，即求解传递函数（FRF)，如果测量点的加速度与该点激励的相关性高，接近1，表明，该点激励主要对该点加速度影响，其相关度为接近100%，如图3所示，7个传递函数的相关性都在99.6%以上，说明相关性很好。然后传递函数求逆与目标相乘得到初次激励（FRF-1 X Target），以该初次激励求解多体系统的响应，其响应与目标比较，用误差控制迭代次数，经过多次迭代后，最后得到的激励在多体系统下的响应与实测误差在5%以内，基本就可以确定所需要的激励了。图4可以看出经过5次迭代后，7个点的计算加速度与实测值的误差在0.2%左右；图5可以看出第一次激励计算后的加速度基本是实测值的50%左右，经过5次迭代后计算值与实测值完全一致；
图2 车架柔性体模型
图3 响应与对应激励的相关性系数
图4 5次迭代后各测量点计算响应值与实测值的误差
图5 左前空气弹簧下支架实测值与计算值
图6 迭代5次后的7个点激励位移谱
3、驾驶室悬架的结构与建模
3、1 驾驶室悬架的发展趋势
驾驶室悬架一般分固定式和悬浮式2种
1）固定式：4个悬置全采用橡胶隔振垫作为支撑和隔振部件，其特点是刚度大。
2）悬浮式： 4个悬置全部采用或部分采用板簧、螺旋弹簧或空气弹簧等弹性元件作为主要支撑和隔振部件，其特点是弹簧可产生一定变形，行车时驾驶室相对车架产生较大位移。若4个悬置点均为悬浮式，则称为“全浮式悬置”，若仅有2点悬浮，称为“半浮式悬置”。
图7为国内外驾驶室悬架发展趋势，可以看出固定式悬置逐渐被悬浮式所代替，因此本文主要以悬浮式驾驶室悬架为研究对象。
图7 驾驶室悬架全球发展趋势
3、2 驾驶室悬架的构成与功能
如图8所示，4点悬浮驾驶室悬架主要由以下5部分构成
1、减振系统（螺旋弹簧、空气弹簧、减振器）：传递力，并衰减振动。
高度控制系统：高度阀(针对空气悬置)；
2、锁止机构：正常工作时保证驾驶室与车架的连接；
3、翻转机构：翻转驾驶室，便于发动机等部件的维修；
4、限位机构：限制异常振动以及保证驾驶室的正常翻转。
5、抗侧倾系统：确保驾驶室与车架相对运动，并在转弯时起到抗侧倾稳定作用；
6、其他联结构件。
图8 驾驶室悬架构成
驾驶室悬架系统的主要功能为：1）支承作用，驾驶室悬架是一个支承元件。它必须能承受驾驶室总成及乘员的质量，使其不至于产生过大的静位移而影响工作；2）导向作用，引导驾驶室相对于底盘的垂直运动，不至于发生因为驾驶室发生倾斜和偏转运动；3）隔振作用，驾驶室悬架必须阻止路面不平激励等传给驾驶室的振动和冲击，减缓对成员的振动；4）调平驾驶室功能，任何载荷下确保车身底板纵梁与车架上翼面距离不变（空气悬架）；5）通过铰接机构实现驾驶室翻转功能，保证驾驶室正常的翻转；6 . 提高撞击安全性（承受最大载荷，吸收撞击能量）。
3、3 动力学仿真模型
采用混合路谱法研究驾驶室悬架对整车舒适性的影响，直接在车架实测点施加激励，而不用建立底盘悬架和轮胎的多体模型，因此大大减少了建模工作量，但由于实测数据中考虑了轮胎、底盘悬架对舒适性的影响，因此激励也就考虑了二者的影响。考虑到本次研究的对象主要为驾驶室悬架，因此座椅减振模型进行了简化，忽略了导向系统的建模，仅考虑垂直方向1个自由度。主要子部件模型如下：
空气弹簧模型用考虑限位的实测载荷—位移曲线，参数优化时取线性段刚度作为参数；
图9 空气弹簧载荷—位移曲线
垂向、横向减振器模型用载荷——速度关系曲线，参数化时采用了固定阻尼；
图10减振器载荷—速度曲线
图11前、后悬的上、下跳限位使用实测的载荷——位移曲线
横向减振器模型用载荷——速度关系曲线，参数化时采用了固定阻尼，其横向限位采用单向的载荷——位移曲线；
图12横向限位载荷——位移曲线
减振器两端橡胶衬套和前悬稳定杆与车身连接衬套均采用考虑静、动态特性的参数；
图13橡胶衬套径向动刚度、损耗角—频率曲线
图14橡胶衬套弯曲动刚度、损耗角—频率曲线
图15衬套和空气弹簧试验照片
4、结果分析
4、1 振动分析
前几阶低阶模态
图16系统振型
表1 驾驶室悬架的主振型
可以看出系统的最低频率为座椅的上下浮沉约2.08Hz，与理论计算值基本一致，驾驶室的浮沉理论计算为1.7Hz，实际为3.94Hz，考虑主要是导向系统的影响，从振动分析结果来看，该车型的驾驶室的悬架系统并不合理，主频比较近，而且有耦合存在。
4、2工况分析
在本次分析中选择了5种典型路况进行了分析:
路况1:卵石路
路况2：比利石路
路况3: 50km/h紧急制动
路况4: 40km/h高速
路况5: 80km/h高速
每种路况下研究了13个参数的影响，主要用来研究驾驶室悬架阻尼比、座椅阻尼比、弹簧刚度、抗侧倾稳定杆刚度、横向阻尼对悬架系统隔振率、导轨加速度以及座椅加速度的影响。分析中以悬架隔振率和垂向加速度均方根值作为与实测结果比较的评价指标。
表2 驾驶室悬架匹配参数
4、3结果分析
工况1-9为研究线性驾驶室悬架阻尼比和座椅悬置阻尼比的匹配；工况10-12为研究弹簧刚度的影响；工况13-15为研究稳定杆刚度的影响；工况15-17为横向阻尼的影响；工况17-19为刚度和阻尼同时增加而阻尼比不变；工况20-23为研究理论对称阻尼、拉伸阻尼和样车阻尼以及类似进口车型阻尼的影响；工况24-25为考虑橡胶衬套动态特性的影响。其结果如下：
图17 各工况下驾驶室悬架隔振率
图18各工况下座椅悬置隔振率
图19各工况下座椅导轨加速度均方根值
图20各工况下左前悬位移均方根值和最大值
图21各工况下左后悬横向位移均方根值和最大值
通过图17各工况下驾驶室悬架隔振率、图18各工况下座椅悬置隔振率、图19各工况下座椅导轨加速度均方根值及图20各工况下左前悬位移均方根值和最大值研究各参数的影响，并力求找到一组参数定性地满足驾驶室悬架、座椅悬置隔振率好，同时座椅导轨加速度均方根值和驾驶室悬架动行程比较小。图17中可以看出工况3、6、9、13、18-26均可以保持较好的驾驶室悬架隔振率，图18可以看出，考虑紧急制动工况，工况7-9和25-26工况相对而言可保持较高的座椅隔振率，图19可以看出，工况3、6、9、20-26均可获得较低的座椅导轨加速度，图20可以看出，工况3、6、9、20-26均可将驾驶室悬架动行程控制在15mm内，特别是在采用非线性阻尼后，可有效降低动行程，这一点在采用拉伸阻尼时最为明显，因此综合起来比较理想的是工况9、25、26。图21作为辅助边界条件，可以看出，工况9、25、26下后悬横向位移均控制在10mm左右，而10mm也正是设计中采用的间隙，而这3种工况下均可以看出高的悬架阻尼比是最有利的，工况9的驾驶室悬架阻尼比为1.33，座椅悬置阻尼比为0.849，这与传统的底盘悬架阻尼比的设定是不一样的，而驾驶室悬架阻尼比约1.33与文献[4]中提到的日本三菱的驾驶室悬架阻尼比是一致的。
仍结合图17-21，工况1-3是座椅阻尼比较低0.283，随着驾驶室悬架阻尼比逐渐增加，驾驶室悬架隔振率逐渐增加，座椅导轨加速度、驾驶室悬架垂向动行程、横向位移均逐渐降低，而对座椅隔振率影响不大；工况4-6和工况7-9都反应了这种趋势；工况10-12为逐渐增加驾驶室悬架刚度，由于导向系统的影响，弹簧刚度的变化对系统的等效垂向刚度影响不大，这与驾驶室悬架系统的布置、导向杆的长度和衬套的选择密切相关的，这也是后续工作研究的重点；工况13-15随着稳定杆刚度的增加，驾驶室悬架隔振率降低、座椅隔振率增加，座椅导轨加速度除紧急制动外其他路
况均增加，驾驶室悬架垂向动行程和横向位移均降低，工况13是个极限案例，稳定杆刚度为0，实际中是不存在的，由于本次试验中没有转弯工况，因此本次对稳定杆的分析是不充分的，后续试验中需增加转弯工况，稳定杆的设计原则是尽量不影响垂向平顺性，而由于该悬架系统的驾驶室3.49Hz的侧倾固有频率是整个系统的一个很重要的共振频率，因此稳定杆对舒适性影响很大，设计欠妥，后面的功率谱分析中再详细说明。工况15-17是研究横向阻尼的影响，15-17是阻尼逐渐降低，我们将顺序反过来，即17-15，随着阻尼的增加，驾驶室悬架隔振率增加，座椅隔振率降低，座椅导轨加速度降低，驾驶室悬架垂向动行程和横向位移均降低，由于该悬架系统后悬没有横向导向，造成了横向阻尼对垂向性能的影响较大，后续可以继续研究横向导向系统的影响。工况17-19，同时增加弹簧刚度和阻尼系数，而保证阻尼比不变，可以看出，即使刚度增加了，但由于高阻尼的存在仍可以获得较低的座椅导轨加速度均方根值，同时降低了悬架的垂向动行程和横向位移。工况20-23研究各种非线性阻尼的影响，底盘悬架阻尼设计的原则一般是拉伸和压缩阻尼非对称，拉伸阻尼大，因此这种设计是否适用于驾驶室悬架设计，同时也将样车的减振器以及类似车型的SACHS减振器参数进行了对比分析，可以看出，4种阻尼对座椅导轨加速度均方根值、驾驶室悬架隔振率、座椅悬置隔振率变化平缓影响不大，而非对称阻尼对降低驾驶室悬架垂向动行程和横向位移效果非常明显，采用SACHS的减振器效果并不理想，因此悬架的匹配还是最重要的。工况24-26研究减振器两端衬套、稳定杆衬套的动态特性（不同频率、不同振幅下动态刚度和损耗角），可以看出，橡胶衬套动态特性略提升驾驶室悬架的隔振率，对座椅导轨加速度均方根值影响不大，座椅阻尼非线性后明显提高的座椅隔振率，但易造成恶劣工况下，特别是比利石路况下的驾驶室悬架垂向动行程和横向位移的增加。
因篇幅所限，本文仅对1种典型工况进行细节分析，即对80km/h高速路况进行分析，频谱分析的有效频率范围为1-40Hz,低频1Hz稍高了些，高频40Hz基本可以满足分析驾驶室悬架的平顺性。
图22 路况80km/h高速下加速度功率谱
图23 路况80km/h高速下加速度功率谱（局部放大图）
图22、23中红色实线cab_lower_zdd代表车架的激励加速度，洋红色虚线seat_lower_zdd代表座椅导轨处的加速度，蓝色点划线seat_up_zdd代表座椅上的加速度，蓝色实线seat_lower_mea代表座椅导轨处的实测加速度，绿色seat_up_mea 代表座椅处的实测加速度值。由于本文座椅模型是简化模型，其弹簧、减振器位置和布置角度不能真实体现座椅悬置模型，因此座椅处的加速度仅作分析用，而座椅导轨的加速度则作为目标函数进行对标。图中可以看出，座椅导轨处的多体计算加速度功率谱与实测值均具有相当好的一致性，在第1个共振频率1.65Hz（底盘前悬架的固有频率）处二者基本完全一致，在第2个共振频率3.5Hz（驾驶室侧倾共振频率，与4.1中的计算完全一致）峰值略微偏差，在5-10Hz频率段内仿真结果基本反应了5.5Hz和9Hz(车桥的共振频率)附近的共振，而在10-20Hz，二者基本完全一致，20-40Hz二者趋势一致，计算值略低。从该功率谱可以看出，多体分析的结果还是与实测结果具有
很好的一致性，但该功率谱在人体敏感的垂向4-8Hz范围内的能量偏大了，而且有共振，对驾乘人员的疲劳会有一定的影响，从实测的座椅功率谱可以看出，该车型的座椅悬置的设计存在很大的问题。路况80km/h高速下座椅导轨实测加度度均方根值为0.746m.s-2，仿真值为0.745m.s-2，二者具有很好的一致性，若再优化一下座椅悬置，其座椅处垂向加速度值应该在0.63m.s-2以下。
图24 路况80km/h高速下驾驶室悬架垂向位移时间历程
图25 路况80km/h高速下驾驶室悬架加速度时间历程
图26 路况80km/h高速下驾驶室后悬横向位移时间历程
由图24-26可以看出，路况80km/h高速下驾驶室悬架的垂向位移、横向位移振幅均较小，处于比较理想状态。
图27 路况80km/h高速下驾驶室悬架阻尼比的影响
图27可以看出，驾驶室悬架阻尼对第1个共振点没有影响，而在2-10Hz范围内，高的阻尼比可有效降低振动幅度，特别是对第2个和第3个共振点有明显的降低作用，但10Hz以后，高的阻尼将有负作用，放大了振动的传递。
图28路况80km/h高速下座椅阻尼比的影响
图28可以看出，座椅阻尼比的变化对第1个共振点同样没有影响，但请注意在2.1Hz附件出现了第2个共振点，而该共振点正是座椅浮沉的固有频率，增加座椅阻尼将有效地降低了该共振点的振幅，但在3Hz以后，高的座椅阻尼比起负的作用，放大了振动的传递。
图29 路况80km/h高速下稳定杆刚度的影响
图29可以看出，考虑到稳定杆刚度0值没有实际意义，但可以看出稳定杆的刚度变化对第3个共振点驾驶室悬架的侧倾影响很大，在4Hz以后，稳定杆刚度的变化对垂向加速度影响不大。
图30 路况80km/h高速下非线性阻尼的影响
图30可以看出，驾驶室悬架阻尼非线性对底盘前悬的偏频没有影响，在2-10Hz 范围内，对称阻尼（样车阻尼是对称阻尼）要优于非对称阻尼（SACHS非对称阻尼），10-20Hz范围内，非对称阻尼优于对称阻尼，同时考虑上面提到的非对称阻尼对降低垂向动行程效果很好。
图31 路况80km/h高速下非线性阻尼的影响
图31可以看出，弹簧刚度的变化对系统的影响很小，但是驾驶室悬架刚度大对座椅悬置的振动有利，而增加驾驶室侧倾振动的幅度，在高频时弹簧刚度低是有利的。
图32 路况80km/h高速下26种工况的影响
图32可以看出，工况6、9、25-26是比较理想的参数，既保证了良好的驾驶室悬架、座椅悬置隔振率，又可降低驾驶室车身的垂向位移和横向位移，同时又保证了座椅导轨和座椅处低的加速度均方根值。
4、3结论
通过以上分析可以得到如下结论：
1) 被动驾驶室悬架系统和座椅悬置中参数的影响是复杂的和矛盾的，因此只能进行折中，如驾驶室悬架高的阻尼提高了隔振率但降低了座椅悬置的隔振率，这一点从图19-20的变化趋势即可看出，2个图的变化趋势在线性范围内均是相反的；