貨車駕駛室懸置系統(tǒng)性能參數(shù)優(yōu)化設(shè)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(yōu)化 參數(shù)識別 曲線擬合DOE設(shè)計

1 前言

貨車駕駛室懸置優(yōu)化設(shè)計是提升貨車舒適性的關(guān)鍵技術(shù)，準(zhǔn)確的仿真模型是駕駛室懸置優(yōu)化設(shè)計的基礎(chǔ)。目前，相關(guān)學(xué)者[1-6]均基于多體動力學(xué)對貨車懸置系統(tǒng)進行建模和試驗驗證，但在研究過程中均未提及模型參數(shù)的校正問題，而在駕駛室懸置優(yōu)化設(shè)計中，由于駕駛室前、后懸置都存在橡膠襯套，且襯套參數(shù)常常難以精確獲取，同時懸置系統(tǒng)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(yōu)化設(shè)計結(jié)果產(chǎn)生一定影響[7-10]。

針對上述問題，本文采用模態(tài)頻率為目標(biāo)的剛度辨識和傳遞函數(shù)曲線為目標(biāo)的曲線擬合方法，分別修正模型的剛度和阻尼參數(shù)，獲取了準(zhǔn)確的仿真模型，并對其進行了優(yōu)化設(shè)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(jù)元件實際尺寸通過CAD軟件建立實體模型,并導(dǎo)入機械系統(tǒng)動力學(xué)自動分析軟件（ADAMS）中，在ADAMS中添加力和約束并修改相關(guān)參數(shù)，最終得到完整的虛擬樣機模型。

2.1 駕駛室多體參數(shù)化建模

以駕駛室懸置半浮系統(tǒng)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(shè)計參數(shù)變量，在ADAMS中建立駕駛室懸置系統(tǒng)參數(shù)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(shè)計參數(shù)變量設(shè)計值如表1所列。

圖1 駕駛室懸置系統(tǒng)參數(shù)模型

表1 設(shè)計變量參數(shù)

2.2 駕駛室懸置模態(tài)測試

駕駛室在外界激勵下的振動是其各階模態(tài)振型疊加的結(jié)果，而對振動的主要貢獻來自駕駛室前幾階模態(tài)[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(tài)（按振型分為前后、左右、上下、側(cè)傾、俯仰、橫擺等6個方向的模態(tài)），模態(tài)頻率仿真結(jié)果和試驗結(jié)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(tài)頻率的仿真和試驗較一致，均小于10%，但是在側(cè)傾、橫擺和左右3個方向模態(tài)頻率差距較大，需要對模型相關(guān)參數(shù)進行修正。

圖2 駕駛室懸置系統(tǒng)模態(tài)測試臺架

表2 仿真模態(tài)頻率與試驗?zāi)B(tài)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(jù)表2的掃頻試驗結(jié)果，利用參數(shù)辨識的方法識別彈性件的剛度和阻尼，并將辨識剛度與設(shè)計剛度的比值稱為修正系數(shù)α，將辨識阻尼比與設(shè)計阻尼的比值設(shè)為修正系數(shù)β。

2.3.1 剛度參數(shù)辨識

通過不斷迭代彈性件的剛度修正系數(shù)，使ADAMS模型計算得到的模態(tài)逼近試驗?zāi)B(tài)，將參數(shù)辨識通過優(yōu)化設(shè)計來實現(xiàn)[11]。此流程利用Isight軟件集成AD?AMS和MATLAB，采用多島遺傳優(yōu)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(shè)計值，即優(yōu)化目標(biāo)最小，其最優(yōu)結(jié)果得到的剛度修正系數(shù)即為性能設(shè)計參數(shù)，此結(jié)果為剛度辨識結(jié)果，如圖3所示。

圖3 參數(shù)辨識設(shè)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(shù)分別設(shè)為α1～α13，并將它們設(shè)為辨識參數(shù)。將剛體模態(tài)仿真模態(tài)頻率和試驗?zāi)B(tài)頻率的最小差值obj作為辨識目標(biāo)，則

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

通過對剛度參數(shù)進行修正，修正系數(shù)如表3所示，得到新的仿真模態(tài)頻率。剛度參數(shù)辨識后，仿真模態(tài)頻率與試驗?zāi)B(tài)頻率對比如表4所列。

表3 剛度修正系數(shù)結(jié)果

表4 剛度辨識后模態(tài)頻率結(jié)果對比

由表4可知，經(jīng)剛度參數(shù)辨識后，仿真模態(tài)頻率與試驗頻率相比誤差小于10%。

2.3.2 阻尼參數(shù)辨識

經(jīng)剛度參數(shù)辨識后，保證了仿真頻率的準(zhǔn)確性，為進一步提升仿真模態(tài)的準(zhǔn)確性，要保證懸置系統(tǒng)傳遞函數(shù)曲線吻合度。

基于剛度辨識結(jié)果，對駕駛室懸置系統(tǒng)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(jié)果進行對比，其傳遞函數(shù)如圖4所示。

圖4 辨識前仿真與試驗傳遞函數(shù)曲線對比

由圖4可知，上下方向模態(tài)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(dǎo)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(shù)設(shè)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?zhèn)鬟f函數(shù)曲線與MOOG試驗仿真曲線不斷逼近，得到阻尼修正系數(shù)。

通過傳遞函數(shù)曲線辨識結(jié)果，其修正阻尼比系數(shù)如表5所列，俯仰運動仿真與試驗傳遞函數(shù)曲線對比如圖5所示，仿真模型與試驗?zāi)Ｐ驼`差均＜5%，可用于后續(xù)優(yōu)化設(shè)計。

表5 阻尼比修正系數(shù)結(jié)果

圖5 辨識后仿真與試驗傳遞函數(shù)曲線對比

3 試驗設(shè)計（DOE）

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

3.1 彈性元件參數(shù)靈敏度分析

由于彈性元件相關(guān)參數(shù)對駕駛室模態(tài)的影響程度尚不明確，因此將這些參數(shù)全部作為試驗因子進行分析。在試驗設(shè)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(zhǔn)確分析出因子對系統(tǒng)的影響，試驗設(shè)計中水平范圍根據(jù)因子特性選取，應(yīng)盡量包含因子的全局極值點。但是水平范圍也要考慮系統(tǒng)的穩(wěn)定性，不能過大造成系統(tǒng)失穩(wěn)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(shù)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(lián)合Isight和ADMAS進行靈敏度分析，其流程如圖6所示。

分析結(jié)果表明，對于半浮駕駛室懸置系統(tǒng)，前懸襯套的剛度對模態(tài)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(cè)傾運動的模態(tài)頻率，Z向和Y向剛度共同決定了左右運動的模態(tài)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(jié)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(tài)頻率影響較大。

表6 設(shè)計變量剛度參數(shù)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(jié)果

3.2 尺寸參數(shù)靈敏度分析

除了彈性元件對駕駛室模態(tài)存在影響外，后懸液壓鎖臂橫臂的長度L也對駕駛室系統(tǒng)模態(tài)存在影響。圖8為后懸結(jié)構(gòu)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(biāo)，分別計算L為140、175、210、245和280的模態(tài)，模態(tài)頻率仿真結(jié)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(jié)構(gòu)示意

圖9 液壓鎖橫臂長度變化對模態(tài)的影響程度

4 駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計

4.1 優(yōu)化模型的建立

根據(jù)前述分析結(jié)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(shù)作為優(yōu)化變量，液壓鎖臂長度L取結(jié)構(gòu)能實現(xiàn)安裝的范圍，以駕駛室懸置系統(tǒng)的前后懸置的動撓度作為約束條件，參照試驗車輛的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，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(quán)加速度均方根值作為整車行駛平順性的優(yōu)化目標(biāo)，輸入為海南采集路譜。其優(yōu)化數(shù)學(xué)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(biāo)；zf為前懸支架與駕駛室連接處的z坐標(biāo)；zA為液壓鎖與減振器上部連接點的z坐標(biāo)。

4.2 優(yōu)化結(jié)果

采用多島遺傳算法，經(jīng)過150次迭代，最優(yōu)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(shè)計變量的優(yōu)化值如表7所列。

圖10 目標(biāo)值隨迭代次數(shù)變化曲線

表7 設(shè)計變量優(yōu)化結(jié)果

4.3 試驗驗證

利用剛度修正系數(shù)可以求出設(shè)計剛度，剛度修正結(jié)果如表8所列。

表8 設(shè)計變量修正前、后對比

對修正后優(yōu)化結(jié)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(shè)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(jié)構(gòu)和新結(jié)構(gòu)進行試驗驗證，在臺架上導(dǎo)入50～80 km/h各車速段采集的路譜進行平順性分析，分析結(jié)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(jié)構(gòu)改進前、后地板平順性對比

5 結(jié)束語

建立了駕駛室懸置半浮系統(tǒng)的多體動力學(xué)仿真模型，提出采用試驗?zāi)B(tài)頻率為剛度辨識的目標(biāo)修正剛度參數(shù)，再用傳遞函數(shù)曲線為曲線擬合的辨識目標(biāo)修正阻尼參數(shù)的方法，對仿真模型進行了修正，獲取準(zhǔn)確的等效仿真模型。進一步采用DOE試驗方法，對影響模態(tài)頻率的彈性性能參數(shù)和尺寸性能參數(shù)進行了靈敏度分析，并對影響隔振性能的主因進行優(yōu)化設(shè)計并進行試驗驗證，試驗結(jié)果表明，優(yōu)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(jié)構(gòu)設(shè)計具有借鑒作用。