商用车驾驶室悬置隔振系统设计开发

表 3 总加权加速度均方根值对比
项目
试验结果
刚弹耦合模型 计算结果
刚体模型 计算结果
垂直方向总加权 加速度均方根值 0.695 4
0.636 5
0.602 5
3.2.4 悬置参数优化分析 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。 以前、后悬置弹簧刚度和前、后减 振器阻尼为优化设计因数，每个因数分为 3 个水平， 驾驶室质心处垂直、水平加速度为输出，计算影响驾 驶室振动舒适性每个因素的最佳水平。 考虑交互作 用（包括高阶交互作用）的影响，采用 L27（313）正交表 头进行虚拟试验计算。 试验中的因素和水平值见表 4 所列。 表中，K1 为前悬置弹簧刚度；K2 为后悬置弹 簧刚度；C1c 和 C1e 分别为前 减 振 器 的 压 缩 和 拉 伸 阻 尼；C2c 和 C2e 分别为后减振器的压缩和拉伸阻尼。
水平 3 795 80.7 10.38 18.46 10.62 22.6
前后悬置弹簧刚度以及前后减振器阻尼匹配计 算分析结果见表 5、表 6 所列。 经仿真优化分析，确 定前、后悬置弹簧刚度选择 2 水平，前减振器阻尼选 择 3 水平，后减振器阻尼选择 2 水平，是考虑交互影 响的前提下对垂直振动衰减最好的选择， 使驾驶室 质心处加权加速度均方根值改善了 17.54 %，见表 7 所列。 表 5 前、后悬置弹簧刚度不同搭配总加权加速度均方根值
表 4 不同因素的水平值
因素 K1 /
K2 /
C1c /
C1e /
C2c /
C2e /
N·mm-1 N·mm-1 N·m·s-1 N·m·s-1 N·m·s-1 N·m·s-1
水平 1 353.33 35.87 4.61 8.21 4.72 10.05
水平 2 530 53.8 6.92 12.31 7.08 15.08
Hz）或 悬 架 弹 簧 下 质 量 共 振 频 悬架弹簧上质量系统的共振频
率 率
范 范
车 载
适 速 货
合多 行驶 汽车
数 的
路 中
面 高
条 档
件 中
、 、
各种 重型
结构相对复杂，价格适中
在相同的载荷作用下， 可以得到比螺旋弹簧或钢板弹簧低得多的振动频率 （一般为
空气 弹簧式
0.8～1.5Hz），从 而 提 高 车 辆 行 驶 平 顺 性 ； 空气弹簧具有变刚度特性，其固有频率可以根据需要而适当地改变； 通过高度调节装置可以保持驾驶室相对位置不变；
·设计·计算·研究·
商用车驾驶室悬置隔振系统设计开发
王新宇 1，2 王登峰 2 陈 静 2 吕 伟 1
（1.中国第一汽车集团公司技术中心；2.吉林大学）
【摘要】介绍了几种驾驶室悬置的功能特征及其设计流程。 建立了某重型商用车驾驶室悬置多刚体 ADAMS 模 型和驾驶室悬置刚弹耦合模型，并将两模型计算结果与道路试验结果进行了时域对比分析。 结果表明，两模型时域 加速度信号与试验结果十分相近； 频率小于 20 Hz 时刚弹耦合系统动力学仿真模型的计算结果与试验结果最接近 ， 但频率大于 20 Hz 后弹性体模型的精度接近于多刚体模型，从而验证了经验悬置参数计算方法的正确性。 采用虚拟 DOE 正交试验技术对驾驶室悬置进行了系统参数优化。
加 速 度 /m·s-2
20 10
0 -10 -20 -30
10.00
11.25
仿真值 试验值
12.50 时间/s
13.75
15.00
（b）刚 弹 耦 合 模 型 左 前 悬 置 处 图 5 动力学仿真模型时域分析结果
加速度功率谱密度对比结果如图 6 所示。 从图 6 可以看出， 频率小于 20 Hz 时刚弹耦合系统动力 学仿真模型的计算结果与试验结果最接近； 但是当 频率大于 20 Hz 后弹性体模型的精度接近于多刚体 模型， 其主要原因是在 Nastran 中进行模态抽取中 的模态分析频率上限截至频率 20 Hz。
加 速 度 功 率 谱 密 度 /m2·s-3
0.9
0.8
0.7
试验值
0.6
计算值（刚弹耦合模型） 计算值（刚体模型）
0.5
0.4
0.3
0.2
0.1
0 0 10 20 30 40 50 60 70 80 频 率 /Hz
图 6 加速度功率谱密度对比曲线
总加权加速度均方根值对比见表 3 所列。
2009年 第 3 期
主题词：商用车 驾驶室悬置 隔振系统 设计 中图分类号：U463 文献标识码：A 文章编号：1000－3703（2009）03－0011－03
Design and Development of Vibration Isolation System of Commercial Vehicle’s Cab Suspension
悬置总成主要功能如下: a. 支撑驾驶室； b. 改善驾驶室的乘坐舒适 性 ，提 高 驾 驶 室 结 构的疲劳寿命； c. 通过铰接 机 构 使 驾 驶 室 能 够 平 稳 翻 转 （平 头驾驶室）； d. 提高驾驶室碰撞安全性（悬浮式悬置）。 目前国内外驾驶室悬置结构根据弹性元件的不 同可分为橡胶减振垫、螺旋弹簧、钢板弹簧及空气弹
本次开发驾驶室悬置为 4 点式悬浮式悬置 （图 2），弹性元件为螺旋弹簧。
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·设计·计算·研究·
表 1 各种型式驾驶室悬置的功能特征
型式
功能特征
适用车型
橡胶减 振垫式
非线性刚度，通过结构变化可实现分段变刚度； 刚度大、行程小； 具有一定吸收振动效果，由于行程较小，对较大幅值或较高频率的振动衰减效果不好； 结构简单、价格低
结构复杂，成本增加
中、重型高档载货汽车
根据驾驶室质量及质心位置、 驾驶员及成员质
量及质心位置和前后悬置布置位置及结构， 进行驾
驶室悬置参数计算分析，计算所用公式如下：
姨 f0
=
1 2π
K m
（1）
ξ
＝
C CC
（2）
CC =2 姨mK
（3）
式 中 ，m 为 驾 驶 室 总 成 质 量 ；K 为 悬 置 系 统 刚 度 ；f0
2009年 第 3 期
簧等几种， 各种型式悬置的功能及适用车型见表 1 所列。
2 悬置开发设计流程
悬置设计的开发流程以及各阶段的主要内容如 图 1 所示。
3 悬置隔振性能设计开发
悬置总成隔振计算主要包括系统参数计算分 析、系统参数优化仿真分析和弹性元件计算。文中以 某重型载货汽车驾驶室悬置为例， 阐述了悬置系统 参数计算分析与系统参数优化仿真分析方法。 3.1 系统参数计算分析
本文建立的驾驶室悬置多刚体 ADAMS 模型和 驾驶室悬置刚弹耦合模型分别如图 3 和图 4 所示。 其中刚弹耦合自由度有所增加， 考虑分析计算时间 以及实际工况，驾驶室模态上限截至到 20 Hz。
零部件及系统台架试验； 驾驶室翻转试验；
DMU； 整车道路试验
悬置零件详细三维数据设计； 确定二次开发件结构布置尺寸及性能 参数，提供供应商； DMU； 目标成本分析； 悬置零件三维图设计
图 1 悬置设计开发流程
图 2 某重型载货汽车螺旋弹簧系统室悬置多刚体模型
图 4 驾驶室悬置刚
弹耦合模型
3.2.2 道路试验
为了获得悬置系统振动输入信号， 进行道路试
验， 试验地点是中国第一汽车集团公司技术中心农
汽车技术
·设计·计算·研究· 安试车场。 利用 Matlab 软件编写程序将试验中测量 得到的加速度信号处理成位移信号， 从而避免加速 度信号在积分过程中出现相位问题。 用于测量仿真 模型输入信号的加速度传感器主要布置在驾驶室 前、后 4 个悬置支架接近车架的部位，用于模型验证 输出信号采集的传感器主要布置在驾驶室前悬置左 右上托架靠近驾驶室的部位和驾驶室后悬置左右锁 靠近驾驶室的部位，一共 8 个传感器。 3.2.3 模型验证
对标分析
产品定义
结构研究
总成隔振分析计算
CAE分 析
悬置参数计算分析； 悬置参数优化分析； 弹性元件计算
重要零部件及系统有限元分析； 驾驶室翻转分析； ECER29 法 规 分 析
改进设计
试验
试制
工程设计
悬置总成系统参数计算结果见表 2 所列。
表 2 悬置初步分析计算结果
参数
数值
驾 驶 室 质 量 /kg
将驾驶室悬置多刚体仿真模型和刚弹耦合仿真 模型分析结果与道路试验测量结果进行时域对比分 析，结果如图 5 所示。图 5 显示时域加速度信号与试 验结果十分相近。
加 速 度 /m·s-2
20 10
0 -10 -20 -30
10.00
11.25
仿真值
试验值
12.50 时间/s
13.75
15.00
（a）刚 体 模 型 左 前 悬 置 处
经常以中、 低车速在普通 公路上行驶的中、 小吨位载 货汽车
线性刚度，共振频率一般为 2～3 Hz；
螺旋 弹簧式
围 围
刚度小，行程大； 相 对 于 车 体 （车 架 ）的 一 阶 弯 曲 共 振 频 率 范 围 （5～6 （8～15 Hz），可获得较大的吸收振动效果；但相对于 （2～5 Hz），减振效果不明显；
Wang Xinyu1,2,Wang Dengfeng2,Chen Jing2,Lü Wei1 （1．China FAW Group Corporation R&D Center；2．Jilin University） 【Abstract】The functions characteristics and design flow of several cab suspensions were introduced in this paper. The multi -rigid -body ADAMS model and rigid -elastic coupling model for a heavy -duty commercial vehicle’s cab suspension were established,the calculation and road test results were compared and analyzed.The results show that the time domain acceleration signal of the two models is approximately consistent with the test result,when the frequency is less than 20 Hz,the calculation results of rigid-elastic coupling simulation model are most close to the test results;when the frequency is more than 20 Hz,the precision of the elastic body model closes to multi -rigid -body model,thus the validity of empirical suspension parameter calculation method was verified.Finally,the system parameters optimization of cab suspension was carried out by using virtual DOE orthogonal test technique.