非线性座椅悬架动态参数的研究

非线性座椅悬架动态参数的研究

高爱云等:非线性座椅悬架动态参数的研究

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非线性座椅悬架动态参数的研究

高爱云　徐锐良

210096　东南大学　　　　付主木　　　　

471003　河南科技大学　　

摘要　提出了非线性座椅悬架的一种动态研究方法,采用随机方向法对动态参数进行了优化,并编制优化程

序,最后将计算结果在EQ1060F汽车上进行了试验验证。结果表明,根据优化结果设计的座椅悬架,其乘坐舒适性得到了较大的提高。

Abstract　Thispaperintroducesadynamicalresearchmethodofnonlinearseat2suspension.Optimalmethodcarriesout　　

ingVC++7.0theoptimalprogramiscompiled.TheoptimalistestedonEQ1060Fautomobile.Theresultshowsthatcomfortablecharacteristicofseat2suspensiondependedonimprovedverymuch.

关键词:座椅悬架　动态参数　优化

拖拉机、汽车行驶时,激励而产生强烈的冲击和振动,,低行驶安全,。减振系统主要有轮胎、;改善轮胎和,但同时会影响汽车的操纵稳定性、制动性、承载量等性能[1],相对而言,采用座椅悬架是一种最直接最有效的方法。座椅悬架通常分为线性和非线性两种,线性系统的刚度通常不能过低,否则相对位移过大,因此,其隔振能力受到较大的限制,而非线性座椅悬架则可在很大程度上避免此类问题。

非线性座椅的乘坐舒适性包括动态特性和静态特性两方面;静态舒适性主要考虑座椅的结构型式、几何参数与人体坐态生理特征、体压分布的关系以及调节装置的问题,关于这方面的研究已有很多;动态舒适性主要考虑如何设计合理的座椅悬架系统来隔离和吸收传给驾驶员的振动和冲击,使驾驶员在动态过程中仍能稳定操作和舒适乘坐,是提高乘坐舒适性的关键[2],但关于这方面的研究还极为有限。带悬架座椅的动态舒适性主要取决于系统的刚度和阻尼,本研究设计的座椅不带减震器,因此,本研究的重点是动态特性参数———非线性座椅的刚度,介绍了其选择理论依据,并对其进行了优化和软件计算,最后将其装到EQ1060F汽车上进行了试验验证,结果表明,本研究方法极大地提高了座椅的乘坐舒适性。

4～8引起的振动。

3)座椅悬架在静平衡位置附近的等效固频应远

离底板谱的峰值频率,以避免引起共振。对EQ1060F汽车在常用车速、满负荷工作时实测的底

板谱有两个峰值,第1峰值是在对应前桥悬架的固频f1=2.75Hz时,第2峰值是在对应前轮的固频f2=14Hz时;同时座椅悬架在静平衡位置附近的等效

固频不宜低于0.7Hz,否则易引起运动病[3]。

4)由悬架结构设计规范,确定悬架动位移y取值范围为-0.054～0.054m。

5)座椅悬架的动刚度在相对动位移接近最大值时应迅速平滑的增加,以避免座椅悬架击穿而引起冲击;即

F|

y|=0.054

≤(0.85～1.0)mg(1)

式中　F———座椅悬架的弹力,N

m———座椅悬架的质量,kgg———常数,9.8m/s

2

6)为保证良好的减振性能,应使悬架位移在较

大范围内使系统等效固频小于f0/,f0为激励谱峰值频率,以保证这一范围系统传递函数的模小于1。依据文献[1],较大范围宜取|y|≤0.037m。

(第三卷),振动强度7)参照《振动与冲击手册》不宜大于2.943m/s2(约0.3g),即

F|

y|=0.037

≤0.3mg(2)

2　动态参数的优化设计

2.1　目标函数

1　动态参数选择的理论依据

根据相应理论,对动态参数的确定作如下规定:

1)由于在重力场作用下,垂直振动的能量传递最大,因此,主要研究垂直振动的隔离和减少。

对于带有悬架的座椅系统有许多优化研究。优化目标一般有3种:一是使传入人体的能量最小;二是使人体在敏感频率区域动态响应最小;三是使传

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拖拉机与农用运输车　第4期2004年8月

给人体的加速度均方根值最小[4]。无论对于哪种优

化目标,座椅悬架的刚度越小,优化结果越好,但是相应地变形量会越大,反而会增加人体的不舒适度,因此对于座椅系统的座垫和悬架的刚度采取最小值限制。本论文采用第3种优化目标。

按照ISO2631—85和GB4970—85的规定,乘坐振动可用总加权加速度均方根值进行评价,因此可将座面加权加速度均方值确定为座椅非线性刚度的优化目标,其大小可表示为

+∞2

σ(ω)w2(ω)dω=Szz¨=¨

π2-∞

优解,只要初始点选择适当,很快便可得出结果。

根据上面讲到的动态参数选择的理论依据和参数的优化方法,利用Vc++7.0编制优化程序,程序部分运行界面如图1和图2所示。点击图1中的优化命令,即可得出系数k1,k3,k5,k7,k9的值;点击图2中的显示命令,即可得到由这些系数确定的理

2

想弹性特性曲线。目标函数σz¨=1.05m/s,静平衡位置的等效固频为

fy=0=

S(ω)w(ω)dωπuL

z¨

π2dy

y=0

m

=0.9>0.7(Hz)

2

(3)

σ式中　——座面加权加速度均方值z¨—u———分析频率上限,座椅传到人体的振动

主要是10Hz以下的部分,即u=20

L———分析频率下限,根据IS—85,　　由此可见,静平衡位置的等效固频避开了

EQ1060F

,同时大于0.7

Hz,析频率下限为zL=(ω)—Sz——¨

w(ω)———(ω)与下底板激励根据线性随机振动理论,Sz¨(ω)存在以下关系谱Sz¨1

(ω)|Hz-Sz¨

z1(

ω)|2Sz(ω)¨1

(4)

图1　座椅悬架参数优化设计

多次实验表明,在10Hz以内,下底板激励谱曲(ω)为单峰状,类似正态分布曲线,对EQ1060F线Sz¨1汽车,用能量法对其进行拟合[2]得

-2

22

(ω)=0.35eSz¨

8π×0.84

(5)

根据文献[3],非线性弹性特性力F(y)用9次奇次多项式表示可以满足精度要求,即

F(y)=k1y+k3y3+k5y5+k7y7+k9y9(6)　　经系统线性化后,座面与下底板的传递函数为

ω2ωj+n

(7)Hz-z1(ω)=2

ωs-ω2+2nωj(5)和公式(7)代入公式(3),则目标　　把公式(4)、

函数为

2πω2ωj+n202

σ×z¨=22

π2ωπωs-ω+2nj

图2　显示理想弹性特性曲线

-

3　试验验证

根据优化好的动态参数设计的座椅样机装到

EQ1060F汽车上作为驾驶员座椅,和原驾驶员座椅进行了道路平顺性对比试验[7]。依据国标GB4970—85的规定,试验路面为洛阳到小浪底的水泥路面,试验车速有30,40,50和60km/h四种,车况有空载和满载两种。试验结果如表1,其中σω为座上z向总加权加速度均方根值,f为1/3倍频程加权加速度均方根值中的最大值对应的中心频率。由

2

22

8π×0.84

0.35e

2.2　优化方法及结果

w(ω)dω(8)

目前,优化程序方法有很多,有的文献采用内点惩罚函数法,有的文献采用外点惩罚函数法[5],本文

采用随机方向法[6],其特点是对目标函数性态无特殊要求,不用计算目标函数的导数,并能寻找全域最

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表1可知,新驾驶员座椅和原驾驶员座椅相比,其f值远离人体垂直方向敏感频段,按照σω值计算,采用新驾驶员座椅可使EQ1060F汽车的隔振能力平

均提高40%左右,且车速越高提高幅度越大。

空载

满载

原驾驶员座椅新驾驶员座椅

1.063.151.103.151.363.151.390.801.600.812.500.831.600.86表1　优化前后座椅道路平顺性对比试验

车速/(km h-1)

计算参数σs-2)ω/(m

f/Hz

原驾驶员座椅新驾驶员座椅

1.083.151.062.501.212.501.463.15

0.601.600.71.600.711.600.711.30

σs-2)ω/(m

40

f/Hz

σs-2)ω/(m

50

f/Hz

60

σs-2)ω/(m

f/Hz

4　结束语

据,意义。,运行优化程序,。经过试验验证,根据优化结果设计的座椅悬架,其乘坐舒适性提高了40%。

参　考　文　献

1　刘任先,赵铨,张润生.驾驶座椅的理想非线性弹性特性

2　—:

[].洛阳:洛阳工学院,2001

.汽车非线性座椅悬架设计理论及研究方法:[硕士

学位论文].洛阳:洛阳工学院,1997

4　余志生.汽车理论(第3版).北京:机械工业出版社,

2000

5　丁玉庆.汽车振动系统动态参数优化.天津理工学院学

报,2002,18(4):96～99

6　刘惟信.机械最优化设计.

北京:清华大学出版社,19867　张润生,赵铨,牛毅,等.EQ1060汽车乘坐振动的测量、评

价与分析.洛阳工学院学报,1997,18(1):38～42

(收稿日期:2004-03-24)

(编辑　郭聚臣)

及实现方法.农业机械学报,1995,26(1):66～70

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/vwwe.html