郭利
安徽国防科技职业学院，安徽六安（237001）
E-mail：guowenxin135@163
摘要：针对目前对重型卡车舒适性、安全性、可靠性等人性化设计的高要求，首先对重卡驾驶室悬置系统中前后螺旋弹簧及减振器的参数进行了优化。试验结果显示改进后驾驶室各点的偏频及振动加速度显著降低，平顺性明显提高。然后进一步优化了驾驶室后支撑横梁的尺寸链，改善了其受力状态，提高了强度。为设计企业改进重卡驾驶室结构提供了依据。关键词：驾驶室；舒适性；减振器；螺旋弹簧；优化 中图分类号:TH122 文献标志码: A
1. 引言
近些年，随着经济的发展及科技生产水平的提高，在市场竞争的推动下，重型卡车的性能结构逐年都在提高之中。八十年代，卡车注重在动力性、经济性及可靠性方面；但是从九十年代以后至今，则注重在环保性、安全性及舒适性方面的提高。
GALLOP重卡是在引进韩国现代重卡技术平台的基础上开发出的新一代自主品牌中高端重型卡车，其驾驶室有半高顶和高顶两种。如图1所示，驾驶室悬置系统为前后各两支螺旋弹簧配减振器的四点悬浮式结构。车辆行驶中遇到不平路面所带来的冲击，可以通过悬置系统中的螺旋弹簧和减振器分别吸收冲击及衰减振动达到提高驾乘舒适性的目的。然而GALLOP高顶驾驶室比HD平顶驾驶室约重200Kg，用原驾驶室悬置系统支撑GALLOP高顶驾驶室，出现诸如驾驶室减振性能差、异常抖动和支撑横梁强度不足等问题，针对这些问题，本文对GALLOP驾驶室悬置系统进行了分析计算，并作了优化设计。
(a) 前悬置结构(前后视图) (b) 后悬置结构(左右视图)
图1 重卡驾驶室悬置系统的结构
1.驾驶室地板纵梁
2.前减振器
3.前压缩侧限位块
4.翻转轴
5.前拉伸侧限位块
6.前支撑
7.前螺旋弹簧
8.
举升缸 9.后支撑吊耳 10.后支撑橡胶块 11.后螺旋弹簧 12.后压缩侧限位块 13.后减振器
14.后缓冲块吊架 15.后拉伸侧限位块 16.防侧倾稳定杆 17.后支撑横梁
2. 驾驶室重量及重心坐标测量
首先用地磅测量驾驶室总质量M ，然后用静平衡法测量驾驶重心坐标，测量方法如图2所示：
(a) (b)
图2 驾驶室重心坐标测量示意图
以驾驶室的翻转中心点作为坐标原点O ，如图2(a)所示，设计一个高度可调的托架支撑驾驶室后端，托架置于地磅上，调整其高度使驾驶室保持水平，读出地磅读数M 1，并测量长度L ，由力矩平衡[1]可知：钼加工
L M
M Lx 1= (1) 同理将驾驶室按逆时针翻转90°，如图2(b)所示，可以得到：
'2L M
M Lz = (2) 驾驶室总重量： M g M G 8.9=×= (3) 式中 M 、M 1、M 2——驾驶室总质量、地磅测量值1、地磅测量值2 (Kg)
Lx 、Lz ——驾驶室重心坐标(mm)
L 、'L ——测量的X 、Z 方向前后支撑点的距离(mm)
考虑到驾驶室左右重量相差较小，默认重心在左右对称线上，将所测得到的数据代入到式
(1)、(2)、(3)中得下表1：
表1 驾驶室重量及重心坐标 驾驶室重量(N) 驾驶室重心X 坐标L X (mm) 驾驶室重心Z 坐标L Z (mm)
8585 690
886.5
3. 减振器及前后簧参数改进
全浮式驾驶室悬置系统的隔振效果与悬置系统的结构形式、弹簧和减振器的参数选择、悬置系统与主悬架系统的参数匹配均密切相关[2]。本文将通过对螺旋弹簧、减振器参数以及悬置的结构进行改进来提高驾驶室的驾乘舒适性。
根据重心坐标，由图3可知单根前后弹簧在驾驶室空载时的支撑力F 1、F 2分别为：
药用淀粉
图3 弹簧支撑力计算示意图
G L L L F )
21(221+= (4) G L L L F )21(212+=
(5) 将L 1=550mm 、L 2=1255mm 、G =8585N 代入到式(4)、(5)中，可算得F 1=2984.5N 、F 2=1313N 。设1H ∆、2H ∆分别为前后簧静载时的压缩量，则有：
G K L L L H 1)21(221+=
∆ (6) G K L L L H 2
)21(212+=∆ (7) 由式(6)、（7）可知，弹簧刚度小，弹簧压缩量大。原平顶驾驶室悬置前后弹簧的刚度K 1、K 2及自由高度如表2所示原平顶驾驶室悬置前后弹簧的刚度K 1、K 2及自由高度如表2所示，以后簧为例，得2H ∆=77mm ，该变形量加上驾驶室满载后的变形量致使后压缩侧限位块与后缓冲块吊架距离很近，这样车辆在行驶中限位块会频繁撞击后缓冲块吊架，给驾驶室冲击，影响驾驶舒适性，同时也降低限位块的寿命。高顶驾驶室比平顶重约200Kg ，将该重量分配到前后簧上，并根据前后支撑现有结构尺寸，为了让弹簧在汽车行驶过程有足够的空间衰减冲击，不频繁撞击缓冲块，通过改进前后弹簧的参数和减振器阻尼(如表3)来调整限位尺寸。
表2 平顶驾驶室悬置弹簧刚度及高度 名称
刚度K1、K2(N/mm)自由高度H 0(mm) 前螺旋弹簧
17 227.5 后螺旋弹簧 220 132.5
表3 前后弹簧和减震器参数改进 名称
刚度K1、K2(N/mm) 自由高度H 0(mm) 压缩阻力(N) 恢复阻力(N) 前螺旋弹簧
40 190 —— —— 后螺旋弹簧联络柜
290 132.5 —— —— 前减振器
—— —— 950 1500 后减振器 —— —— 280 700
4. 后支撑横梁结构问题及其优化措施
4.1 结构问题及强度校核
如图4，驾驶室左右后支撑吊耳下平面与后支撑橡胶块上平面不接触，有h 0=6mm 的间隙，该间隙的存在使驾驶室后支撑的载荷分配形式由应该的三处承载变成后座架的一处承载，汽车行驶时，驾驶室会绕着后座架中间轴左右摇晃，影响驾驶室的舒适性。
www.55sq图4 横梁尺寸问题
同时中间一处承载的问题更会影响到横梁的强度，图4中L 3=610mm ，L 4=113mm ，横梁后座架处的弯矩是后支撑吊耳处的2*L 3/L 4=10.8倍，下面以下两种载荷工况对横梁的强度进行有限元分析，工况1：驾驶室满载时后横梁的载荷1532N 全部分配到后座架上，左右吊耳不受力，如图5(a)所示；工况2：驾驶室满载时后横梁的载荷1532N 分别分配到左右吊耳上，后座架不受力，如图5(b)所示：
图5 两种工况下有限元模型
横梁材料为16MnL ，其屈服强度和强度极限分别为345=s σMPa ，510=b σMpa ，弹性模量为2.1E5Mpa ，泊松比0.3。两种模拟都在垂直方向给了2.5g 的振动加速度，模拟结果如图6所示，从图中等效应力等值线中可以看出，工况 1中，最大应力为394MPa ，超过材料的屈服极限345MPa ，最大应力出现在横梁上驾驶室防倾锁安装孔附近；在工况2中最大应力为135MPa ，未超过材料的屈服极限345MPa ，最大应力出现在支撑橡胶块处，整根横梁应力分布均匀，满足材料的强度要求。
制作门窗
图6 计算结果
4.2 优化措施
分析上述计算结果可知，横梁受工况1载荷时，在复杂路况下横梁断裂的可能性大；受工况2载荷时，横梁在复杂路况下可以满足强度要求。因此通过改进后座架中间销轴的在垂直方向的位置来保证h 0=0，使左右支撑吊耳来承担驾驶室后载荷，同时可以降低汽车行驶中驾驶室左右摇晃幅度。
5. 实验验证
对上述改进后的车辆进行试验验证，根据GB/T4970-1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》的规蓝牙GPS
定，主要以测量点的加权加速度均方根值a w 及驾驶室的偏频来评价平顺性，a w 的计算公式[3]如下：
()21
2012⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎟⎠⎞⎜⎝
⎛=∑∫=j f f a j w uj ij df f G w a (8) 式中 ij f ，uj f ——1/3倍频带的中心频带为j f 的下、上限频率(Hz)
()f G a ——等带宽的加速度自功率谱密度(m/s 2)
a w ——单轴向加权加速度均方根值(m/s 2)
j w ——第j 个1/3倍频带的加权系数
测量仪的软件可以记录加速度时间历程，计算出某段路面的a w 。试验所测量的点分别为驾驶室脚地板、卧铺板、座椅和头枕，如图7所示。
图7 测量点分布
测量上述各点改进前后的偏频，测量结果如表4所示，从数据来看，改进后驾驶室内各点的偏频都有较大的减小，可以提高舒适性。
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