基于MATLAB工程机械座椅减振分析

陈俊杰，肖宇，宋建桐，张昀昀

（1.北京电子科技职业学院汽车工程学院，北京 100176；2.中机科（北京）车辆检测工程研究院有限公司，北京 102100）

引言

工程机械的工作环境经常暴露在振动环境中，这种振动环境是由于行驶在路面时产生的低频路面激励、工程机械发动机、变速箱、传动轴等旋转振动的激励引起的。司乘人员长期暴露在这种低频振动环境中，不仅降低工作效率、严重时候会引起生理和心理疾病。对司机而言、座椅构成了悬架的最后一级减振系统、座椅设计参数的选择会影响传递到司机上的振动量。运用单自由度振动理论和试验方法进行座椅振动参数优化设计是工程技术人员常用的方法[1]。

本文首先根据车辆系统动力学理论，建立了单自由度工程机械座椅的动力学微分方程。分析了座椅的动态响应性能。并且通过试验的方法得到了座椅上的动态响应数据。最后利用FFT（快速傅立叶变换）计算出座椅的固有频率、为座椅优化设计提供了设计思路。

1 工程机械座椅动力学模型及分析

对于工程机械座椅，国内一般采用的是被动悬架结构，由弹簧和阻尼元件构成，结构简单，成本低廉。机体振动频率高，一般在4～6Hz，且共振谱峰值比较大，因此舒适性也比较差[2]。座椅加权加速度均方根值一般为2～4没m/s^2，这个值比国外同等类型座椅高了3倍左右。其座椅结构如图1所示。

图1 弹性座椅结构图

座椅系统其实质也是一套弹簧阻尼系统，弹簧刚度和阻尼系数的选择也很大程度上影响传递到乘员身上的振动强度。现在一些豪华大客车上采用高档座椅来增加乘坐舒适性座椅的固有频率、刚度和阻尼是座椅最重要的三个动态参数。进行座椅动态参数优化设计的时候，通常是对这三个参数合理匹配，降低车身传递到人身体上的振动，从而提高乘坐舒适性[3]。“人体—座椅”系统可以用一个单质量系统来描述，见图2。

图2 “人—座椅”振动系统

现在，假设人体质量为m，座椅刚度为k，座椅阻尼为c，基础激励为q。建立“人—座椅”系统单自由度振动方程为：

令q和y都是复振幅，对式（1）进行傅里叶变换得：

整理（2）得：

令ζ为0.25, 0.5, 0.1时，计算振动响应y相对于基础振动的双对数谱，计算结果见图3。

图3 阻尼参数对幅频响应的影响

由图3可以看出，在低频段，阻尼对人—座椅系统的幅频响应影响不大。在共振段，增大阻尼可以明显减小共振峰值。频率比为1.414时，幅频响应恒等于1，此时，阻尼对幅频响应没有影响。在高频段，可以看出增大阻尼比对减振有利。为了避免共振时振动过大，应该适当增大阻尼比，可以起到明显减振作用。刚度影响的是系统的固有频率，选择座椅刚度时，应该使得系统固有频率在3Hz左右变化，这个范围可以避开人的敏感区[4]。

2 工程机械座椅动态试验分析

国标GB/T 8419-2007 《土方机械 司机座椅振动的试验室评价》中规定，对某生产企业座椅进行线性扫频试验和共振传递率试验。

2.1 线性扫频试验

座椅用 75Kg的固定重物加载，重物可以用坐垫做成，坐垫里包装有铅弹，缝成棉絮状。固定重物需在座椅上固定，防止移动；座椅用 75Kg的固定重物加载，重物可以用坐垫做成，坐垫里包装有铅弹，缝成棉絮状。固定重物需在座椅上固定，防止移动；估计悬挂的固有频率，按照它的 0.5倍～2倍的预期共振频率进行扫频，找出系统的固有频率。扫频采用从较低频率到较高频率再回到较低频率，频率的最大间隔频率为0.05Hz，扫频时间不少于80秒。扫频幅值为整个悬挂装置的40%或者50mm，取较小者。根据扫频曲线，判断系统的共振频率。图4为试验样品照。图5为试验工况照。

图4 座椅样品照

图5 试验工况照

采用法国dBFA数据采集分析系统，采集了座椅椅面上方加速度垂直方向时域信号。并利用Matlab对座椅椅面的时域信号进行FFT变换，得到频域数据。并通过Max函数得到座椅的固有固有频率为 3.8Hz。因此，我们在进行车辆整体设计的时候，要避开座椅的共振区，使得座椅可以有效隔振。

图6 座椅椅面上方加速度垂直方向时域信号

图7 座椅椅面加速度FFT变换图

3 结论

分析了工程机械座椅的典型结构，依据车辆系统动力学理论，建立了主动悬架动力学微分方程，并利用Simulink搭建了系统仿真程序，分析了阻尼对座椅结构的频率响应，提出选择座椅刚度时，应该使得系统固有频率在3Hz左右变化，这个范围可以避开人的敏感区。采用扫频的方法，得到了某型号座椅的共振频率，为我们座椅参数设计提供参考。