Để giảm các tác động xấu của dao động gây ra đối với sức khỏe người lái cũng như giảm tác động xấu đến mặt đường giao thông khi ô tô hoạt động, các thông số thiết kế tối ưu hệ thống [r]
Trang 1TỐI ƯU THÔNG SỐ THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO CABIN VÀ GHẾ NGỒI
NGƯỜI ĐIỀU KHIỂN CỦA XE TẢI HẠNG NẶNG
Lê Văn Quỳnh *
Trường Đại học Kỹ thuật Công nghiệp - ĐH Thái Nguyên
TÓM TẮT
Độ êm dịu và ổn định hướng là một trong các chỉ số quan trọng để đánh giá chất lượng thiết kế của
xe Chính vì vậy, mục tiêu chính của nghiên cứu này là nghiên cứu tối ưu các thông số thiết kế hệ
thống treo cabin và ghế ngồi người lái xe tải hạng nặng nhằm nâng cao độ êm dịu của người lái
Một mô hình dao động không gian 13 bậc tự do được thiết lập với kích thích ngẫu nhiên của mặt
đường quốc lộ và gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng ghế ngồi người lái theo
tiêu chuẩn ISO 2631-1(1997) được chọn là hàm mục tiêu Các thông số thiết kế tối ưu của hệ
thống treo cabin và ghế ngồi người lái được tìm thấy khi xe chuyển động trên điều kiện mặt đường
ISO cấp B với vận tốc 60 km/h Kết quả tối ưu cho thấy rằng giá trị gia tốc bình phương trung bình
của ghế ngồi người lái theo phương đứng giảm 20,83% và giá tri SEAT giảm xuống 94,5%
Từ khóa: Xe tải hạng nặng, cabin, ghế ngồi người lái, hệ thống treo, tối ưu thông số, độ êm dịu.
Hiện nay, để đánh giá năng lực cạnh tranh của
các hãng xe tải hạng nặng không chỉ dựa vào
hiệu suất làm việc mà còn dựa vào chỉ số êm
dịu và an toàn của xe Do vậy nghiên cứu các
thông số kết cấu của xe ảnh hưởng đến chỉ số
êm dịu ghế ngồi người lái được các nhà thiết
kế xe đặc biệt quan tâm nghiên cứu Các
thông số kết cấu xe tải hạng nặng như độ
cứng và hệ số cản của hệ thống treo, lốp xe,
cabin và ghế ngồi lần lượt được phân tích
đánh giá các ảnh hưởng của chúng đến độ êm
dịu chuyển động của xe [1], [2],[3]
Để giảm các tác động xấu của dao động gây
ra đối với sức khỏe người lái cũng như giảm
tác động xấu đến mặt đường giao thông khi ô
tô hoạt động, các thông số thiết kế tối ưu hệ
thống treo được tìm thấy nhờ áp dụng phương
pháp điều khiển [5], [6],[7] Tuy nhiên, các
phương pháp thiết kế đó không phải tất cả
hãng xe tải hạng nặng nào cũng lựa chọn áp
dụng do giá thành tổng thể của xe tăng cao,
mà họ lựa chọn phương pháp thiết kết tối ưu
các hệ thống treo bị động nhằm giảm tác động
xấu đến mặt đường giao thông[4], [8]
Đối với xe tải độ êm dịu của cabin có ảnh
hưởng trực tiếp đến hiệu quả làm việc và sức
khỏe của người lái, khi xe chuyển động các
*
Email: lequynhdl@yahoo.com
nguồn dao động được truyền từ mặt đường và động cơ lên ghế ngồi người lái thông qua cabin và ghế ngồi Để giảm biên độ dao động truyền đến ghế ngồi người lái, hệ thống treo điều kiển bán tự động cabin xe tải hạng nặng
đã phân tích thiết kế và tối ưu điều khiển [9],
độ êm dịu cabin được phân tích và đánh giá bằng cả hai phương pháp mô phỏng máy tính
và thí nghiệm Ngoài ra điều khiển thông số
hệ thống treo ghế ngồi người điều khiển [10]
Các thông số thiết kế hệ thống treo ghế ngồi người lái được tiến hành tối ưu bằng các thuật toán di truyền và dựa vào mô hình dao động 1/4 và1/2 [14], [15] Kết quả các nghiên cứu hiệu quả độ êm dịu khi xe hoạt động điều kiện khác nhau đã được cải thiện đáng kể sau khi tối ưu thông số thiết kế của ghế ngồi người lái
Ý tưởng chính của nghiên cứu này, các tác giả tiến hành tối ưu các thông số thiết kế hệ thống treo cabin và ghế ngồi người điều khiển của
xe tải hạng nặng Để tìm được các thông số tối ưu các hệ thống này, một mô hình dao động không gian của xe tải hạng nặng được thiết lập dưới tác động hàm kích thích dao động ngẫu nhiên từ mặt đường dựa vào tiêu chuẩn ISO 8068(1995)[12] Dựa vào mô hình dao động không gian, hàm mục tiêu gia tốc bình phương trung bình ghế ngồi người điều khiển dựa vào tiêu chuẩn
Trang 2ISO2631-1(1997-E)[11], các thông số thiết kế hệ thống treo
cabin và ghế ngồi được tìm thấy khi xe
chuyển động trên mặt đường ISO loại B với
vận tốc v=60 km/h
MÔ HÌNH DAO ĐỘNG XE TẢI HẠNG NẶNG
Xây dựng mô hình dao động
Khi ô tô chuyển động trên đường sẽ làm cho
cabin người lái dao động theo 3 phương với 6
bậc tự do như hình 1 Tuy nhiên, trong
nghiên cứu này, để đánh giá ảnh hưởng của
một số thông số thiết kế của xe đến độ êm dịu
ghế ngồi người lái, một ô tô tải 3 cầu hạng
nặng với hệ thống treo trước dạng phụ thuộc
và 2 hệ thống treo sau phụ thuộc dạng tay đòn
kéo được chọn để xây mô hình dao động
C T1l
q1l L1l K 1r
q K T1r
C T1r
1
l l 2
l
m a1
1r
K 1r
z a1
K T2r 2r q
m a2
z a2
K 2r
l 3 l 4 T2r
CL3r
C 2r
q3r
C T3r
m a3
z a3
C 3r
K 3r
K c1r C c1r
C
K c2r C c2r
C s
K s
m s
m c
z c c
l s
z
X b
b
z b
m b
m c
X c
Yc
m b
X b
Y b
b4
KL1r
q1r
1 b
b 2
C T1r a1
m a1
K 1r C 1r K 1l C 1l
z a2 c1r
K Cc1r K c1l C c1l
K s C s
c
b b z
z c
l 6
l 7 l 5
s z
m s
bc
Hình 1 Mô hình dao động của ô tô tải hạng nặng
3 cầu
Giải thích các ký hiệu trên hình 1: Kij, KTij,
Kcnj và Ks lần lượt là độ cứng của hệ thống
treo của xe, lốp xe, cabin và ghế ngồi; Cij,
CTij, Ccnj và Cs là hệ số cản của hệ thống treo
của xe, lốp xe, cabin và ghế ngồi; mai lần lượt
là khối lượng không được treo các cầu xe và
mb, mc và ms lần lượt là khối lượng được treo
thân xe, cabin và ghế ngồi; l là chiều dài cơ sở
của xe; lk và ls lần lượt là các khoảng cách của
các tọa độ trọng tâm của cầu xe, thân xe,
cabin và ghế ngồi; bm lần lượt khoảng cách
giữa tâm bánh xe bên trái và bên phải và
khoảng cách giữa tâm hệ thống treo bên trái
và bên phải của các cầu xe; zai, zb, zc và zs lần
lượt là các chuyển vị theo phương đứng của
cầu xe thân xe, cabin và ghế ngồi người lái;
ai, b và b, cvà c là các chuyển vị của cầu
xe, thân xe và cabin (i=1÷3, j=r,l,
n=1,2,k=1÷7, m=1÷4)
Thiết lập phương trình dao động
Để thiết lập hệ phương trình vi phân miêu tả dao động của các hệ thống trên hình 1, các tác giả đã sử dụng kết hợp phương pháp hệ nhiều vật và nguyên lý D’alambe Hệ phương trình
vi phân miêu tả dao động của xe được viết dưới đây:
s
s 6 c2 7
s s c c2l c1l c2r
c2 c1
3 2 c2
c1
4 3r 3l
2 2r
c c2l c1l c2r
3 2 1 c2
3 T3l 3l
3 T3r T3
3 T2l 2l
3 T2r T2
1 T1l 1l
1 T1r T1
-F
F l F l
-b F 2
b ) F F F
-F -F
-) ( F l ) ( F
) (
F
-2
b ) F -F 2
b ) F
-2
b ) F -F -F
) F F (F -F
2
b F F -2
b F
-F
-2
b F F -2
b F
-F
-2
b F F -2
b F
-F
-s s
s c
b cy
r c b cx
s c c
b by
r l
l
r c b bx
c b b
r a a
a a
r a a
a a
r a a
a a
z m
l F
I
F I
F z m
l l F l l
l l l l F I
F F
F
F I
F z m
b b
F I
F z m
b b
F I
F z m
b b
F I
F z m
1 1
3 2 2
7 6
7 6 5 1
2 2
1 1 1
4 4
3 3 3
3 3 3
4 4
2 2 2
2 2 2
2 2
1 1 1
1 1 1
(
( (
(
2 2
.
2 2
.
2 2
.
(1)
trong đó: FTi là phản lực theo phương thẳng đứng của lốp xe tác dụng lên các cầu xe và nó được xác định theo công thức sau:
r j
ai i ai Tij ai i ai Tij Ti
b z C b z K
2 2
1
u
(-1) -(-1)
Fi là lực tác dụng theo phương thẳng đứng của các hệ thống treo:
l
r i
ai i b
i b k b ij
ai i b
i b k b ij i
b b
l z C
b b
l z K F
2 2
2 2
1 2
1 2
u ai u v
u ai u v
(-1) z -(-1) -(-1)
-(-1) z -(-1) -(-1)
(3)
Fcn là lực tác dụng theo phương đứng của các
hệ thống treo cabin
l
r j
b c b m
c c c m c cnj b c
b m c
c c m c cnj
cn
b l
b l
z C b
l b
l z K
F
2
2 2
2
2
1
2 1
u v
b
u v
u
v b u v
(-1) (-1)
z
-(-1) -(-1) -(-1)
(-1) z -(-1) -(-1)
(4)
Trang 3Fs là lực tác dụng theo phương thẳng đứng hệ
treo ghế ngồi người lái:
- - S c-zS
c S c S S
b l z K
2 (5)
l j
r j khi u
u
2
1
; , i
i khi v
v
3
1 2
1
i1=1,3, i2=2,4; lk=l1, l2-l3 và l2+l4; lm1=l7 và l6
và lm2=l5, l5+l6+l7
Hệ phương trình (1) chúng ta có thể viết lại
dưới dạng phương trình ma trận thu gọn dưới
đây:
Q
Kz
z
C
z
M (6)
trong đó: M, C, K lần lượt là ma trận khối
lượng, ma trận hệ số đàn hồi và ma trận độ
cứng có kích thước [13x13]; z , z , zlần lượt
là các véc tơ gia tốc, vận tốc và chuyển vị của
các khối lượng có kích thước [13x1], Q là véc
tơ các ngoại lực kích thích có kích thước
[13x1]
Mặt đường ngẫu nhiên
Hiện nay, có nhiều phương pháp để mô tả
mấp mô của mặt đường quốc lộ như đo trực
tiếp hoặc theo phương pháp thống kê để xây
dựng hàm số thực nghiệm Trong nghiên cứu
này các tác giả dựa vào tiêu chuẩn ISO
8068(1995) về cách phân loại các mặt đường
quốc lộ (Bảng 1) để tiến hành xây dựng hàm
kích thích mặt đường ngẫu nhiên Theo tiêu
chuẩn ISO mấp mô của mặt đường có mật độ
phổ Sq(n0) và được định nghĩa bằng công thức
thực nghiệm:
0 0
q
q
n
n n
S
n
S (7)
trong đó n là tần số sóng của mặt đường (chu
kỳ/m), n0 là tần số mẫu (chu kỳ/m), Sq(n) là
mật độ phổ chiều cao của mấp mô mặt đường
(m3/chu kỳ), Sq(n0) là mật độ phổ tại n0
(m3/chu kỳ), là hệ số tần số được miêu tả
tần số mật độ phổ của mặt đường (thường
=2) Hàm mấp mô mặt đường ngẫu nhiên
được giả định là quá trình ngẫu nhiên Gauss
và nó được tạo ra thông qua biến ngẫu nhiên
Fourier ngược:
mid i i
N
1
i mid
0 q 2 0
t f 2 cos f
) n ( S vn 2 ) t (
(8)
2
1 i 2 f
f mid i 1 với i=1,2,3…n
và i là pha ngẫu nhiên phân bố 02 Căn cứ số liệu Bảng 1 các loại đường được phân cấp theo tiêu chuẩn ISO với v=16.7m.s -1
; f1=0.5Hz; f2=30Hz; n0=0.1m-1 các tác giả đã tiến hành lập chương trình toán bằng phần mềm Matlab 7.04 để mô phỏng các hàm mấp
mô ngẫu nhiên của mặt đường quốc lộ Hình
2 thể hiện mấp mô ngẫu nhiên của mặt đường quốc lộ ISO cấp B
Bảng 1 Các loại mặt đường phân loại theo tiêu
chuẩn ISO 8068(1995)
Tính trạng mặt đường Rất tốt Tốt
Bình thươn
g
Xấu Rất xấu
S q (n 0 ) 16 64 256 102
4
409
6
-0.01 -0.005 0 0.005 0.01
Time t/s
Mat duong ISO cap B
Hình 2 Mấp mô mặt đường ISO cấp B
ĐÁNH GIÁ ĐỘ ÊM DỊU
Để đánh giá ảnh hưởng của dao động đến cơ thể người, hiệp hội tiêu chuẩn quốc tế đã đưa
ra tiêu chuẩn ISO 2631-1(1997) về đánh giá ảnh hưởng dao động đến con người Theo tiêu chuẩn này tần số dao động kích thích từ nguồn phát kích thích đến các vị trí khảo sát nằm trong khoảng từ 0.5 đến 80Hz Để đánh giá độ êm dịu ghế ngồi người lái, các tác giả chọn chỉ tiêu đánh giá theo tiêu chuẩn ISO 2631-1(1997) và thông qua gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng được xác định theo công thức:
2 1
0 2 1
T
Trang 4Trong đó: aw là gia tốc bình phương trung
bình theo phương thẳng đứng; aw(t) là gia tốc
theo phương thẳng đứng theo thời gian(m/s2)
và T là thời gian khảo sát(s)
Điều kiện chủ quan đánh giá độ êm dịu ô tô
theo gia tốc bình phương trung bình theo
phương thẳng đứng dựa vào Bảng 2
Bảng 2 Bảng đánh giá chủ quan độ êm dịu ô tô
theo ISO 2631-1
a WZ giá trị (m 2 /s) Cấp êm dịu
< 0,315 m.s-2 Thoải mái
0,315m.s-2-0,63m.s-2 Một chút khó chịu
0,5m.s-2 – 1,0 m.s-2 Khá khó chịu
0,8 m.s-2 – 1,6 m.s-2 Không thỏai mái
1,25 m.s-2 – 2,5 m.s-2 Rất khó chịu
> 2 m.s-2 Cực kỳ khó chịu
MÔ PHỎNG VÀ TỐI ƯU THÔNG SỐ
Mô phỏng
Để giải hệ phương trình (1) phần mềm
Matlab-Simulink 7.04 được sử dụng mô
phỏng với bộ số liệu của xe tham khảo trong
tài liệu[13] Hình 3 thể hiện sự so sánh gia tốc
theo phương thẳng đứng của ghế ngồi người
lái với sàn cabin khi ô tô chuyển động trên
mặt đường quốc lộ ISO cấp B với vận tốc
v=60km/h
-4
-2
0
2
4
Thoi gian/s
Gia toc ghe ngoi Gia toc san Cabin
Hình 3 So sánh gia tốc phương thẳng đứng
của sàn cabin và ghế ngồi người lái
Từ hình 3 ta có thể thấy rằng gia tốc bình
phương trung bình theo phương thẳng đứng
của ghế ngồi người lái (awz) tăng 34.23% so
với giá trị ở sàn cabin và hệ số truyền dao
động của ghế ngồi người lái được định nghĩa
trong tài liệu tham khảo [16,17]
SEAT%=134.23%, điều đó dễ nhận thấy rằng
độ êm dịu của ghế ngồi giảm đi một nửa so
với vị trí sàn cabin Nguyên nhân của sự tăng
này là do thông số thiết kế hệ thống treo ghế
ngồi người lái không hợp lý Các thông số thiết kế của hệ thống treo sẽ tiếp tục lựa chọn tối ưu ở phần dưới đây
Tối ưu thông và thảo luận
Để nâng cao độ êm dịu của người điều khiển, các thông số thiết kế hệ thống treo cabin và ghế ngồi được tiến hành tối ưu khi xe chuyển động trên mặt đường ISO cấp B với vận tốc v=60 km/h Hàm mục tiêu gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng dựa vào tiêu chuẩn ISO 2631-1(1997) đạt được giá trị nhỏ nhất (awzmin):
min dt
) t ( z T a ) x ( f
T S
1
0 2
1
(10)
k
L k L
k
x x x x
x x x
x g t s
, , ,
0 ) (
2 1
) ( )
n k
m i
,
2 , 1
,
2 , 1
trong đó x={K 1r , K 1l , K 2r , K 2l , K 3r , K 3l , C 1r , C 1l ,
C 2r , C 2l , C 3r , C 3l } là các các biến tối ưu
Điều kiện ràng buộc cho các biến tối ưu được thiết lập dựa vào tài liệu tham khảo [2]
0 0
0 0
0 0
0 0
0 2 0
1
8 0 1
0
0 2 0
1
0 1 4
0
s s
s
s s
s
c c
c
c c
c
C C
C
K K
K
C C
C
K K
K
(11)
trong đó: Kc0, Cc0, Ks0, Cs0 là giá trị của xe nguyên bản
Điều kiện ràng buộc cho dịch chuyển vị theo phương đứng của cầu và khung xe:
0,35 z a- z 0, 73 (12)
Để giải phương trình tối ưu (11) và hệ điều kiện dàng buộc (12) được các tác giả viết bằng chương trình con trong phần mềm Matlab 7.04 sau đó kết nối khối mô phỏng Simulink
-4 -2 0 2 4
Thoi gian t/s
Sau toi uu Truoc toi uu
Hình 4 So sánh gia tốc phương thẳng đứng của
ghế ngồi người lái trước và sau khi tối ưu
Trang 50 10 20 30 40 50
-1
-0.5
0
0.5
1
Thoi gian t/s
Gia toc ghe ngoi Gia toc san cabin
Hình 5 So sánh gia tốc phương thẳng đứng của
sàn cabin và ghế ngồi người lái sau khi tối ưu
Bảng 3 Bảng so sánh kết quả trước và sau tối ưu
Thông số Thông số thiết
kế xe nguyên bản[13]
Thông số thiết kế tối
ưu
Kc1r/N.m-1 1x105 0,621x105
Kc1l/N.m-1 1x105 0,621x105
Kc2r/N.m-1 1x105 0,621x105
Kc2l/N.m-1 1x105 0,621x105
Cc1r/N.s.m-1 0,75x103 1,351x103
Cc1l/N.s.m-1 0,75x103 1,351x103
Cc2r/N.s.m-1 0,75x103 1,351x103
Cc2l/N.s.m-1 0,75x103 1,351x103
Ks/N.m-1 2x104 4,4x103
Cs/N.s.m-1 0,2x103 3,56x103
a wz /m.s2 0,713 0,372
Hình 4 thể hiện kết quả mô phỏng gia tốc ghế
ngồi người lái xe trước và sau khi tối ưu các
thông số thiết kế hệ thống treo cabin và ghế
ngồi khi ô tô chuyển động trên mặt đường
quốc lộ ISO cấp B với vận tốc chuyển động
v=60km/h Từ hình 4 và Bảng 3 có thể thấy
rằng giá trị gia tốc trung bình theo phương
đứng của ghế ngồi sau khi tối ưu giảm
20,83% Hình 5 quan hệ gia tốc phương thẳng
đứng giữa ghế ngồi người lái và sàn cabin sau
khi tối ưu Từ hình 5 có thể dễ dàng xác định
được hệ số truyền dao động sau khi tối ưu và
giá trị của nó xuống còn SEAT%=94,5%
Thông số tối ưu các hệ thống treo cabin và
ghế ngồi người lái tìm được cũng nâng cao độ
êm dịu người lái ở các điều kiện khai thác
KẾT LUẬN
Trong nghiên cứu này, một mô hình dao động
không gian với trợ giúp đắc lực của phần
mềm Matlab/Simulink, các thông số thiết kế
hệ thống treo cabin và ghế ngồi người lái
được tìm thấy khi xe chuyển động trên mặt
đường ISO loại B với vận tốc v=60 km/h Từ các kết quả đó tác giả rút ra một số kết luận chính như sau:
i) Giá trị gia tốc bình phương trung bình của ghế tăng 34,28% so với giá trị gia tốc bình phương trung bình sàn cabin và chỉ số truyền dao động của ghế SEAT%=134,28% và sau khi tối ưu các thông số thiết kế hệ thống treo cabin và ghế ngồi thì chỉ số giảm xuống còn SEAT%=94,5%
ii) Sau khi tối ưu các thông số thiết kế hệ thống treo hệ thống treo thì giá trị gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng của ghế người lái giảm xuống còn 20,83% so với xe nguyên bản
Tối ưu thông số hệ thống treo sử dụng phương pháp tối ưu hàm đa mục tiêu như các hàm gia tốc bình phương trung bình theo phương đứng ghế ngồi người lái, góc lắc dọc
và ngang cabin sẽ được tác giả công bố trên tạp chí khoa học sau
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1 Junzhong Xia, Zongpo Ma, Shunmin Li and Xiangbi An (2012), “Influence of Vehicle
Suspension System on Ride Comfort”, Applied Mechanics and Materials, Vol.141, pp 319-322
2 Le Van Quynh, Zhang Jianrun, et al., “Influence
of Heavy Truck Dynamic Parameters on Ride
Comfort Using a 3D Dynamic Model(2013)”, Journal of Southeast University (Natural Science Edition), Vol 43, pp.763-770
3 Le Van Quynh, Jianrun Zhang, Xiaobo Liu and Wang yuan (2011), “Nonlinear dynamics model and analysis of interaction between vehicle
and road surfaces for 5-axle heavy truck”, Journal
of Southeast University (Natural Science Edition),
Vol 27(4), pp.452-457
4 P E Uys, P S Els, M (2006), “Thoresson
Suspension settings for optimal ride comfort of off-road vehicles travelling on roads with different roughness and speeds”, Journal of Terramechanics, Vol.44 (2007), pp.163–175
5 Yi K., Hedrick J K (1989),“Active and semi-active heavy truck suspensions to reduce
pavement damage”, SAE Technical, Vol.39 (4),
pp 620–622
Trang 66 Peter Mucka (2002), “Active suspension of a
heavy-vehicle driven axle”, Journal of Mechanical
Engineering, Vol 53, pp.342-350
7 Syabillah Sulaiman, et al.(2012), “Groundhook
Control of Semi-Active suspension For Heavy
Vehicle”, Journal of Sound &
Vibration, Vol.172 (3), pp.391-411
8 Lu Sun(2002), “Optimum design of
“road-friendly vehicle suspension systemssubjected to
rough pavement surfaces”, Applied Mathematical
Modelling, Vol.26, pp 635–652
9 Florin M Marcu(2009), “Semiactive Cab
Suspension Control for Semitruck Applications”,
Doctor of Philosophy inMechanical Engineering,
Blacksburg, Virginia
10 Haijun Xing, Shaopu Yang and Yongjun
Shen(2012) “Semi-Active Control of Vehicle Seat
Suspension System with Magnetorheological
Damper”, Advanced Engineering Forum, Vols
2-3 (2012), pp1067-1070
11 ISO 2631-1 (1997), “Mechanical vibration and
shock-Evanluation of human exposure to
whole-body vibration”, Part I: General requirements,
The International Organization for
Standardization
12 ISO 8068(1995), “Mechanical vibration-Road
surface profiles - reporting of measured data”
13 Bohao Li (2006), “3-D dyanamic modeling and simulation of a multi-degree of freedom
3-axle rigid”, Matster thesis, University of Wollongong, 2006
14 Mahesh P Nagarkar, Gahininath J Vikhe patile, et al (2016), “Optimization of nonlinear quarter car suspension–seat–driver model”,
Journal of Advanced Research, Vol.7, pp.991–
1007
15 Wael Abbas, Ossama B Abouelatta, Magdy El-Azab, et al (2011), “Optimal Seat Suspension
Design Using Genetic Algorithms”, Journal of Mechanics Engineering and Automation, Vol.1
(2011), pp.44-52
16 C.H.Lewis and M.J Griffin (2002),
“Evaluating the Vibration Isolation of Soft Seat Cushions Using an Active Anthropodynamic
Dummy”, Journal of Sound and vibration, Vol
253(1), pp.295-311
17 T.P Gunston, J Rebelle, M.J Griffin(2004),
“A comparison of two methods of simulating seat suspension dynamic performance”, Journal of Sound and Vibration, Vol.278, pp 117–134
SUMMARY
OPTIMAL DESIGN FOR CAB’S AND DRIVER’S SEAT SUSPENSION
SYSTEMS OF HEAVY VEHICLE
Le Van Quynh *
University of Technology - TNU
Ride comfort and stable movement is one of the key indicators for evaluating the vehicle's design quality Therefore, the main objective of this study is to optimize the design parameters of cab’s and driver’s seat suspension systems improving driver comfort A 3-D vibration model with 13 – DOF (degree of freedom) was established under the random excitation of the highway surface and the weighted r.m.s acceleration responses of the vertical driver's seat based on the international standard ISO 2631-1: 1997 was selected as the objective function The optimal design parameters
of the cab’s and driver’s seat suspension system are found when vehicle moves on the road surface condition of the ISO level B with a speed of 60 km/h The optimal results indicate that the value of the weighted r.m.s acceleration responses of the vertical driver's seat is decreased by 20.83% and the SEAT value is decreased by 94.5%
Keywords: heavy vehicle, cab, driver’s seat, suspension system, optimal parameters, ride comfort
Ngày nhận bài: 30/8/2017; Ngày phản biện: 22/9/2017; Ngày duyệt đăng: 30/9/2017
*
Email: lequynhdl@yahoo.com
