TỐI ƯU THÔNG SỐ THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO CABIN VÀ GHẾ NGỒI NGƯỜI ĐIỀU KHIỂN CỦA XE TẢI HẠNG NẶNG

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (361.42 KB, 6 trang )

(1)<div class='page_container' data-page=1>

TỐI 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 mơ hình dao động khơng 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.

ĐẶT VẤN ĐỀ*

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:

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. Ngồi 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 mơ 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.

</div>
(2)<div class='page_container' data-page=2>

ISO2631-1(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.

MƠ HÌNH DAO ĐỘNG XE TẢI HẠNG NẶNG
Xây dựng mơ hình dao động

Khi ơ 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 mơ hình dao động.

CT1l
q1l
L1l
K
1r

qKT1r
CT1r

l l2

l
ma1
1r
K1r
za1
KT2r
2r
q
ma2
za2
K2r

l3 l4

T2r
CKL3r
C2r
q3r
CT3r
ma3
za3
C3r
K3r
Kc1r Cc1r

C
Kc2r Cc2r
Cs
Ks
ms s

mc
zc
c
ls
z

Xb
b
 zb

mb
mc
Xc

Yc
mb
Xb
Yb
3
b
b4
KL1r
q1r
1
b
b2
CT1r
a1
 ma1
K1r C1rK1l C1l

za2
c1r

K Cc1rKc1l Cc1l
Ks Cs

c
b
b
z
zc
l6

l7 l5

s
z
b
ms
bc
s

Hình 1. Mơ hình dao động của ơ tơ 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
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:



 

















 l
r
j
ai
i
ai
Tij
ai
i

ai
Tij
Ti
b
z
C
b
z
K

F   

2
2
1
1 u
u
(-1)

-(-1)

- (2)

Fi là lực tác dụng theo phương thẳng đứng của

các hệ thống treo:























 






 

jl

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.

</div>
(3)<div class='page_container' data-page=3>

Fs 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

F  

2 (5)

trong đó ;

l
j

r
j
khi
u
u















2
1

;
,
i
i
khi
v
v















3
2
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

,

z

lần 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 thơng qua biến ngẫu nhiên
Fourier ngược:



mid,i i



N

1

i 2

i
,
mid

0
q
2
0

t
f
2
cos
.
f
f

)
n
(
S
vn
2
)
t

(

q    



(8)

trong đó f

2
1
i
2
f

fmid,i  1   với i=1,2,3…n

và i là pha ngẫu nhiên phân bố 02.
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 tốn 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 mơ ngẫu nhiên của mặt đường
quốc lộ ISO cấp B.

Bảng 1. Các loại mặt đường phân loại theo tiêu 
chuẩn ISO 8068(1995)

Cấp A B C D E

Tính trạng

mặt đường Rất tốt Tốt

Bình
thươn
g

Xấu Rất
xấu
Sq(n0) 16 64 256 102

409
6

0 5 10 15 20 25 30

-0.01
-0.005
0

0.005
0.01

Time t/s

Mat duong ISO cap B

Hình 2. Mấp mơ 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 W

W a (t)dt

T

</div>
(4)<div class='page_container' data-page=4>

Trong 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

aWZ giá trị (m2/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

MƠ PHỎNG VÀ TỐI ƯU THƠNG SỐ
Mơ 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.

0 10 20 30 40 50

-4
-2
0
2
4

Thoi gian/s

Gia

c/m

-2

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 (awzmin):

min
dt

)
t
(
z
T
a
)
x
(
f

T

S

wz  













0
2

(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={K1r, K1l, K2r, K2l, K3r, K3l, C1r, C1l,

C2r, C2l, C3r, C3l } 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
.
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

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 za- 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.

0 10 20 30 40 50

-4
-2
0
2
4

Thoi gian t/s

Gia

c/m

-2

Sau toi uu
Truoc toi uu

</div>
(5)<div class='page_container' data-page=5>

0 10 20 30 40 50
-1

-0.5
0
0.5
1

Thoi gian t/s

Gia

c/m

-2

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

awz/m.s2 0,713 0,372

SEAT % 134,23 94,50

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 cịn 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 mơ 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 cơng 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.

</div>
(6)<div class='page_container' data-page=6>

6. 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

</div>

TỐI ƯU THÔNG SỐ THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO CABIN VÀ GHẾ NGỒI NGƯỜI ĐIỀU KHIỂN CỦA XE TẢI HẠNG NẶNG

<b>TỐI ƯU THÔNG SỐ THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO CABIN VÀ GHẾ NGỒI </b>

<b>NGƯỜI ĐIỀU KHIỂN CỦA XE TẢI HẠNG NẶNG </b>







<i>z</i>



, 

<i>z</i>

,

<i>z</i>

 

 





<sub></sub>

<sub></sub>





Tài liệu liên quan

Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về