隨機路面輸入的汽車平順性仿真分析

1、隨機路面輸入的汽車平順性仿真分析許先鋒北汽福田車輛股份有限公司技術研究院前言現(xiàn)在隨著汽車技術的發(fā)展和人們對汽車產品性能及質量要求的日益提高，一個汽車產品的生命周期越來越短，且一個全新汽車產品的概念開發(fā)和設計也日益提前，以適應激烈市場競爭的需求，在試制出物理樣車之前，有必要對所開發(fā)的汽車的平順性有一個清楚的了解，評價該車的乘坐舒適性是否滿足設計要求，以避免在試制出物理樣車并對其進行平順性試驗后，發(fā)現(xiàn)平順性不滿足要求而重新更改設計所造成的試制費用和設計時間的巨大浪費。仿真分析是適應這一要求的最佳途徑，因為仿真分析采用虛擬樣機技術，其具有豐富的建模功能和強大的運動學、動力學解算能力，可以建立規(guī)模龐大

2、、機構復雜、系統(tǒng)級的仿真模型，為進行汽車整車性能仿真分析帶來了可能。美同mdi公司的adams軟件是世界一流首屈一指的大型機械系統(tǒng)運動學、動力學仿真分析軟件，本次平順性分析的整車仿真模型就是在adams10.0中建立，仿真模型原型是福田公司新開發(fā)的某一型號輕卡。由于平順性分析對不同等級路面的不平度和人體對振動的敏感程度有嚴格的規(guī)定，如果僅依靠仿真軟件仍然很難進行整車平順性仿真分析，因此在建立整車仿真模型的同時，我們開發(fā)了適用于adams輪胎模型要求的不同等級路面生成軟件和平順性評價軟件，運用所開發(fā)的軟件與adams相結合，成功地實現(xiàn)了整車平順性仿真分析。1.整車仿真模型的建立汽車在行駛過程中，

3、來自路面的激勵是影響乘員乘坐舒適性的主要因素，平順性主要是根據乘坐者的舒適性來評價，故其又稱為乘坐舒適性。汽車以一定的車速駛過隨機的路面，路面不平度經輪胎、懸架、座墊等彈性、阻尼元件和非懸掛質量、懸掛質量構成的振動系統(tǒng)傳遞到人體，則前后車橋（非懸掛質量），車架、車身、貨箱（懸掛質量）和人體的振動加速度是平順性的評價對象，因此仿真模型中必須包括以下幾個部分：1） 前后車橋、前鋼板彈簧、后主簧、后副簧、前后減振器、車身(包括車架、駕駛室和貨箱)、座椅和人體。在本仿真模型中，考慮了后副簧與車架緩沖塊的相互沖撞作用；前后減振器簡化為一阻尼約束（damper）；車架與前后車橋通過鋼板彈簧和減振器聯(lián)接起來

4、；座椅簡化為一彈性、阻尼約束（spring-damper），其將人體與車身地板相聯(lián)；人體簡化為65kg的質量塊。構造整車仿真模型的一大難點是如何構造前、后鋼板彈簧和后副簧，并且使前、后鋼板彈簧總成的剛度與實際情況一致。通過對不同車型的鋼板彈簧仿真計算，我們摸索出一套構造鋼板彈簧仿真模型的規(guī)律和方法，應用該規(guī)律和方法，僅通過建立主片簧的仿真模型，同時在主片簧的段與段相聯(lián)接的梁（beam）單元的截面參數中考慮了其它片簧的影響，這樣僅用主片簧就可以代替整個板簧總成，一方面可以大副度地降低整個仿真模型的自由度，有效地減少計算量，另一方面還可以使構造的鋼板彈簧仿真模型在幾何外形和剛度方面與實際情況高度一

5、致，確保了整車仿真分析的準確性。本次分析車型的前、后鋼板彈簧和后副簧的有關參數如表1所示。表1彈簧名稱片數厚度(mm)寬度(mm)伸直長度(mm)備注前鋼板彈簧818片為6.5mm63.018片簧的長度分別為：1200，1200，1020，1020，860，700，480，480材料：60s i2mn總成剛度：60.2n/mm自由弧高：103 mm騎馬螺栓中心距：80mm后鋼板彈簧614片為8.0mm, 56為11.0mm63.016片簧的長度分別為：1200，1200，1060，920，780，420材料：60s i2mn后簧剛度：112.68n/mm自由弧高：112 mm騎馬螺栓中心距：1

6、30mm后副簧313片為6.5mm6313片簧的長度分別為：770,570,470材料：60s i2mn副簧剛度：129.5n/mm自由弧高：50 mm騎馬螺栓中心距：130mm前右鋼板彈簧的仿真模型如圖1所示：圖1前右鋼板彈簧的力變形曲線和剛度曲線的仿真計算結果如圖2所示： 力變形曲線 剛度變形曲線圖2后右鋼板彈簧的仿真模型如圖3所示：圖3后右鋼板彈簧的力變形曲線和剛度曲線的仿真計算結果如圖4所示： 力變形曲線 剛度變形曲線圖4從圖2和圖4所示前后鋼板彈簧的力變形曲線和剛度變形曲線的仿真計算結果圖上可以看出，仿真計算的板簧剛度值與表1所列的剛度數值非常接近，這保證了整車仿真模型的前后懸掛部分

7、與實車相一致，為確保整車仿真分析的準確性打下了基礎。2） 轉向系。為了保證模型在某一等級的路面上直線行駛，轉向系是必須具有的，在仿真模型中轉向系包括方向盤、轉向柱、轉向器輸入軸、轉向螺母、搖臂軸、搖臂、縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向節(jié)、梯形臂和橫拉桿。在轉向器中考慮了轉向系的扭轉剛度；轉向柱通過bushing與車身相聯(lián)；轉向柱通過萬向節(jié)約束（hooke）與轉向器輸入軸相聯(lián)；通過coupler約束，將轉向器輸入軸的旋轉運動轉化為轉向螺母沿軸線的位移運動，又將轉向螺母的位移運動轉化為搖臂軸的旋轉運動；縱拉桿通過球銷約束（spherical）與搖臂和轉向節(jié)臂相聯(lián)；橫拉桿通過球銷約束（spherical）與左

8、右梯形臂相聯(lián)；左右轉向節(jié)通過鉸鏈約束（revolute，相于主銷）與前橋左右端相聯(lián)，此時考慮了主銷后傾角和內傾角。轉向系部分仿真模型如圖5所示。圖53） 動力總成、傳動軸、主減速器和半軸。動力總成根據轉速輸出相應的發(fā)動機扭矩；傳動軸通過前后兩個萬向節(jié)與動力總成和主減速器輸入軸相聯(lián)；通過coupler約束，根據主減速器傳動比的大小，將主減速器的旋轉運動與半軸的旋轉運動聯(lián)系起來；半軸通過鉸鏈約束（revolute）在后橋殼內進行旋轉運動。動力總成與傳動系部分的仿真模型如圖6所示。圖64） 輪胎。輪胎與路面的接觸問題以及輪胎模型如何簡化，國內外學者一直在進行不斷地探索，現(xiàn)在比較成熟和被人們認同的有f

9、iala、delft、smitht和uatire輪胎模型。adams根據這些輪胎模型的理論基礎建立了相應的輪胎仿真模型，為建立整車仿真模型帶了方便。在本仿真模型中考慮了前輪的外傾角和前束。確定輪胎模型所需的各種參數又是構造整車仿真模型的一大難點，由于delft、smitht和uatire輪胎模型參數較多，一般不易得到，而fiala輪胎模型需要的參數較少，因此我們采用fiala輪胎模型。本次分析車型的前后輪胎均為6.0014lt，輪輞為，斷面寬度170mm，外直徑680mm，輪胎氣壓420kpa，后輪為雙胎。本次分析的工況是滿載，前、后軸載荷分別為1181.7kg、2448.3kg，則前輪載荷為

10、，后輪載荷為。該型號輪胎的fiala模型的參數如表2所示：表2參數名稱前輪后輪車輪自由半徑（r1）mm340340胎體半徑（r2）mm81.181.1徑向剛度（cn）n/mm352.92354.78縱向滑移剛度（cslip）n5.8e46.0e4側偏剛度（calpha）n/deg444.54466.31外傾剛度（cgamma）n/deg111.13116.58滾動阻力偶臂（crr）mm6.126.12徑向阻尼比（rdr）0.040.04車輪無滑動時的摩擦系數（u0）0.950.95車輪純滑動時的摩擦系數（u1）0.750.75前后輪胎模型如圖7、圖8所示：圖7 前輪胎模型 圖8 后輪胎模型（雙

11、胎）5） 路面。構造即滿足一定隨機分布規(guī)律要求又符合輪胎枋真模型要求的路面是建立整車仿真模型的最大難點，通過對路面不平度空間功率譜密度、時間功率譜密度、adams對功率譜密度的反變換以及輪胎仿真模型路面文件的深入研究，找出了根據路面不平度空間功率譜密度和車速來生成滿足輪胎仿真模型所要求的路面文件的方法，并編制了相應的路面生成軟件。應用該軟件，可以生成任意等級路面和車速下的道路文件，成功地解決了這個難題。通過對路面大量實測和統(tǒng)計分析，根據gb7031“車輛振動輸入路面平度表示方法”的規(guī)定，路面空間位移功率譜密度的擬合表達式采用以下形式： (1)式中:是路面空間位移功率譜密度，單位；n 空間頻率，

12、單位m-1；n0空間參考頻率，n0=0.1m-1；gq(n0)路面不平度系數，單位；w頻率指數。在gb7031文件中規(guī)定，按照功率譜密度gq(n)把路面分為八級，并規(guī)定了每級路面下的不平度系數gq(n0)的取值范圍和幾何平均值，如表3所示。表3路面等級路面不平度系數gq(n0) 10-6m2/m-1 n0=0.1m-1下限幾何平均上限a81632b3264128c128256512d51210242048e204840968192f81921638432768g3276865536131072h131072262144524288汽車的振動與車速關系密切，需根據車速將空間頻域的功率譜密度gq(

13、n)轉換為時間頻域的功率譜密度gq(f)，空間頻率與時間頻率存在以下關系：f=n.u （2）式中f時間頻率，單位hz；n 空間頻率，單位m-1；u車速，單位m/s。則gq(f)的表達式為： （3）式中是路面時間位移功率譜密度，單位。因此，在某一車速，根據某一等級路面不平度系數gq(n0)的取值，可計算出一定空間頻率范圍內的gq(n)和gq(f)數據曲線，將gq(f)數據曲線輸入adams，則可計算出路面不平度的時間信號q(t)，將q(t)輸入路面生成軟件則可以生成這種等級下的路面文件。路面文件生成的流程如圖9所示。本次分析的是汽車在b級路面上行駛，車速為60km/h，由路面生成軟件產生的部分路

14、面網格如圖10所示。圖9圖106） 整車仿真模型隱藏掉駕駛室、貨箱和路面后的整車仿真模型如圖11所示，陷藏掉路面后的整車仿真模型如圖12所示。圖11 圖12隨機路面輸入的平順性評價由于人體的加權評價指標不能從adams仿真計算結果中直接得到，只有通過對adams計算結果作大量的數據處理后才能得到這些評價指標，這又是整車平順性仿真分析的一個難點。通過對人體平順性評價方法和adams計算結果數據輸出功能的研究，我們開發(fā)了相應的汽車平順性評價軟件。將adams計算結果與該軟件相結合，可方便地得到人體各種平順性評價指標。在平順性分析中，非懸掛質量、懸掛質量和人體的振動加速度的均方根值是平順性評價的客觀

15、物理量。根據iso2631“人承受全身振動的評價指南”要求，人體對不同振動方向、不同頻段振動的敏感程度不同，人體的胸腹系統(tǒng)在垂直振動4hz8hz、水平1hz2hz范圍內會出現(xiàn)明顯的共振，這是人體對振動最敏感的頻率范圍。平順性分析對人體而言，根據人體在垂直方向和水平方向振動加速度（客觀物理量），按照人體對振動反應的敏感程度不同（主觀評價），分別對垂直方向和水平方向振動加速度的功率譜密度進行頻率加權，用1/3倍頻帶中最大的加權加速度均方根值或總加權加速度均方根值來進行評價；對非懸掛質量（如車橋）和懸掛質量（如車身地板）采用其加速度均方根值來進行評價。在本仿真模型中，對前后車橋、車身用加速度均方根值

16、來進行評價；對人體用總加權加速度均方根值來進行評價，而總加權加速度均方根值包括汽車縱向、橫向、垂向的加權加速度均方根值。（坐標系說明：x軸，汽車縱向，正向向后；y軸，汽車垂向，正向向上；z軸，汽車橫向，正向向左）人體在x、y、z方向的加權加速度均方根值可由該軸向的振動加速度的自功率譜密度函數直接積分得到： （4）式中是人體在x、y、z方向的加權加速度均方根值，單位；是人體在x、y、z方向振動的加速度自功率譜密度函數，單位；是人體在x、y、z方向的頻率加權函數。在y軸方向， （5）在x、z方向， （6）從iso2631“人承受全身振動的評價指南”提供的人體對振動反應的“疲勞工效降低界限”的曲線圖

17、上可以看出，在同一暴露時間下，人體對振動水平方向最敏感的頻率范圍1hz2hz比垂直方向的最敏感的頻率范圍4hz8hz的允許值低1.4倍，也就是說人體對水平方向1hz2hz振動的敏感程度要高于垂直方向4hz8hz，因此總加權加速度均方根值為： （7）根據人體在垂直方向振動的加權加速度均方根值，可求出垂直方向允許的“疲勞工效降低界限”的暴露時間為： （單位：分鐘） （8）式中是1分鐘“疲勞工效降低界限”垂直方向4hz8hz加速度允許值，；為10分鐘。因為“暴露極限”的振動加速度值是“疲勞工效降低界限”的2倍（增加6db ），“舒適降低界限” 的振動加速度值是“疲勞工效降低界限”的1/3.15倍（降

18、低10db ），因此垂直方向振動的“暴露極限” 的暴露時間為： （單位：分鐘） （9）垂直方向振動的“舒適降低界限” 的暴露時間為： （單位：分鐘） （10）垂直方向振動的振級為： （單位：db） （11）式中。在仿真模型中，使整車沿路面生成軟件產生的某一等級路面直結勻速行駛，進行仿真計算。在后處理階段，分析前后車橋、車身的上下方向和人體的上下、前后、左右三個軸向方向的振動加速度和各加速度的均方根值、自功率譜，對這些物理量進行客觀評價；同時將人體在三個軸向方向的振動加速度和各加速度的自功率譜輸入到開發(fā)的汽車平順性評價軟件。在汽車平順性評價軟件中計算人體在三個軸向方向的加權加速度均方根值、總加權

19、加速度均方根值，并計算在垂直方向的“疲勞工效降低界限”的暴露時間、“暴露極限”的暴露時間、“舒適降低界限”的暴露時間和振級。平順性評價的流程如圖13所示。圖13仿真計算結果整車平順性仿真分析應與實車試驗相一致，根據平順性評價試驗gb4970“汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法”的要求，試驗道路為瀝青路（b級路面）和砂石路（c級路面），路面不平度應均勻無突變，車速保持均勻，載荷為滿載，根據需要可增作半載或空載。試驗車速在瀝青路上，貨車為40、50、60、70、80km/h，常用車速為60km/h；在砂石路上，貨車為30、40、50、60km/h，常用車速為50km/h。在本仿真模型中，穩(wěn)定車速規(guī)定為

20、60km/h，路面為b級路面，載荷為滿載。為簡便起見，人體僅考慮了駕駛員。仿真計算結果如下：1） 前橋上下方向的振動加速度及加速度功率譜密度如圖14所示。圖14圖14的上半部分是前橋的上下方向振動加速度的時間歷程，下半部分為加速度的功率譜密度（以下均同）。在加速度的時間歷程中有一些大的峰值，這是由于前橋在繞板簧前卷耳上下跳動的過程中還要受到轉向縱拉桿對轉向節(jié)的限制，從而使前橋在上下跳動的過程中還夾雜著一些大的峰值。前橋上下方向振動加速度的均方根值為，加速度的功率譜密度的最大峰值處頻率為12.422hz,對應的峰值為。2） 后橋上下方向的振動加速度及加速度功率譜密度如圖15所示。圖15從圖15中

21、可以看出，由于后橋在上下方向的跳動不受轉向系拉桿的限制，因此無論是加速度的進間歷程還是加速度的功率譜密度均非常理想。橋上下方向振動加速度的均方根值為，加速度的功率譜密度的最大峰值處頻率為15.293hz,對應的峰值為。3） 車身的上下方向（垂直）振動和仰俯角振動。車身上下方向的振動加速度及加速度功率譜密度如圖16所示。圖16仰俯角振動的角加速度及角加速度功率譜密度如圖17所示。圖17從圖16垂直振動的加速度功率譜密度曲線中可以看出，曲線上有一較大的峰值和兩個較小的峰值，各峰值處的頻率分別為2.1094hz、7.3828hz、14.092hz，對應的峰值分別為、。從圖17仰俯角振動的角加速度功率

22、譜密度曲線中也可以看出，曲線上有一較大的峰值和兩個較小的峰值，各峰值處的頻率分別為2.3438hz、3.0762hz、10.254hz，對應的峰值分別為、。車身垂直振動加速度的均方根值為，仰俯角振動角加速度的均方根值為。車身垂直振動加速度的功率譜密度和仰俯角振動角加速度的功率譜密度會出現(xiàn)兩個較小的峰值是由以下原因引起的：由于汽車基本上是維持直線行駛，則前、后車輪走在同一車轍上，前后車輪的路面輸入只存在一個時間滯后（l是軸距，u 是車速），此時在汽車行駛過程中，車身將出現(xiàn)仰俯現(xiàn)象。在本仿真模型中，l=2.4m，。根據軸距的濾波特性，車身的垂直振動和仰俯角振動的加速度頻譜曲線會出現(xiàn)花環(huán)狀形狀，花瓣

23、間距為，垂直振動與仰俯角振動的花瓣形狀正好反相。在圖16中，兩較小峰值的間距為，在圖17中，兩較小峰值的間距為，這與理論計算值6.94hz非常接近，同時也可看出圖17中小峰正好對應與圖16中的谷底，這說明二者是反相的。從上述分析可知，本次仿真分析的計算結果是較為精確的。4） 人體（駕駛員）振動。人體在汽車縱向（前進方向）的振動加速度及加速度功率譜密度如圖18所示。圖18人體在汽車前進方向振動的加速度均方根值為，加速度的功率譜密度的最大峰值處頻率為2.1094hz，對應的峰值為。人體在汽車橫向（左右方向）的振動加速度及加速度功率譜密度如圖19所示。圖19人體在汽車橫向振動的加速度均方根值為，加速

24、度的功率譜密度的最大峰值處頻率為6.1816hz，對應的峰值為。人體在汽車垂向（上下方向）的振動加速度及加速度功率譜密度如圖20所示。圖20人體在汽車垂向振動的加速度均方根值為，加速度的功率譜密度的最大峰值處頻率為1.6113hz，對應的峰值為，其它兩個峰值處的頻率分別為3.3105hz、5.9473hz，對應的峰值分別為、。3.3105hz處的峰值是由人體座椅系引起，5.9473hz處的峰值是由于汽車在行駛過程中左右車輪的路面輸入高度不完全相同使汽車發(fā)生繞縱軸的左右側傾振動而引起的。5） 人體（駕駛員）的加權評價。將上述人體在汽車前進方向、橫向和垂向的加速度時間歷程和加速度功率譜密度輸入到平

25、順性評價軟件，得到人體的各項評價指標數據，如表4所示。表4名稱數值前進方向的加權加速度均方根值0.15398橫向的加權加速度均方根值0.16166垂向的加權加速度均方根值0.38148總加權加速度均方根值0.49318總加權振級113.86垂向的“疲勞工效降低界限”的暴露時間hour35.92垂向的“暴露極限” 的暴露時間hour143.66垂向的“舒適降低界限” 的暴露時間hour3.592從根據加權振級的化分界限來看，該車的總加權振級為113.86db，屬于稍有不適的范圍，但作為載貨汽車而言，這已滿足舒適性要求。結論應用大型機械系統(tǒng)動力學、運動學仿真分析軟件與自行開發(fā)軟件相結合，實現(xiàn)了整車在隨