畢業(yè)論文（設計）家用轎車平順性的仿真分析

1、誠信聲明本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均己在參考文獻中列出o本人簽名:畢業(yè)設計任務書設計題目：家用轎車平順性的仿真分析系部：機械工程系 專業(yè):機械電子工程 學號:112014學生：指導教師(含職稱)：(副教授)1 課題意義及目標學生應通過本次畢業(yè)設計，綜合運用所學過的基礎理論知識，在深入了解汽車懸架 系統(tǒng)工作原理以及汽車平順性的評價方法的基礎上，建立系統(tǒng)的數(shù)學模型，并利用 matlab中的simulink i具，對系統(tǒng)進行動態(tài)仿真，給出仿真實驗結果。為學生在畢業(yè) 后從事機電控制系統(tǒng)設計工作打好基礎。2. 主要任務(1) 分析汽車

2、懸架系統(tǒng)工作原理以及汽車平順性的評價方法；(2) 建立系統(tǒng)的數(shù)學模型；(3) 編寫 matlab/simulink 仿真程序;(4) 調(diào)試、分析仿真結果；3. 主要參考資料1 余志生.汽車理論.北京:機械工業(yè)出版社.2 陳桂明，張明照等編著應用matlab建模與仿真m科學岀版社.3 鐘麟，王峰編著ma1lab仿真技術與應用教程m國防工業(yè)岀版社.4 張森，張正亮等編著.matlab仿真技術與實例應用教程m 機械工業(yè)岀版社.4. 進度安排設計各階段名稱起止日期1分析汽車懸架系統(tǒng)工作原理及平順性的評價2015-03-012015-03-252建立系統(tǒng)的數(shù)學模型2015-03-262015-04-15

3、3編寫matlab/simulink仿真程序2015-04-152015-05-154調(diào)試、分析仿真結果2015-05-16-2015-05-315修改論文，準備答辯2015-06-012015-06-05家用轎車平順性的仿真分析摘 要：本文根據(jù)平順性研究的內(nèi)容和意義，運用matlab/simulink軟件，構造出汽 八自由度汽車整車模型，還參考某經(jīng)濟型轎車的參數(shù)，給模型賦值進行仿真。按照國 家標準模擬了不同車速下的汽車試驗，得岀了平順性仿真在不同車速下時間域和頻率 域的仿真結果。本文還根據(jù)車輛平順性的國家b級路而試驗結果，對模型的準確性性進行了檢驗, 并分析研究家用轎車的平順性。根據(jù)實車平順

4、性的特點，在仿真模型中系統(tǒng)分析了平 順性有關的各參量對汽車平順性的影響，同時改進車輛懸架系統(tǒng)的一些參數(shù)，然后將 改進后參數(shù)在模型中進行仿真，得出結果，并提岀具有一定可行性的建議，為家用轎 車平順性的研究打下一定的基礎。關鍵詞：平順性，八自由度,simulink,仿真分析the simulation analysis of family car ride comfortabstract： based on the content and meaning of ride comfort studies, using matlab / simulink software, constructed o

5、ut of steam automobile model eight degrees of freedom, but also a reference to a economy car parameters assigned to the model simulation. in accordance with national standards test simulates the car under different speeds, come to ride simulation simulation time domain and frequency domain at differ

6、ent speeds-this article also based vehicle ride comfort level b state road test results, the accuracy of the model was examined and analyzed, car ride home. according to the actual vehicle ride comfort characteristics, in the simulation model system analyzes the impact of various parameters related

7、to ride on the vehicle ride comfort while improving vehicle suspension system parameters, and then the improved simulation parameters in the model, too the results and recommendations it is feasible to lay a foundation for the car ride home study. keywords: comfort, eight degrees of freedom, simulin

8、k, simulation analysis目錄1 緒論21.1汽車平順性研究的意義21.2汽車平順性研究的主要內(nèi)容21.3平順性研究的發(fā)展狀況42轎車平順性的評價52.1平順性評價的研究52.2人體對振動的反應52.3平順性的評價指標和方法52.3iso 2631標準評價方法62.3.2吸收功率法92.4平順性的評價流程103隨機路面模型研究113.1隨機路面模型113.1.1路面不平度概述113.1.2路面不平度表達113.1.3吋域模型123.1.4時域響應133.2隨機路面模型的構建133.2.1汽車前輪受路面激勵133.2.2前后輪滯后輸入的處理144平順性模型的建立及仿真164.1

9、平順性建模164.1.1八自由度整車力學模型的建立164.1.2數(shù)學模型的建立174.1.3座椅的布置214.1.4汽車八自由度simulink仿真模型的建立224.2整車平順性仿真244.2.1仿真參數(shù)選取244.2.2 50km/h車速下汽車平順性仿真結果264.2.3 60km/h車速下汽車平順性仿真結果274.2.4 70km/h車速卜汽車平順性仿真結果285平順性的仿真結果分析295.1仿真結果數(shù)據(jù)處理295.2仿真結果與實驗結果的時域分析315.3仿真結果與實驗結果的頻域分析32結 論31參考文獻32致 謝331緒論1.1汽車平順性研究的意義車倆平順性的高低對人和車都有著重要的影響

10、，高平順性的轎車，人們在駕駛和乘 坐時會感到舒適，同時車的各項性能性能也較高。當今時代，高速公路越來越多，轎車 的時速也隨之增高，這就使得車輛的平順性變得更加受人關注，只有擁有好的平順性的 車輛才能獲得消費者的青睞。汽車平順性是指使駕駛員、乘客和運載的貨物免于受到不 平道路激勵產(chǎn)生的振動而受到損傷的性能。第一，車輛在運動時，本身會產(chǎn)生振動，同時不平的路面也會使車輛產(chǎn)生振動，導 致車內(nèi)人員處在一個不舒適的環(huán)境中。振動降低了乘客在車內(nèi)的舒適程度，妨礙著車內(nèi) 人員的操作和生理狀況。不僅使工作效率降低，還嚴重影響著人的身心健康，當人們較 長時間都在振動的環(huán)境中，不僅極易感到疲憊，心煩，還能夠增高心臟疾

11、病的發(fā)病率; 尤其是對于家用轎車來說，對整個家庭成員的身心健康都會產(chǎn)生極大的影響。因此，改 善汽車行駛平順性也是提高主動安全性的一個重要方面。第二，車輛在行駛過程中，劇烈的振動會對汽車的各個零部件造成損傷，從而使轎 車的實用年限便短。另外，劇烈的振動述降低了汽車的各項安全性能，增加了駕駛風險。 而且，駕駛員為了讓車輛停止振動就會降低車速，這樣不僅降低了行駛速率，還使得燃 油性嫩得不到充分利用，同時增加了排放，污染了大氣。第三，近兒十年來，我國經(jīng)濟建設的得到迅猛發(fā)展，越來越多的家庭開始在假期選 擇外岀旅游，加之高速公路和高等級公路里程也有了高速增長，家庭自駕游也就成為出 行旅游首選。駕駛高平順性

12、的轎車出行時，即使要到很遠的地方，也能使車內(nèi)人員一路 上保持好的身心狀態(tài)，這樣不僅有利于身心健康，還能降低駕駛風險。舒適的振動環(huán)境 也能夠使乘員在到達目的地后，可以以良好的狀態(tài)投入到愉快的旅游中。由此可以看岀車輛平順性的研究和改善影響深遠，尤其是家用轎車，更是影響著人 們生活中的各個方面。目前，家用轎車在生產(chǎn)之前，都要對其平順性進行多次試驗，同 時，在其研發(fā)過程中也充分考慮了平順性的重要性。1.2汽車平順性研究的主要內(nèi)容汽車平順性討論的對象是“路面一一汽車一一人”構成的振動系統(tǒng)，該系統(tǒng)的框圖 如圖1所示。由圖可以看出，車速和路面不平度產(chǎn)生激勵（系統(tǒng)輸入），經(jīng)過車輛的 一些阻尼和彈性元件傳遞到車

13、身，產(chǎn)生振動、加速度（系統(tǒng)輸出）等，完成整個系統(tǒng)的 能量傳遞。圖1.1 “路面一一汽車一一人”系統(tǒng)的框圖上文提到車輛是一個系統(tǒng)，經(jīng)過激勵后能夠發(fā)生振動響應。而車內(nèi)乘員也會隨著車 輛發(fā)生振動，并且其振動的幅度和方向都與車輛本身振動有關，同時這些特性還會影響 人體對振動的反應。激勵來源、車輛振動響應、人體對振動的反應和界限是平順性研究 分析的三個方面。一般來說，能夠激起車輛振動的原因有兩個，一是車輛本身，二是路面，而路而更 是車輛產(chǎn)生振動的主要原因，因此，對路面的研究是平順性研究的一個重要方面。查閱 資料可以發(fā)現(xiàn)，能夠用平穩(wěn)隨機過程理論對路面不平度分析描述。其方法通常是先選取 不平度樣本，然后利用

14、樣本的方差和功率譜密度函數(shù)對路而進行分析。具體情況是：均 值等于零時，方差表示路而不平度的大小；功率譜密度函數(shù)可以描述路而不平度的能量 的空間頻域分布。路面不平度的時域模型可以采用多種方法生成，如：濾波白噪聲生 成法（線性濾波法），基于有理函數(shù)psd模型的離散時間隨機序列生成法，根據(jù)隨機信 號的分解性質所推演的諧波疊加法（也稱頻譜表示法），以及基于幕函數(shù)功率譜的快速 fourier反變換生成法等。目前，學者們已經(jīng)構造了多種不同的整車模型來研究平順性，有單自由度的和多自 由度的，平而模型或空間模型等等。一般來說，整車模型和多自由度模型相比其他的模 型，得出的結果更為準確，更加符合車輛實際的規(guī)律。

15、但是，多自由度會增加計算的復 雜的程度，還難以測定，最終導致結果課差大。同時，在查閱大量平順性研究資料后可 以發(fā)現(xiàn)，由于路而產(chǎn)生的汽車振動不是完全一樣的，其對車輛的彫響程度有著很大的不 同，因此，對于構建的模型來說，有些可能引起誤差的自由度是可以忽略的。本文由作 者本身實際出發(fā)，在自由度選擇時，認為應該選取相對簡單易于操作的一種自由度模型。若要對車輛的平順性作出評價，尤其是家用轎車，就必須要有評價的方法和指標。 根據(jù)資料，可得知轎車平順性的評價不是一個簡單的過程，包含了很多方面。一般說來, 對轎車平順性的評價主要有主觀和客觀之分，但是結合多方而原因來說，客觀評價更為 合適。因為主觀評價的主體是

16、人，而人自身復雜的心理和生理特征都能對評價產(chǎn)生影響, 導致結果出現(xiàn)誤差。相反地，客觀評價的主體是車輛是以實驗數(shù)據(jù)作為評價指標的，更 加的準確客觀，具有科學性。1.3平順性研究的發(fā)展狀況近年來，各國研究人員建立了很多模型對汽車的平順性進行了分析和研究。檀潤華在研究主動懸架減振器中建立了五自由度車輛平順性模型，將車輛簡化為兩 個非懸掛質量、一個懸掛質量、乘員通過座椅再與懸掛質量連接，考慮了懸掛與非懸掛 質量垂直的位移、繞質心的俯仰位移，座椅的垂直位移5個自由度。張慶才等張慶才等人采用多剛體系統(tǒng)建立了汽車7自由度的振動模型，以各態(tài)歷經(jīng) 的路面隨機輸入譜對車輛的平順性進行了仿真研究。孫建成應用系統(tǒng)動力

17、學和隨機振動理論，建立了涉及車體彈性和發(fā)動機支承的二維 15自由度的車輛線性振動模型，利用該模型在微機上求出了車輛各部位的振動特性， 可以在設計階段實現(xiàn)對影響平順性的各參數(shù)進行最佳匹配。徐國宇等人基于分析力學的基本原理并結合人體、車輛、路面的實際狀況，從動力 學普遍方程推導出了人體一一車輛一一道路系統(tǒng)12自由度的振動力學模型，以正弦波、 脈沖波信號為激振源，模擬了人體一一車倆振動系統(tǒng)的振動過程，指岀人體頭部對 28hz頻率范圍內(nèi)的振動加速度有放大作用。其模型比單質量一一阻尼一一彈簧系統(tǒng)模 型進了一步。但該研究未考慮側向和水平方向振動的影響。王連明運用模態(tài)分析技術建立了 13自由度人體一一座椅一

18、一車輛系統(tǒng)的動力學模 型，利用隨機振動理論，給出了振動形態(tài)、傳遞函數(shù)、懸架動擾度，車輪動載荷、座椅 加速度等參量的計算方法。該模型可對汽車的行駛平順性進行預測和評估9。金睿臣建立了 11自由度的汽車非線性振動模型，用偽白噪聲法生成符合實際路面 統(tǒng)計特性的偽隨機序列模擬路面不平度。對汽車在路面隨機輸入下的振動響應進行了仿 真分析叫李智峰建立了 49自由度的汽車虛擬樣機模型，進行汽車的操縱性分析，與基于集 中質量的較少自由度的抽象模型相比，對汽車的動力學描述更為全面。由以上研究情況能夠看出，車輛平順性一直是研究的熱點，并且在各國學者不斷努 力下有了很大的發(fā)展。但總體來說，目前己有的研究大多都是通過

19、建立更加準確、合適 的模型，對車輛平順性進行分析研究，并進行改進和優(yōu)化。2轎車平順性的評價2.1平順性評價的研究轎車平順性的研究最重要的有合理的評價方式，用科學的手段對車輛的平順性作出 準確的評價。is02631：人體承受全身振動評價指南】，是目前對車輛平順性評價的 一個主要依據(jù)，也是我國對車輛平順性制定國家標準時的主要參照。我國在上世紀80 年代就參照這-標準對我國的平順性國家標準制訂出兩種評價方法。隨后，is02631又 在原有基礎上作出了補充，增加和發(fā)展了一些新的內(nèi)容，補充中指出：振動、噪音、俯 仰和側傾對車輛平順性產(chǎn)生的影響逐漸減弱。因此，提高乘坐舒適性，應該從汽車設計 和道路設計兩方

20、面入手。2.2人體對振動的反應車輛內(nèi)乘員行駛過程中所受的振動可以分為局部振動和全身振動。對特定人體部位 的振動成為局部振動，其一般只能影響駕乘人員的操作，并不會對車內(nèi)人員身心產(chǎn)生危 害。全身振動則是對整個人體產(chǎn)生振動，不僅嚴重影響著駕乘人員的操作，還嚴重危害 著車內(nèi)人員的身心安全，極容易引發(fā)事故。綜上所訴，可以看出對人體產(chǎn)生損害最大的 是全身振動，而全身振動的引起又和振動的頻率有關，只有當振動的頻率和人體器官的 固有頻率相近時，才會引起全身振動。在研究振動對人體的影響時，我們可以得知，對人體損害最大的振動是全身振動, 而全身振動主耍與振動頻率有關系，因此我們在研究利用人體研究平順性時，必須要將

21、 振動頻率作為重要的基本參數(shù)。人體不同的器官，也各有其不同的共振頻率，有些研究 成果是針對人體各個部分的共振頻率:眼為2025hz,胸部內(nèi)臟為46hz,手臂為 1020hz,肩部為26hz,軀干為36hz,脊柱為38hz,胃為48hz?？傮w上說, 振動對人體的影響可以分成三個等級，第一等級對人體的身心健康危害最大，頻率范圍 是48hz;第二等級對人體的影響弱于第一等級，其頻率范圍是1012hz;第三等級的 影響最弱，其頻率范圍是2025hz。不在這三個頻率范圍的振動雖也會對人體產(chǎn)生一 定的影響，但彫響大多比較弱，這里我們不予考慮。并且，多數(shù)汽車的振動頻率都在三 個等級的范圍內(nèi)，所以很容易引起車

22、內(nèi)乘員的身心損傷。由此看以看出，要想讓僑車擁 有好的平順性，最有效的方式和手段就是降低車輛振動的頻率。2.3平順性的評價指標和方法評價車輛的平順性，一般主要以振動對車內(nèi)乘員的影響程度為依據(jù)，并用一些相關的數(shù)據(jù)最為參數(shù)進行評價。當下，一般主要用振動的頻率和加速度來對車輛的平順性作 出評價。資料顯示，只有以上兩個數(shù)據(jù)與人體木身的一些頻率相近，車輛才能有優(yōu)越的 平順性。2. 3. 1 iso 2631標準評價方法國際權威組織iso在結合各方面資料后，在汽車平順性的評價方法iso 2631中就 指明了評價的標準。該標準用加速度均方根值給岀了在中心頻率180hz振動頻率范 圍內(nèi)人體對振動反應的三種不同感

23、覺界限l，3jo iso 2631用加速度均方根值給岀了人體 在180hz振動頻率范圍內(nèi)對振動反應的三個不同感覺界限i叫 舒適一降低界限、疲 勞一工效降低界限和暴露極限。而疲勞一工效降低界限是車內(nèi)乘員維持止常操作的界 限。此外，三個界限之間還存在有內(nèi)部的數(shù)學關系。其中，振動加速度容許值不同，分 別為：“疲勞一工效降低界限”為“暴露界限”值的1/2(降低6db),是“舒適一降低界 限”為3.15倍(增加10db)；而三者的容許加速度值則基本一樣。在iso 2631評價體系中，提出了兩個方法對車輛的平順性進行評價，其一是1/3 倍頻帶分別評價法，其二是總加速度加權均方根值評價法，兩者各有優(yōu)劣。(1

24、)1/3倍頻帶分別評價法1/3倍頻帶分別評價法是通過一定的方式將1/3倍頻帶的加速度均方根值與“疲勞 工效降低界限”描繪在在同一張頻譜圖上看是否前者各個頻帶的值都在后者的界限值 內(nèi)。1/3倍頻帶上限頻率力與下限頻率.力的比值為：fulfil(2-1)中心頻率為： _fc = j f気=2 y(2-2)上、中、下三個頻率的關系為：(2-3)(2-4)j九=112/"089£分析帶寬為:紂=九一力在中心頻率兒在帶寬紅區(qū)間內(nèi)對人體加速度平p(f)的功率譜密度g(/)積分，可以得到帶寬加速度均方值分量即(2-5)雖然可以得出各個1/3倍頻帶的/“的大小，但若想準確的表達出振動對人體

25、影響 程度的強弱，還必須要用另外一個函數(shù)作出表示，這就是頻率加權函數(shù)。頻率加權函數(shù) 是將振動對人體的影響程度看作一樣，然后得出一個影響最強的范圍。同時用這個范圉 的允許加速度均方值根值和進行對比，得除暴露極限外的另外兩個界限準許的暴露 時間tcd和tfd。加權加速度均方根值分量勺前勺計算式為：臥：二 w（人）勺，（2 6）式中：fci第i頻帶的中心頻率，hz； w（九）頻率加權函數(shù)。垂直方向振動的頻率加權函數(shù) （./；.）為:1<心4<心(2-7)8<zv2<氏水平方向振動的頻率加權函數(shù)叱（幾）為:(2-8)加權加速度均方根值分量q嗣反映了人體對各1/3倍頻帶振動強度的

26、感覺。1/3倍 頻帶分別評價法的評價指標就是7創(chuàng)中的最大值（7/w/）max o雖然有很多頻帶產(chǎn)生的振動都能對人體產(chǎn)生影響，但由于談們之間的振動并沒有相 互作用，因此這其中只有一個對人體的影響最大。所以，只要使振動分散，特備是在最 輕范圍內(nèi)，不產(chǎn)生突峰，就能優(yōu)化平順性。（2）總加速度加權均方根值評價法除了用上述方法對平順性進行評價外，還會用總加速度加權均方根值評價法對平順 性作出評價。其最直接的評價指標是傳至人體振動的加速度均方根值-和車身振動的 加速度均方根值?？偧訖嗉铀俣染礁蛋齻€方向的加權加速度均方根值，分別是汽車縱向（坐標系中為x軸且正向向后）、橫向（坐標系中為y軸且正向向左）、

27、垂向（坐標系中為 z軸且正向向上）。對三個方向的加權加速度均方根值積分可得到對應軸向的振動加速度的自功率譜 密度函數(shù)：1rso °|?5產(chǎn)匚畀（加川）曠）(2-9)1-（1二x, y, z）式中：人體在x、y、z方向的加權加速度均方根值，單位加/"；gm人體在x、y、z方向振動的加速度自功率譜密度函數(shù)，單位m2 /?； 鴨（/）人體在x、y、z方向的頻率加權函數(shù)。z軸方向w（f）：0.5(0.5 </<2)(2</<4)12.5/(4</<12.5)(2-10)(12.5</<80)x、y軸方向w（o(0.5 <7 &l

28、t;2) (2</<80)(2-11)對iso2631對振動對人體影響的“疲勞一一工效降低界限”的曲線圖分析后能得 知，相同條件下，振動對人體影響最強的頻率范圍不同，并且同吋加權加速度均方根值 和允許值成熟悉關系，所以總加權加速度均方根值可按下式計算：丄仏=（1的 j +（1.4crm.）2+cr/?|2砂 lp'7'pyypz（2-12）人體在垂直方向上允許的“疲勞一一工效降低界限”的暴露時間為：2晞=4*心牛° pz （單位：分鐘）（2-13）式中：角是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“疲勞一工效降低界限”

29、為“暴露界限”值的1/2（降低6db）,是“舒適一降低界限”為3.15倍（增加10db）,所以垂直方向振動的“暴露極限”的暴露時間為:（單位：分鐘）垂直方向振動的“舒適降低界限”的暴露吋間為:tcd "fd /w（單位：分鐘）(2-14)(2-15)如果采用加權振級law ,可有如下?lián)Q算:乙=201g（7pz/a。）（單位：db）(2-16)式中，兔為參考加速度均方根值，ciq = 10"皿嚴人的主觀感覺與加權振級厶蘆（db）和加權加速度均方根值q,： （m/s2）之間的 關系見表2.1 o表2.1人的主觀感覺評價質心加權加速度均方根值opz unis2）加權振級厶廠（db

30、）人的主觀感覺<0.315110沒有不舒適0.315-0.6310-116有一些不舒適0.5-1.0114-120相當不舒適0.8-1.6118-124不舒適1.25-2.5112-128很不舒適>2.0126極不舒適2. 3. 2吸收功率法吸收功率法認為，一些條件下將人體看作一個系統(tǒng)后，振動對車輛的影響程度的變 化率就可以用變化率替代。所以，該方法是把人體所受的三個方向的振動進項相加，然 后用得到的結果作岀評價。雖然這樣評價考慮全面，但是有些時候這樣的方法評價起來 卻可能有些“緩慢”。因為三個方向吸收功率相加后，其結果肯能會超出單獨方向的允 許值，并且另外兩個方向值較低時，三個方

31、向的功率相加的值也較小。因此該方法只能 對已有車輛作岀評價，而對產(chǎn)品的開發(fā)預測及汽車具體結構參數(shù)的改進無法提岀指導意 見問。由上面的論述可以看出，iso 2631提出的評價方法更傾向于客觀評價；吸收功率 法則更傾向于主觀評價，但二者之間卻是相互補充的。2.4平順性的評價流程首先構造整車仿真模型進行計算，要求汽車保持直線行駛，并且汽車由靜止駕駛加 速最終穩(wěn)定在規(guī)定車速。然后對得岀的物理量作岀客觀評價，分別是前后車橋、車架、 車身、貨箱和人體在x、y、z方向振動的加速度曲線、加速度均方根值和加速度自功 率譜曲線；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

32、件。最后在評價軟件中計算岀如下數(shù)據(jù)：人體在x、y、z方向的 加權加速度均方根值、總加權加速度均方根值，以及垂直方向上三個界限的暴露時間。 其具體的評價的流程可用圖2表示。圖2平順性評價流程3隨機路面模型研究3.1隨機路面模型3. 1.1路面不平度概述路面不平度是路面相對于某個基準平面的高度，隨道路走向而變化。在本文上面我 們曾提到，路面激勵是汽車產(chǎn)生振動的主要激勵，因此，研究路面不平度是轎車平順性 的仿真分析的首要方面。-般來說，對于路面激勵的輸入可以分為脈沖輸入激勵和隨機輸入激勵。但在本文 中只對后者進行研究，這要是是因為隨機輸入激勵更符合實際情況。隨機輸入激勵是指 沿著路面持續(xù)不斷的激勵，

33、如凹凸不平的路面等。3. 1. 2路面不平度表達為了便于利用計算機進行道路模擬試驗，在一定條件下，我們可以把道路縱斷面曲 線看作一個高斯過程。通常情況下，將路面相對基準平面的高度q,沿道路走向長度i 的變化q(i),稱為路面縱斷面曲線或不平度函數(shù)，如圖3所示。o基準平面圖3.1路面縱斷面曲線查閱參考資料，對于路面不平度來說，一般用路面功率譜密度來描述它的統(tǒng)計特性, 并且多數(shù)資料都將路面功率譜密度gq(n)用下式作為擬和表達式：gqs)二 gq(s)()"(3-1)式中n空間頻率(加j參考空間頻率，他=°加qb。）一一他下的路面譜值，稱為路面不平度系數(shù)，單位為nr/mw頻率指

34、數(shù)，為雙對數(shù)坐標上斜線的斜率，決定路面譜的頻率結構。其中，一些資料還以路面功率譜密度為標準，把路面按不平程度分為8級。表3.1 列出了各級路面不平度系數(shù)的范圍及其兒何平均值，分級路面譜的頻率指數(shù) w=2。表上還同時列出了 0.011m-1 <n<2.83m-1范圍路面不平度相應的均方根值q丄勺） 的兒何值。表3. 1路面不平度8級分類標準路面等級gq oqxiof/f imx% = 0.1l勺 xl03 ih0.01b/-1 <n<2.83ml下限兒何平均值上限下限兒何平均值上限a816322.693.815.38b32641285.387.6110.77c128256

35、51210.7715.2321.53d5121024204821.5330.4543.06e20484096819243.0660.9086.13f8192163843276886.13121.80172.26g3276865536131072172.26243.61344.52h131072262144524288344.52487.22689.043. 1. 3時域模型對于車輛的整個振動系統(tǒng)，不只有路面不平度能夠影響系統(tǒng)的輸入，車速還能夠影 響系統(tǒng)的輸入，資料顯示可以將吋間、空間頻率結合，實現(xiàn)空間功率譜密度gq（n）到吋 間功率譜密度gq（/）的轉換。設定汽車的速度為u （單位為m/s）,

36、路面的空間頻率為n （單位為mx ）,則輸入的 時間頻率f （單位為$"）為：(3-2)(3-3)f=un于是能夠得出吋間功率譜密度gq（/）（單位為/$）為:g“ = gw 卞當車速為v （單位為kmh）時，式（3.2）和式（3.3）則為vn?6(3-4)(3-5)3. 1. 4時域響應研究整車的動力學模型時，想要得到車輛振動的時域特性，則需要將動力學模型作 出傅里葉變換。接著分析其在頻域內(nèi)的響應。雖然得出的路面模型在頻域內(nèi)的特性較為 符合路面的實際情況，但是因為它是在頻域內(nèi)進行定義的，同時倘若此時進行傅立葉變 換，就要進行多次變換，不僅增加了計算難度，而且得到的結果誤差大。生成路

37、面隨機數(shù)據(jù)時用v =60km/h和b級標準路面的時間功率譜密度的平均值， 代入下式，作成路面隨機數(shù)據(jù)。乙(0 = £gq(f) sin(2龍(力 + mdy)df(3-6)式中：md01之間的隨機數(shù)。3.2隨機路面模型的構建 3. 2. 1汽車前輪受路面激勵利用matlab/simulink是進行多輸入多輸出系統(tǒng)的動力學仿真分析的有效手段 之一。查閱文獻】其中提出，隨機路面激勵在車輛前輪的數(shù)學模型為：q(t) + avq = vv(0(3-7)式中：q(t)路面在車輪的激勵；w(t)為一白噪聲；a常數(shù)(1/m),表示路面的空間頻率，b級路面a=0.1303；v車速，(m/s)o在車輛

38、車速保持不變時，則功率譜密度為4滬q(他)勺、(常數(shù))。木文中，采用國 家標準b級路面進行仿真，它的路面不平度系數(shù)為6.4x10-5 m2/m-。上述方程可以在matlab/simulink里實現(xiàn)見圖3.2。圖3.2前輪產(chǎn)生路面隨機激勵時域信號0.03-0.020510152025303540時間(s)在scope模塊里得到隨機路面激勵時域信號，如圖3.3所示。b級路面02.oo010£)超護we崟-0.03圖3.3模擬b級路面譜幅值3. 2. 2前后輪滯后輸入的處理在采用多自由度的整車模型屮，就輸入而言，一般分為前、后輪輸入，后輪輸入按 一定的時間滯后與前輪輸入相同。當前后輪產(chǎn)生滯

39、后時，可以采取如下辦法進行處理：將后輪滯后時間內(nèi)的輸入置0。 再設滯后時間為/，前輪輸入為幻，后輪輸入為，于是可有如下關系表達式：q人二價（l。（3-8）滯后時間:td =3.6lw/v(3-9)式中:lw為車輛前后輪距；v為車速。隨機和階躍輸入都能夠適用于上面的表達式。此外，還有一種方法，但只針對于隨 機輸入。設輸入的模擬吋間為t,其余不變?？杀硎救缦拢簈r(t) = qf(t-tcl+t) 0<t<td®1°)其思想方法是把路面輸入看成一個周期函數(shù)。后輪所受到的路面隨機激勵方程可以在matlab/simulink里實現(xiàn)見圖3.4。band-llmted wh

40、te noseatramportdelayscop«integratorcan圖3. 4后輪產(chǎn)生路面隨機激勵時域信號4平順性模型的建立及仿真4.1平順性建模若要車輛平順性得到正確的評價，首要的是構造一個準確的力學模型。綜合多方面 因素的考慮，加之在第二章描述的iso2631等平順性評價體系，本課題采用八自由度 的力學模型對車輛平順性作出研究和預測。4.1.1八自由度整車力學模型的建立八自由度力學模型的前提條件是汽車沿著平面做勻速行駛，八個自由度分別是車身 上下跳動、俯仰和側傾三個自由度，四輪垂向運動的自由度，加上車輛運動時受到路面 和車輛激勵后岀現(xiàn)的一個代表座椅和人體質量的垂向自由度

41、。該模型以路面不平度激勵 q作為輸入，如圖4.1所示。圖4.1八自由度整車振動系統(tǒng)圖中各主耍參數(shù)的意義如下：mx,加2，叫叫前后車輪的質量(kg)；m5座椅和人體的質量(kg)；汽車車身質量(kg)；a汽車車身繞其質心處x軸的轉動慣a(kgjn2)； iy汽車車身繞其質心處y軸的轉動慣量(kg腫); k",(2,(3, kt4前、后輪胎的剛度(n/m)； 心心心位前、后懸架的剛度(n/m)；k5座椅的剛度(n/m)； c,c2,c3,c4前、后懸架的阻尼(n - s/m)；c5座椅系統(tǒng)的阻尼(n s/m)；qq'd©前、后輪處路面不平度函數(shù)(m)；/p/2前、后輪胎

42、到汽車質心的水平距離(m)； 7前、后輪胎到汽車質心的距離(m)； a座椅中心到汽車質心的水平距離(m)； zpz2,z3,z4前、后四輪的垂直位移(m)； z5人和座椅的垂直位移(m)；z&汽車質心的垂直位移(m)；(p汽車的質心繞x軸轉動的角度(rad)； 0汽車的質心繞y軸傳動的角度(rad)；4. l2數(shù)學模型的建立汽車的八自由度平順性數(shù)學模型可以采取拉格朗日法得出系統(tǒng)的微分方程。拉格朗h方程:3l(4-1)系統(tǒng)的動能:1 2 1 2 1 2 1 2t itl z h% z2 hitl 7j2> h171z4(4-2)(4-3)2 2 2 21 2 1 2 1 2 1 2

43、+尹 z5 + 嚴 zb +-ix(p+-iy0系統(tǒng)的勢能:叫kq+共0如+扣口+扣口1 9 1 9+qk(zb_a+/.0-z) +- k2(zb-l2 +tf(p-z2y+* k.(zh-l3 + w-z?)2 4-1 kmt +r冷-乙)2 + 杯 0 -乙 +麗系統(tǒng)的耗散能:d c|(zz>-£ &+/ 0-zi) hc2(zb0tj (p-zzf1 1 hc3(z/>4- a> 0 tr(pz3) hc4(z/? + zj 0tj cp z4)21系統(tǒng)的動勢11%111 爲l t v = _ 甲 z m? z7 h m3 zh m4 z4"

44、; h m5 z51 1 1 1込叫zj+寸0+寸0-勺k“(z-時-勺匕20-&2丫k,3 (z3 -&3 )2 + * k”(z4 一 °4 )2 -* k(乙,- £0 + /0 - z j2 -* k2 (乙 - z2 )2 -* k3 (zb + l20 + tr(p- z3 )21 9 1 9-4(z/?+/2-z4)2-5(z5+-zj2代入拉格朗口方程得：汽車左前輪：叫厶一c；（乙一厶 o+tf（p-zx）+ktx（zx 一q）-k（乙-£0+艸-zj=o 汽車右前輪風乙g（乙廠彳亠/y曠z）+k20q）心乙曠乙）=0汽車左后輪：叫

45、厶-6（乙+厶創(chuàng)曠厶）+$3（厶一0）_心厶一附叫（ps=0汽車右后輪：g z4-q(zf+l2 0tr 曠篤)+ 心(乙 -厶+空-tr(>-z) =0座椅垂直方向： 卑 z5+g (z§z&+q 0)+(z5 _ 乙 + ci3)0(4-4)(4-5)(4-6)(4-7)(4-8)(4-9)(4-10)車身垂直方向：叫 z方 + c (z廠彳 0+ t f 0- z) + c2 (z/廠 /j 6- tf (p- z2) +c3(z/?+12 0+ tr (p z3) + c4 (zb+12 0+ tr (p z4) c5 (z5 zb + d &) + k

46、 (z/?/)0+1f (p z)+k? (z/7/j 0 t(p z°) + k3 (z& + /2 &+ tr (p z3)-瓦匚(z+12 0 tr (p z4) k5 (z5 zb + ad) = 0車身側傾方向： 人(z/廠百 3+t cp- z) _ c°t了乙1廠 1、0t(p-z爲+g(乙+a 外一曠 z3)- c4tr(zh+i2 0-tr(pz)+k/f (z/j 0+ tf(p z)+k右(乙廠 zj 0tj (p)+k3tr(zh+l2 3+tr(p-z k4tr(zh+12 0tr(p-z4) = 0車身俯仰方向：人 0邙0厶 0+

47、tf(p-zc2lzhla 0tf (/>-z2) +g<2(乙+，2(pzj + (花匕廣2 0-乙) +g(z5z/?+a 0)k彳(z方z| &+1 f cp乙)kj】 (z/廠 z| &tj (p zj + kjc (乙+1° 0+ tf. cp z3)k2(zb+z2(p z4) + k5ciz5 zb+ ci3)0(4-11)(4-12)(4-13)+kz=f = ktq(4-14)聯(lián)立式(4-6)-(4-13),用矩陣形式表達車倆的振動模型的表達式為:即:其中z、同、何分別為廣義位移、廣義速度、廣義加速度列向量,z = zpz2,z3,z4,

48、z5,zz,；?j z<1z1,z2,z3,z4,z5,z/?,> ；(4-15)“zz1,z2,z3,z4,z5,z/?,0m, c, k分別為系統(tǒng)的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣;f = ktq9 可為系統(tǒng)的激勵輸入，系統(tǒng)各矩陣為：劇加j,®，®，%，加5，%，人，o o o o q o o o g o o o g o o o g o o o cl o o o otcl=0 c2tf +c/rc5a;企)(-邙+qz, c3z2eg + c5ci)-c心-qqocj、_cj°+q廠 c/j(qr/+qr/-cjq + c5ci)(-c“/ + g&q

49、uot;/+ga(c+q/.2+_k|一 ktfkl00川ookf00000000000000ki2000k,3000kt44. 1. 3座椅的布k3l2k,a0k、0-k20k、0-k4k,k5（kz-k, +£ + 瓦+危+位）（k心-0 k 占 + k.trs（一 kj 一g + kj?+kj2 一-klfk占k3trk占0（k心- k占+ 心- s（k右 2 +kj； +5 - kq（-k億+矽右 +k" 5）kj、kjk3l2一 k2（-卻 -k叢 +k& +心2 -k5a） （-kjjf +心右 +ku -kj2 （k晉十 饒+ kj： + kj： +

50、k&）查閱資料得知，要進行車輛平順性的實驗，則必須分析車內(nèi)座椅的加速度，所以在 模型中進行仿真吋，也要在座椅處設置仿真點，最終在仿真模型輸出質心在垂直方向的 加速度，車身俯仰角加速度3和車身側傾角加速度0,同時還要對各座椅點的位置 進行相應的測量，以使仿真更接近于試驗，并計算其垂直加速度。汽車座椅在車中的布 置如圖4.2所示：d2d3dl駛員座椅d 質心me1丄d3- d2圖4.2汽車座椅布置圖圖4.2中dl表示y方向上質心到座椅中心的距離；(12、d3表示x方向上質心到前、 后座椅的距離。采樣三個位置的垂直加速度，分別是駕駛員座椅、副駕駛員座椅以及后 排左側座椅。根據(jù)公式，質心在垂直

51、方向的加速度為車身俯仰角加速度為0,車 身側傾角加速度為b，則駕駛員座椅屮心的垂直加速度為： ” di = zb-0xd2+g)xd(4-15)副駕駛座椅中心的垂直加速度為： ci2 z/? _ ox d2 (4-16)后排左側座椅中心(取汽車行進方向)的垂直加速度為： ”(4-17)cly = z/? +dg + d、41. 4汽車八自由度simulink仿真模型的建立結合b級路面模型和八自由度的整車模型，利用matlab/simulink軟件構造合適 的仿真模型。根據(jù)本次實驗條件，本次前輪與后輪采用獨立輸入，后輪的輸入為前輪根 據(jù)車速作相應的延遲所得的結果。八自由度整車模型的輸出分別為車輛

52、在質心處的加速 度n、車身的俯仰角加速度&和側傾角加速度n。再綜合己知數(shù)據(jù)得出試驗中三個座 椅位置的垂直方向的加速度。仿真系統(tǒng)的simulink模型見圖4.3。1a 171i .1.圖4.3汽車平順性仿真系統(tǒng)simulink模型為了使構建模型的簡單易行，本課題在整個系統(tǒng)的仿真模型構造時系統(tǒng)中嵌入另外 的一個或多個系統(tǒng)，也就是常說的子系統(tǒng)嵌套方法。本課題模型中子系統(tǒng)ksubsysteml) 以拉格朗日方程中各變量的一階導數(shù)為輸入量，完成一階變量的帶系數(shù)加減運算，在子 系統(tǒng)1運算結果的基礎上完成更復雜的四則運算，得出拉格朗日方程中各變量帶系數(shù)的 二階表達式，然后在八自由度汽車模型中完成主要

53、變量二階導數(shù)的求解。八自由度汽車 模型及其內(nèi)部子系統(tǒng)結構如圖4.4所示。圖4.4汽車八自由度模型子系統(tǒng)1結構4.2整車平順性仿真4. 2. 1仿真參數(shù)選取仿真過程需要整車相關的一些參數(shù)，通過查閱資料我獲得了本文中的一些參數(shù)，包 括汽車質心位置、軸距、輪距、座椅中心到汽車中軸的距離、座椅中心到汽車前后軸的 距離、整車空載質量、滿載質量等結構尺寸和質量參數(shù)，一些在運動過程中為變量的參 數(shù)如輪胎剛度、減振器阻尼系數(shù)等則根據(jù)需要進行合理估算。本文實測的整車參數(shù)值具 體見表4.1、4.3,仿真參數(shù)值見表4.2,6117irl8o表4.1實車關鍵點和尺寸測量結果序號項目載荷狀況單位測試結果1前排r點坐標空載mm1238.824 廠333.257, 84.0352后排r點坐標空載mm2024.858 ,-557.583,38.2405汽車最前端點（位于保險杠上）坐標空載mm-722.992,0.623,242.1806汽車最后端點坐標空載mm3086.332 , -2.658,57.25019車頭長空載mm607.07220質心位置空載mm945.200,30.654,271.380表4. 2仿真系統(tǒng)參數(shù)表車身質量nib1483kg車身質心至