基于道路激勵(lì)的車輛平順響應(yīng)特性仿真研究

基于道路激勵(lì)的車輛平順響應(yīng)特性仿真研究

車輛的行駛平均性是評價(jià)車輛安全性的主要方面。汽車是一個(gè)非常復(fù)雜的振動(dòng)系統(tǒng),只有建立一個(gè)符合實(shí)際的比較全面的汽車動(dòng)態(tài)模型,才能對汽車平順性進(jìn)行深入的分析與研究。以往的研究中,大都是將汽車簡化成線性系統(tǒng)模型,建立車輛的振動(dòng)方程,但系統(tǒng)的自由度不能太多,也就是變量參數(shù)不能太多,如果自由度太多,模型的計(jì)算精度就會(huì)受到相應(yīng)的影響,從而使結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的誤差增大。在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)中,進(jìn)行汽車平順性設(shè)計(jì)時(shí),有些設(shè)計(jì)參數(shù)需要經(jīng)過經(jīng)驗(yàn)分析、樣車試驗(yàn)和修正等幾個(gè)過程才能最后確定,耗時(shí)多,費(fèi)用大,給設(shè)計(jì)人員帶來很多不便,因此開發(fā)汽車平順性設(shè)計(jì)軟件是非常必要的,所以本文將不同的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行軟件編程,以期改善平順性的設(shè)計(jì)水平,同時(shí)為優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一個(gè)很好的設(shè)計(jì)平臺。本文在仿真軟件的基礎(chǔ)上建立汽車振動(dòng)模型,對汽車平順性進(jìn)行仿真分析。在研究車輛平順性時(shí),主要考慮由路面不平度引起的振動(dòng),阻尼元件傳到人體,構(gòu)成汽車的垂直振動(dòng)系統(tǒng),建立整車系統(tǒng)的7個(gè)自由度系統(tǒng)模型,并采用數(shù)值矩陣運(yùn)算方法對系統(tǒng)的振動(dòng)過程進(jìn)行時(shí)域模擬,實(shí)現(xiàn)了不同路面條件下振動(dòng)狀態(tài)仿真。1路面激勵(lì)和車輛行駛現(xiàn)行動(dòng)力系統(tǒng)的振動(dòng)模型車輛是一個(gè)非常復(fù)雜的多自由“質(zhì)量-剛度-阻尼”系統(tǒng),當(dāng)車輛在路面上行駛時(shí),在不平路面和發(fā)動(dòng)機(jī)的共同激勵(lì)下產(chǎn)生振動(dòng)。一般地,路面不平激勵(lì)主要集中在低頻區(qū),對于路面在常用車速下,路面激勵(lì)的頻率范圍是0.33～28.3Hz,對于車輛行駛平順性主要研究30Hz以下的振動(dòng)。所以,在建立車輛系統(tǒng)的簡化振動(dòng)模型時(shí),僅考慮來自路面的不平激勵(lì)。車上(或簧上質(zhì)量)的振動(dòng)直接反映了車輛的行駛平順性和懸架減振性能的優(yōu)劣。根據(jù)研究的需要,可對實(shí)際車輛進(jìn)行不同程度的簡化,建立相應(yīng)的模型。2振動(dòng)輸入的影響為全面反映車身的垂直振動(dòng)、縱向角振動(dòng)及側(cè)向角振動(dòng),并把路面通過各車輪將不平激振傳遞給車身這一特點(diǎn)反映出來,將車輛簡化為三維整車模型。該模型以4個(gè)車輪所受的路面激勵(lì)作為整車的振動(dòng)輸入,并將輪距、左右車輪所受路面激勵(lì)的差異以及車身的側(cè)傾對車身振動(dòng)的影響考慮進(jìn)來,這就比較真實(shí)地反映了車輛振動(dòng)的實(shí)際狀況。懸架可以簡化為不計(jì)一個(gè)質(zhì)量的線性阻尼元件,輪胎可以認(rèn)為是一個(gè)質(zhì)量彈簧系統(tǒng)。對于車架,首先認(rèn)為它是簧載質(zhì)量的承擔(dān)者,由于車廂與車架緊固,因此不考慮車廂與車架的相對變形。此外,建模時(shí)不考慮“人-座椅”系統(tǒng)的振動(dòng)對車身地板的影響,因?yàn)椤叭?座椅”系統(tǒng)的質(zhì)量與車身質(zhì)量相比要小得多,故“人-座椅”系統(tǒng)及裝載的貨物都視為車身質(zhì)量(或簧上質(zhì)量)。這樣可以把汽車簡化為三維七自由度模型,如圖1所示。3功率密度譜及加速度通過隨機(jī)振動(dòng)理論可知,以n項(xiàng)輸入和m項(xiàng)輸出的系統(tǒng)中,可得功率譜密度為:[SYY(f)]n×n=[H*(f)]n×m[SXX(Y)]m×m[H(f)]Tn×mn×mΤ,(1)式中,[SYY(f)]n×n為輸出的功率密度譜矩陣;[H*(f)]n×m為響應(yīng)密度譜矩陣的共軛矩陣;[H(f)]Tn×mn×mΤ為響應(yīng)密度譜矩陣的轉(zhuǎn)置矩陣;[SXX(Y)]m×m為輸入的功率密度譜矩陣。將式(1)展開后可以得到第i個(gè)自由度上響應(yīng)的自譜:SYiYi(f)=∑s=1m∑r=1mH?isSXsXrHri(I=1,2,3,?n)=∑s=1m∑r=1mΗis*SXsXrΗri(Ι=1,2,3,?n)。(2)通過推導(dǎo)得第i個(gè)自由度上位移響應(yīng)譜為:Gyii(f)=SYiYi(f)=∑s=14∑r=14H?isSXsXrHri(i=1,2,?,7)=∑s=14∑r=14Ηis*SXsXrΗri(i=1,2,?,7)。(3)從而加速度的響應(yīng)為:G¨yiiG¨yii(f)=(2πf)4GYit(f)(i=1,2,…,7)。(4)上式得到的Gyit(f)是一個(gè)頻帶為(-∞,+∞)的雙邊譜,而實(shí)際分析的頻率均為非負(fù)數(shù),由隨機(jī)振動(dòng)理論可知,可用一個(gè)與雙邊譜等價(jià)的單邊譜Wyii(f)來表示,即Wyii={2Gyii(f)00≤f≤+∞其他Wyii={2Gyii(f)0≤f≤+∞0其他。(5)于是可得到相應(yīng)的加速度均方根值為:ayii=∫∞0Wyii(f)df????????????√ayii=∫0∞Wyii(f)df。(6)4汽車振動(dòng)模型的平滑度4.1人機(jī)對話的應(yīng)用根據(jù)建立的模型,利用Matlab語言建立仿真程序。本程序采用模塊化設(shè)計(jì)方法將系統(tǒng)復(fù)頻響應(yīng)函數(shù)矩陣四輪輸入的路面激勵(lì)譜矩陣平順性評價(jià)曲線以及復(fù)數(shù)矩陣相乘的計(jì)算過程都設(shè)計(jì)成子程序,為使程序具有一定的靈活性,采用人機(jī)對話的方式輸入前后螺旋彈簧的剛度、減振器的阻尼、路面類型以及車速。計(jì)算中所需車輛的幾何尺寸、質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、剛度和阻尼等基本參數(shù)都是直接根據(jù)樣車測取或樣車的結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算確定的。如圖2所示為程序流程圖。4.2模擬曲線分析4.2.1譜密度曲線分析(1)加速度功率譜密度改變車輛參數(shù)(如懸架系統(tǒng)的剛度和阻尼系數(shù)等)可以影響車輛振動(dòng)的強(qiáng)弱,引入司機(jī)座椅處垂直加速度功率譜密度曲線如圖3(a)所示。為了分析改變懸架及輪胎參數(shù)對平順性的影響。采樣頻率范圍為0～15Hz,路面為C級,v=60km/h時(shí)的仿真結(jié)果如圖3(b)所示。通過觀察可以發(fā)現(xiàn),圖3上各仿真圖中的加速度功率譜密度峰值有所變化,但是峰值所在的區(qū)域并未發(fā)生變化。因?yàn)槠浯怪奔铀俣裙β首V峰值靠近垂直振動(dòng)的敏感頻段,所以垂直振動(dòng)會(huì)對平順性產(chǎn)生一定影響。依次調(diào)整了車輛模型后懸架的剛度和阻尼參數(shù),圖3(b)增大了前懸架的剛度,功率譜峰值有所增大,但是增大的幅度不是很大;如圖3(c)所示減小了前懸架的剛度,功率譜峰值有所減小;如圖3(d)所示增大了前懸的阻尼,此時(shí)峰值有所減小;如圖3(e)所示減小了前懸阻尼,峰值增大了。對比圖3可以得出結(jié)論:①增大該車前懸剛度,振動(dòng)會(huì)隨之增大,說明舒適性下降,反之亦然;②前懸剛度對駕駛員座椅處振動(dòng)影響不大,在剛度值增大50%或者減少50%時(shí),振動(dòng)峰值均沒有發(fā)生明顯改變;③增大前懸阻尼振動(dòng)會(huì)減小,說明舒適性提高,反之亦然;④前懸阻尼對駕駛員座椅處的振動(dòng)影響不大。(2)根據(jù)測試條件選擇后懸的阻尼改變后懸架的剛度和阻尼的仿真結(jié)果如圖4所示。圖4(a)為增大了后懸架的剛度,功率譜峰值也有所增大;圖4(b)減小了后懸架的剛度,功率譜峰值減小,且出現(xiàn)多個(gè)小峰值,可能某些零件產(chǎn)生了共振;圖4(c)增大了后懸的阻尼,此時(shí)峰值有所減小;圖4(d)減小了后懸阻尼,峰值增大。與圖3對比可以得出結(jié)論:①增大該車后懸剛度振動(dòng)會(huì)隨之增大,說明舒適性下降,反之亦然;②后懸剛度對駕駛員座椅處振動(dòng)影響較大,在剛度值增大50%時(shí),振動(dòng)峰值約增大了一倍,減少50%時(shí),振動(dòng)峰值約減小一半;③增大后懸阻尼振動(dòng)會(huì)減小,說明舒適性提高,反之亦然;④后懸阻尼對車身質(zhì)心處的振動(dòng)影響也較大,增大50%的阻尼,振動(dòng)峰值約減小了1/3,減小50%的阻尼,振動(dòng)峰值約增大到原來的2.6倍;⑤相比于前懸架,后懸架對于該車平順性的影響較為明顯。(3)輪胎剛度對液壓系統(tǒng)模型的影響由于輪胎的阻尼很小,在建模時(shí)已經(jīng)將其忽略不計(jì),所以仿真分析只針對輪胎的剛度。假設(shè)該車4個(gè)輪胎的剛度初始值相同,圖5曲線分別是改變前后輪胎剛度得到的駕駛員座椅處的垂直加速度功率譜密度曲線。從仿真曲線可以得出結(jié)論:①輪胎的剛度對該車輛模型的平順性影響不大,峰值均在0.3左右;②改變前輪對平順性的影響與改變后輪胎剛度對平順性的影響相似;③無論增大或者減小輪胎剛度,都會(huì)使該車平順性下降,可見廠家在設(shè)計(jì)時(shí)已針對平順性對輪胎加以優(yōu)化;④增大前輪或者后輪剛度會(huì)引起共振。4.2.2加速度均方根值與懸架剛度的關(guān)系為了研究該車前后懸架的剛度和阻尼與敏感頻段加速度的關(guān)系,將加速度曲線程序進(jìn)行修改,增加了一個(gè)循環(huán)部分。由于程序運(yùn)算量非常大,為了提高運(yùn)行效率,選取了8個(gè)加速度均方根平均值,然后將得到的折線圖進(jìn)行簡單擬合,獲得了這些參數(shù)與加速度的關(guān)系。如圖6所示是該改變前懸架剛度獲得的加速度均方根值曲線,從曲線中可以看出,隨著懸架剛度的增多,加速度均方根值也在增大,表明該車輛的平順性在變差。但是加速度均方根值與懸架剛度之間不是線性關(guān)系,而是多階曲線關(guān)系。由于原懸架剛度為15900N/m,可以發(fā)現(xiàn)該值并不是最優(yōu)值,但是曲線在這個(gè)范圍內(nèi)找不到最優(yōu)值。所以懸架剛度的確定還應(yīng)參照操作性能,僅憑平順性曲線無法確定。如圖7所示為前懸阻尼的變化與加速度均方根值的關(guān)系。這個(gè)曲線也是一個(gè)多階曲線,但是,可以在曲線上找到最小加速度均方根值所對應(yīng)的阻尼,即有最優(yōu)解。由于該車前懸原阻尼為1416.7N·s/m,可以發(fā)現(xiàn)該值并不是最優(yōu),但是屬于較為理想的值。后懸的情況與前懸有所不同,其剛度與加速度均方根值的關(guān)系幾乎呈線性,從圖8中觀察到,擬合后的曲線與原折線圖非常接近。圖9是后懸阻尼與加速度均方根值的關(guān)系,從圖中可以看出隨著阻尼的增大,平順性在提高,但是總的變化幅度不大。5仿真結(jié)果分析利用汽