采用剛?cè)狁詈夏Ｐ偷霓I車平順性仿真分析及優(yōu)化

王 滕，歐 健，張 勇，楊鄂川，鄧國(guó)紅

(重慶理工大學(xué) a.車輛工程學(xué)院;b.機(jī)械工程學(xué)院，重慶 400054)

隨著汽車的普及，人們對(duì)汽車整體性能的要求也越來越高，而平順性作為汽車的重要性能之一，也逐漸受到人們的關(guān)注。如何優(yōu)化汽車的振動(dòng)、提高汽車的乘坐舒適性已成為每個(gè)設(shè)計(jì)部門的重要研究課題。虛擬樣機(jī)技術(shù)的發(fā)展為研究汽車平順性提供了非常有效的途徑，縮短了新車的研發(fā)周期，減少研發(fā)成本。目前采用的將整車部件全部考慮為剛體的做法已不能滿足仿真精度的要求，因此采用剛?cè)狁詈系姆椒ㄑ芯科嚻巾樞允鞘钟斜匾模?］。本文以某國(guó)產(chǎn)轎車為原型，利用多剛體理論［2］、有限元理論及模態(tài)綜合法［3］，將前懸架穩(wěn)定桿、下擺臂、后懸架扭轉(zhuǎn)梁、車身考慮為柔性體，建立剛?cè)狁詈险嚹Ｐ汀⒖枷嚓P(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了該車平順性仿真分析，并與多剛體模型的仿真分析及實(shí)車平順性試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。結(jié)果表明:剛?cè)狁詈险嚹Ｐ途哂休^高的仿真精度。最后通過ADAMS軟件的Insight模塊對(duì)前后懸架的彈簧剛度和減振器阻尼進(jìn)行了優(yōu)化匹配。仿真結(jié)果表明:此次優(yōu)化提高了該車的行駛平順性。

1 整車剛?cè)崤汉夏Ｐ偷慕?/h2>

在汽車行駛過程中，前懸架的下擺臂、橫向穩(wěn)定桿、后懸架扭轉(zhuǎn)梁、車身承受較大的力和力矩，這會(huì)造成它們的彈性變形，并引起車輛運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)的變化［4］。為提高仿真精度，本文將前懸架的下擺臂、橫向穩(wěn)定桿、后懸架扭轉(zhuǎn)梁、車身考慮為柔性體，建立了前懸架、后懸架、橫向穩(wěn)定桿和車身為剛?cè)狁詈辖Y(jié)構(gòu)的子系統(tǒng)，將動(dòng)力總成、輪胎等其他子系統(tǒng)考慮為剛性體［5］。

為評(píng)價(jià)駕駛員的乘坐舒適性，本文建立了駕駛員－座椅系統(tǒng)模型，如圖1所示。該模型把人體簡(jiǎn)化成質(zhì)量為65 kg的剛體，通過簡(jiǎn)化為移動(dòng)副的座椅與車身連接在一起，其中座椅的減振特性采用彈簧和阻尼器模擬，并通過設(shè)置彈簧和阻尼器的剛度值和阻尼大小代表座椅的彈性作用和阻尼作用。同時(shí)，在人體模型上建立了一個(gè)加速度測(cè)量?jī)x，用以測(cè)量座椅面處人體受到的3個(gè)方向的加速度。剛?cè)狁詈险嚹Ｐ腿鐖D2所示。

在運(yùn)用有限元軟件Hyperworks對(duì)上述部件進(jìn)行網(wǎng)格劃分和有限元處理時(shí)［6］，考慮到仿真精度和計(jì)算時(shí)間的要求，設(shè)定網(wǎng)格大小為10 mm，然后運(yùn)用模態(tài)綜合法生成可以在ADMAS中分析的模態(tài)中性文件(MNF)，將其導(dǎo)入ADMAS中施加載荷和約束，建立剛?cè)狁詈险嚹Ｐ?。在本文進(jìn)行系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真時(shí)選取前10階模態(tài)。模態(tài)分析結(jié)果如表1所示。

圖1 駕駛員－座椅系統(tǒng)模型

圖2 剛?cè)狁詈系恼嚹Ｐ?/p>

表1 剛?cè)狁詈夏Ｐ筒考哪B(tài)

2 整車平順性仿真分析

2.1 B級(jí)隨機(jī)路面的建立

本文平順性仿真采用ADAMS/Car Ride，它是專用的汽車平順性仿真模塊，可以快速準(zhǔn)確地得出仿真結(jié)果。借助該模塊的路面生成器，可以建立基于Sayers經(jīng)驗(yàn)數(shù)字公式的B級(jí)路面。它還提供了左右輪轍路面輪廓參數(shù)，同時(shí)綜合了很多不同類型的道路測(cè)量參數(shù)［7］。路面輪廓的功率譜密度Gd(n)和空間頻率n有如式(1)所示的函數(shù)關(guān)系。

式中:Ge為空間功率譜密度幅值;Gs為速度功率譜密度幅值;Ga為加速度功率譜密度幅值。

本文在整車平順性仿真時(shí)所選路面為瀝青路面，取Ge=0，Gs=12，Ga=0.17。

2.2 隨機(jī)路面輸入下的平順性仿真分析

參考GB/T4970—2009《汽車平順性仿真實(shí)驗(yàn)方法》［8］的要求，在已經(jīng)建立好的剛?cè)狁詈险嚹Ｐ秃蛣傮w整車模型的基礎(chǔ)上，通過ADMAS/Ride平順性仿真模塊進(jìn)行平順性仿真?？紤]到駕駛員經(jīng)常在市區(qū)行駛的情況，本文將仿真車速分別設(shè)置為40，60，80 km/h，設(shè)置仿真時(shí)間為5 s，仿真頻率設(shè)置為200 Hz。仿真完成后，利用后處理模塊ADMAS/Post-Processor將駕駛員座椅處的加速度時(shí)間歷程曲線進(jìn)行FFT變換，得到駕駛員座椅處的加速度功率譜密度曲線。本文將給出60 km/h工況下的加速度曲線和加速度功率譜密度曲線，并對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行討論。

2.2.1 駕駛員位置垂向振動(dòng)

由圖3可知:在時(shí)域上多剛體模型座椅處垂向加速度變化范圍為－0.745～0.930 m/s2，剛?cè)狁詈夏Ｐ妥翁幋瓜蚣铀俣茸兓秶鸀椋?.704 0～0.782 1 m/s2，剛?cè)狁詈夏Ｐ妥翁幋瓜蚣铀俣缺榷鄤傮w模型座椅處垂向加速度有一定減小，但變化趨勢(shì)是一致的。在頻域上剛?cè)狁詈夏Ｐ团c多剛體模型的主要峰值頻率完全對(duì)應(yīng)。剛?cè)狁詈夏Ｐ驮?.171 9 Hz的加速度功率譜密度的第1峰值為0.098 3 m2/s3，多剛體模型加速度功率譜密度的第1峰值為0.100 4 m2/s3，剛?cè)狁詈夏Ｐ偷募铀俣裙β首V密度的第1峰值小于多剛體模型。由此可以看出:柔性化后的部件并沒有使車身的振動(dòng)頻率發(fā)生改變，只是降低了座椅垂向加速度值和垂向加速度功率譜密度的一部分幅值，這充分說明了柔性體的彈性變形能夠吸收垂向振動(dòng)能量。

圖3 不同模型駕駛員座椅處垂向加速度及加速度功率譜密度曲線

2.2.2 駕駛員位置橫向振動(dòng)

由圖4可知:多剛體模型座椅處橫向加速度變化范圍為－0.506 2 ～0.511 8 m/s2，加速度均方根值為0.190 1 m/s2，而剛?cè)狁詈夏Ｐ椭旭{駛員座椅處橫向加速度變化范圍為－0.482 0～0.411 9 m/s2，其加速度均方根值為0.167 6 m/s2。通過對(duì)比可知:剛?cè)狁詈夏Ｐ偷募铀俣惹€峰值、功率譜密度曲線峰值和均方根值比剛體模型小。這主要是因?yàn)閯側(cè)狁詈夏Ｐ椭械臋M向穩(wěn)定桿被考慮成了柔性體，與橫向穩(wěn)定桿剛體模型做比較，柔性化的橫向穩(wěn)定桿可以發(fā)生變形，其能夠吸收更多的車輛側(cè)傾能量，使得剛?cè)狁詈系恼嚹Ｐ捅葎傮w模型的橫向加速度要小。

圖4 不同模型駕駛員座椅處橫向加速度曲線及加速度功率譜密度曲線

2.2.3 駕駛員位置縱向振動(dòng)

由圖5可知:多剛體模型座椅處縱向加速度變化范圍為－1.531 1 ～1.422 0 m/s2，加速度均方根值為0.438 7 m/s2，而剛?cè)狁詈夏Ｐ椭凶慰v向加速度的變化范圍為－1.153 3 ～1.141 4 m/s2，其加速度均方根值是0.364 7 m/s2。通過對(duì)比可知:剛?cè)狁詈夏Ｐ偷募铀俣惹€峰值、功率譜密度曲線峰值和均方根值比剛體模型小。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的主要原因是:剛?cè)狁詈夏Ｐ椭星皯壹芟聰[臂以及后懸架扭轉(zhuǎn)梁被考慮成了柔性體，其自身存在彈性變形，一部分縱向的能量被其彈性變形吸收，所以使駕駛員位置的縱向加速度減小。

圖5 不同模型駕駛員座椅處縱向加速度曲線及加速度功率譜密度曲線

3 平順性實(shí)車道路試驗(yàn)

為對(duì)所建模型的準(zhǔn)確性進(jìn)行驗(yàn)證，選取某實(shí)車在某瀝青道路上進(jìn)行了平順性隨機(jī)輸入試驗(yàn)，并比較了仿真與試驗(yàn)結(jié)果。在進(jìn)行平順性實(shí)車道路試驗(yàn)時(shí)，主要參考了GB/T 4970—2009，分別在駕駛員座椅及同側(cè)后排座椅處放置三向加速度傳感器，并在相對(duì)應(yīng)的地板處放置三向加速度傳感器。在實(shí)車平順性試驗(yàn)中測(cè)點(diǎn)位置和仿真分析的測(cè)點(diǎn)位置大體是一致的。本文重點(diǎn)關(guān)注駕駛員座椅處的振動(dòng)情況。

3.1 試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理及結(jié)果

運(yùn)用LMSTest.Lab14A對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理。截?cái)囝l率選為100 Hz，有效分辨帶寬為0.19 Hz。

在此主要給出駕駛員座椅處垂向振動(dòng)加速度曲線與加速度功率譜密度曲線。該試驗(yàn)車輛經(jīng)常用到的車速是60 km/h。由實(shí)車試驗(yàn)測(cè)量并處理數(shù)據(jù)后得到的駕駛員座椅處垂向加速度曲線與加速度功率譜密度曲線如圖6、7所示。

圖6 駕駛員座椅處垂向振動(dòng)加速度曲線(試驗(yàn)值)

圖7 駕駛員座椅處垂向振動(dòng)加速度功率譜密度(試驗(yàn)值)

3.2 結(jié)果對(duì)比及分析

將測(cè)量的駕駛員座椅處的振動(dòng)加速度曲線輸出到excel中計(jì)算出加權(quán)加速度均方根值，并經(jīng)過數(shù)據(jù)處理后得到如表2和圖8所示的平順性仿真值與實(shí)車試驗(yàn)值的對(duì)比情況。

通過表2和圖8可知:仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果雖然有些差距，但變化趨勢(shì)基本一致。從仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比來看，剛?cè)狁詈夏Ｐ偷姆抡娼Y(jié)果和實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果更為接近，仿真精度比剛體模型有所提高。因此本文采用剛?cè)狁詈系姆椒▉硌芯寇囕v動(dòng)力學(xué)是切實(shí)可行的。

4 平順性優(yōu)化設(shè)計(jì)

考慮到人們對(duì)平順性的高要求和提高車型的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力，本文將進(jìn)一步改善該車的平順性。就汽車系統(tǒng)而言，對(duì)汽車平順性有影響的主要部件有汽車懸架、座椅、輪胎等［9］。本文利用ADAMS軟件的Insight模塊對(duì)前后懸架的彈簧剛度和減振器阻尼進(jìn)行了優(yōu)化匹配。

表2 平順性仿真與試驗(yàn)值對(duì)比

圖8 平順性仿真與試驗(yàn)值對(duì)比

4.1 目標(biāo)函數(shù)的確定

平順性的主要評(píng)價(jià)指標(biāo)是加權(quán)加速度均方根值。為全面改善平順性，本文選取駕駛員座椅處x，y，z方向的總加權(quán)加速度均方根值av為優(yōu)化的目標(biāo)，其最小值為目標(biāo)函數(shù):

4.2 設(shè)計(jì)變量的篩選

在對(duì)實(shí)車進(jìn)行平順性優(yōu)化時(shí)，需要考慮到工藝、制造成本及可行性等實(shí)際因素。因此，本文以前后懸架的彈簧剛度和阻尼為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行平順性優(yōu)化。設(shè)計(jì)變量為

其中:kf，kr為前后懸架彈簧剛度;cf，cr為前后懸架減震器阻尼。

4.3 約束函數(shù)的確定

4.3.1 剛度約束

轎車懸架的靜撓度f的設(shè)計(jì)范圍一般為100～300 mm，由此可得前后懸架的剛度約束范圍:

式中:Mf，Mr分別代表前后懸架的簧載質(zhì)量。

為滿足平順性的要求，對(duì)前后懸架剛度進(jìn)行匹配。可建立約束條件:

4.3.2 阻尼約束

在懸架減振器設(shè)計(jì)中，評(píng)價(jià)振動(dòng)衰減的快慢程度時(shí)一般采用阻尼比ξ，其計(jì)算公式為

參考相關(guān)資料［10］取ξ=0.23～0.28，因此阻尼系數(shù)的約束為:

4.3.3 試驗(yàn)條件約束

各變量系數(shù)的約束范圍:

式中:n(Kf)，n(Kr)，n(Cf)，n(Cr)分別為前后懸架的剛度和阻尼系數(shù)。

4.4 優(yōu)化計(jì)算

在ADAMS軟件的 Insight模塊中，采用 DOptimal優(yōu)化類型對(duì)剛?cè)狁詈险嚹Ｐ瓦M(jìn)行優(yōu)化。模型以60 km/h的速度在B級(jí)激勵(lì)路面上勻速行駛，通過多次對(duì)彈簧剛度和減振器阻尼參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，求出優(yōu)化目標(biāo)總加權(quán)均方根值av的最小值。優(yōu)化前后彈簧剛度、減震器阻尼系數(shù)、評(píng)價(jià)指標(biāo)如表3所示，優(yōu)化前后垂向加速度功率譜密度曲線如圖9、10所示。

表3 優(yōu)化前后懸架剛度、阻尼及評(píng)價(jià)指標(biāo)值

圖9 優(yōu)化前垂向加速度功率譜密度曲線

圖10 優(yōu)化后垂向加速度功率譜密度曲線

由圖12可知:優(yōu)化前駕駛員座椅處垂向加速度功率譜密度最大峰值處頻率為1.171 9 Hz，對(duì)應(yīng)峰值是0.098 3 m2/s3。由圖13可知:優(yōu)化后加速度功率譜密度峰值明顯降低，最大峰值處頻率為1.171 9 Hz，對(duì)應(yīng)峰值是0.039 8 m2/s3。經(jīng)數(shù)據(jù)計(jì)算，優(yōu)化前的總加權(quán)加速度均方根值 av=0.281 m/s2，優(yōu)化后 av=0.26 m/s2。

車輛在40 km/h速度行駛下，優(yōu)化后其加速度均方根值 av=0.201 m/s2，優(yōu)化前 av=0.216 m/s2。車輛在80 km/h速度行駛下，優(yōu)化后加速度均方根值 av=0.316 m/s2，優(yōu)化前 av=0.341 m/s2。說明優(yōu)化后車輛的平順性得到了較好的改善，證明本次懸架參數(shù)優(yōu)化是成功的。

5 結(jié)論

本文以某轎車為原型，利用有限元軟件Hyperworks與機(jī)械系統(tǒng)仿真軟件ADMAS建立了剛?cè)狁詈险嚹Ｐ?。通過在B級(jí)路面上進(jìn)行多剛體模型與剛?cè)狁詈夏Ｐ推巾樞苑抡媾c實(shí)車試驗(yàn)，并對(duì)該車行駛平順性進(jìn)行優(yōu)化，得出以下結(jié)論:

1)對(duì)于駕駛員座椅處的垂向振動(dòng)，在頻域上剛?cè)狁詈夏Ｐ团c剛體模型的主要峰值頻率完全對(duì)應(yīng)，由此看出柔性化后的部件并沒有使車身的振動(dòng)頻率發(fā)生改變。

2)相比剛體模型，剛?cè)狁詈夏Ｐ妥翁幍臋M向、縱向、垂向的加速度都有所減小。這是由于剛?cè)狁詈夏Ｐ椭凶陨泶嬖趶椥宰冃危徊糠帜芰勘黄鋸椥宰冃挝铡?/p>

3)剛?cè)狁詈夏Ｐ偷姆抡娼Y(jié)果和實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果更為接近，仿真精度比剛體模型有所提高，因此本文采用剛?cè)狁詈系姆椒▉硌芯寇囕v動(dòng)力學(xué)是切實(shí)可行的。

4)以駕駛員座椅處加權(quán)加速度均方根值作為優(yōu)化目標(biāo)、以該車懸架參數(shù)作為優(yōu)化變量對(duì)該車進(jìn)行了平順性優(yōu)化。與優(yōu)化前的仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，表明該車的平順性得到了改善。

［1］張?jiān)浇?多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)在轎車動(dòng)力學(xué)仿真及優(yōu)化研究中的應(yīng)用［D］.北京:清華大學(xué)，1997.

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