EQ6850客車(chē)平順性仿真及試驗(yàn)分析

李德生，張 萍，袁 慧

（1.東風(fēng)專(zhuān)用汽車(chē)底盤(pán)公司，湖北十堰442000；2.東風(fēng)客車(chē)公司，湖北十堰442012）

EQ6850客車(chē)平順性仿真及試驗(yàn)分析

李德生1，張 萍2，袁 慧1

（1.東風(fēng)專(zhuān)用汽車(chē)底盤(pán)公司，湖北十堰442000；2.東風(fēng)客車(chē)公司，湖北十堰442012）

針對(duì)EQ6850空氣懸架客車(chē)，利用整車(chē)Pro/E模型獲取相關(guān)參數(shù)，導(dǎo)入ADAMS多體動(dòng)力學(xué)分析軟件，建立整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，對(duì)整車(chē)在B級(jí)路面上行駛的平順性進(jìn)行仿真分析和試驗(yàn)對(duì)比，驗(yàn)證平順性仿真分析的有效性。

EQ6850客車(chē)；平順性；仿真分析；實(shí)驗(yàn)對(duì)比

ADAMS作為虛擬樣機(jī)技術(shù)的代表性軟件[1]，用戶可以通過(guò)它建立并測(cè)試包括懸架、輪胎和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)在內(nèi)的整車(chē)計(jì)算機(jī)模型，然后在幾何模型上施加力/力矩和運(yùn)動(dòng)激勵(lì)；最后執(zhí)行一組與實(shí)際狀況十分接近的運(yùn)動(dòng)仿真測(cè)試。本文利用ADAMS軟件建立EQ6850客車(chē)整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)整車(chē)的平順性進(jìn)行仿真分析，并通過(guò)樣車(chē)試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比，以驗(yàn)證EQ6850多體動(dòng)力學(xué)模型平順性仿真分析的有效性。為客車(chē)的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)提供參考，以縮短產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期和降低開(kāi)發(fā)費(fèi)用。

1 仿真模型的建立

簡(jiǎn)化后的整車(chē)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真模型主要包括：輪胎系統(tǒng)、前空氣懸架系統(tǒng)、后空氣懸架系統(tǒng)、減振器、車(chē)身系統(tǒng)、人-椅系統(tǒng)和路面系統(tǒng)。

1.1 輪胎仿真模型的建立

建立準(zhǔn)確的輪胎模型是進(jìn)行汽車(chē)行駛平順性仿真的重要環(huán)節(jié)[2-3]。在ADAMS軟件中，由于UA模型考慮了非穩(wěn)態(tài)效果中縱向和側(cè)向聯(lián)合滑動(dòng)情況，在只需要幾個(gè)有限參數(shù)的情況下，有非常好的精度，所以采用該模型[4-5]。輪胎模型的有關(guān)特性參數(shù)如下：輪胎自由半徑為475 mm；胎冠半徑為282 mm；前、后輪徑向剛度分別為1 357 N/mm、2 714 N/mm；前、后輪縱向滑移剛度CSLIP分別為50 000 N/mm、100 000 N/mm；前、后輪側(cè)偏剛度CALPHAI分別為977.2N/（°）、1954.4N/（°）；前、后輪外傾剛度CGAMMA分別為87.25 N/（°）、157.5 N/（°）；徑向相對(duì)阻尼系數(shù)為0.71；滾動(dòng)阻力矩系數(shù)為5.93;動(dòng)、靜摩擦系數(shù)分別為0.75、0.94。

根據(jù)對(duì)ADAMS軟件中輪胎文件的研究，再結(jié)合輪胎特性參數(shù)，即可將輪胎模型參數(shù)編制保存成*.tpf格式的輪胎文件。

1.2 懸架仿真模型的建立

EQ6850客車(chē)前后都采用空氣懸架。

1）前后空氣彈簧模型的建立。考慮到空氣彈簧的變剛度特性，根據(jù)試驗(yàn)測(cè)量得到氣囊特性曲線，以數(shù)據(jù)的形式輸入，在ADAMS軟件里通過(guò)三維樣條函數(shù)（3-D Splines）擬合建立空氣彈簧模型。

圖1和圖2分別為前、后懸架空氣彈簧參數(shù)曲線圖，橫軸代表空氣彈簧的位移值（實(shí)際載荷值與額定載荷值對(duì)應(yīng)的位移偏差），縱軸代表空氣彈簧在不同位移下的載荷值的大小。

圖1 前懸架空氣彈簧特性曲線

圖2 后懸架空氣彈簧特性曲線

2）前后空氣懸架模型的建立。前懸架采用雙橫臂獨(dú)立懸架，共有20個(gè)物體、24個(gè)鉸鏈約束。后懸架采用非獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)，共有14個(gè)物體、15個(gè)鉸鏈約束。表1為前后懸架模型的鉸鏈約束表。

表1 前/后懸架模型鉸鏈類(lèi)型及鉸鏈約束數(shù)目

前懸架系統(tǒng)共有約束數(shù)為108，前懸架的自由度數(shù)為12。后懸架系統(tǒng)共有約束數(shù)為77，后懸架的自由度數(shù)為7。

最后建立前、后空氣懸架及輪胎的仿真模型，見(jiàn)整車(chē)模型（圖6）中的相關(guān)部分。

1.3 減振器仿真模型的建立

在ADAMS軟件里，減振器模型的建立也有相應(yīng)特性文件，可以通過(guò)對(duì)其特性曲線進(jìn)行二維樣條函數(shù)（2-DSplines）擬合得到，X代表減振器阻力相對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)速度，Y代表減振器阻力值的大小。

前、后懸架減振器特性參數(shù)曲線如圖3和圖4所示。

圖3 前懸架減振器特性曲線

圖4 后懸架減振器特性曲線

1.4 車(chē)身仿真模型的建立

在建立車(chē)身仿真模型時(shí)，考慮到模型的復(fù)雜性，把整個(gè)懸架上的質(zhì)量作為一個(gè)剛體來(lái)考慮，修改剛體質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為簧載質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。從Pro/E三維軟件中的實(shí)體模型得到簡(jiǎn)化后車(chē)身的質(zhì)心位置（X=2 804，Y=37，Z=875，單位mm）和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（IXX=1.76×1012，IYY=7.31×1012，IZZ=6.92×1012，單位g·mm2）。

1.5 人-椅仿真模型的建立

車(chē)輛的振動(dòng)經(jīng)過(guò)座椅傳給人體，汽車(chē)座椅一般都有海綿或彈簧坐墊，應(yīng)當(dāng)將其看作是置于彈性基礎(chǔ)上的剛性體。通過(guò)查閱相關(guān)文獻(xiàn)[6]，使用相近類(lèi)型座椅的參數(shù)人-椅模型的簡(jiǎn)化模型如圖5所示。將人體簡(jiǎn)化成65 kg的質(zhì)量塊，座椅的等效剛度為1.5×104N/m，人體與車(chē)身之間添加一移動(dòng)副約束，本文只考慮主要的垂直方向上的振動(dòng)。

圖5 人-椅簡(jiǎn)化模型

圖6 整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)仿真模型

1.6 整車(chē)多體模型的建立

將上述建好的各子系統(tǒng)按照相應(yīng)的約束連接在一起，即構(gòu)成整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，如圖6所示。其它整車(chē)相關(guān)參數(shù)如表2所示。

表2 整車(chē)部分相關(guān)參數(shù)

2 整車(chē)平順性仿真與結(jié)果分析

2.1 道路譜的生成

汽車(chē)在行駛過(guò)程中被激發(fā)的振動(dòng)主要來(lái)自于路面不平、輪胎和傳動(dòng)軸以及發(fā)動(dòng)機(jī)等旋轉(zhuǎn)部件。文中討論時(shí)忽略動(dòng)力總成等部件產(chǎn)生的激勵(lì)，只分析路面不平度激勵(lì)作用的結(jié)果。

本文選擇車(chē)輛在B級(jí)路面上行駛，路面譜特性文件的生成流程如圖7所示，B級(jí)隨機(jī)路面的空間頻域譜如圖8所示。

圖7 路面文件的生成

圖8 B級(jí)隨機(jī)路面的空間頻域譜圖

2.2 平順性仿真分析

根據(jù)國(guó)家關(guān)于平順性隨機(jī)輸入行駛的實(shí)驗(yàn)方法[7]，進(jìn)行整車(chē)滿載工況平順性仿真試驗(yàn)。在ADAMS軟件里設(shè)置仿真時(shí)間和步長(zhǎng)，以30 km/h、50 km/h和80 km/h的車(chē)速在B級(jí)路面上勻速行駛。模型在隨機(jī)路面上仿真一段時(shí)間后即可結(jié)束，仿真測(cè)量出前橋座椅人體和后橋座椅人體的垂向振動(dòng)加速度曲線。將仿真測(cè)量的加速度曲線導(dǎo)入后處理模塊（Post-Processor），對(duì)加速度曲線進(jìn)行頻譜分析得到相應(yīng)的功率譜密度曲線，并通過(guò)傅氏變換導(dǎo)出加權(quán)加速度均方根值。

在處理仿真數(shù)據(jù)時(shí)，根據(jù)ADAMS系統(tǒng)要求，對(duì)車(chē)身截?cái)囝l率取500 Hz、人-椅系統(tǒng)截?cái)囝l率取100 Hz，采樣時(shí)間間隔0.005 s，分辨帶寬0.195 3 Hz，獨(dú)立樣本36個(gè)，使用窗函數(shù)。

1）30 km/h平順性仿真。前橋座椅人體振動(dòng)加速功率譜密度在1.62 Hz處有個(gè)極大值1.25×106mm2/s3，通過(guò)傅氏變換導(dǎo)出加權(quán)加速度均方根值為0.338 m/s2；后橋座椅人體垂向振動(dòng)加速功率譜密度在1.68 Hz處有個(gè)極大值1.29×106mm2/s3，通過(guò)傅氏變換導(dǎo)出加權(quán)加速度均方根值為0.311 m/s2。

2）50 km/h平順性仿真。前橋座椅人體垂向振動(dòng)加速功率譜密度在1.63Hz處有個(gè)極大值2.85×106mm2/s3，通過(guò)傅氏變換導(dǎo)出加權(quán)加速度均方根值為0.482 m/s2；后橋座椅人體垂向振動(dòng)加速功率譜密度在1.69 Hz處有個(gè)極大值3.9×106mm2/s3，通過(guò)傅氏變換導(dǎo)出加權(quán)加速度均方根值為0.373 m/s2。

3）80 km/h平順性仿真。前橋座椅人體垂向振動(dòng)加速功率譜密度在1.65 Hz處有個(gè)極大值2.4×106mm2/s3，通過(guò)傅氏變換導(dǎo)出加權(quán)加速度均方根值為0.751 m/s2；后橋座椅人體垂向振動(dòng)加速功率譜密度在1.71 Hz處有個(gè)極大值3.2×106mm2/s3，通過(guò)傅氏變換導(dǎo)出加權(quán)加速度均方根值為0.550 m/s2。

從以上仿真結(jié)果來(lái)看，懸架固有頻率在4～8 Hz之間，而空氣懸架的加速功率譜密度均在小于2 Hz處出現(xiàn)極大值，故可直接說(shuō)明使用空氣懸架的EQ6850客車(chē)的振動(dòng)頻率較低，所以EQ6850客車(chē)人體振動(dòng)平順性良好。

2.3 樣車(chē)平順性試驗(yàn)

根據(jù)文獻(xiàn)[7]，對(duì)EQ6850實(shí)物樣車(chē)進(jìn)行了平順性試驗(yàn)評(píng)價(jià)。

1）客觀測(cè)量評(píng)價(jià)。試驗(yàn)在國(guó)家汽車(chē)檢測(cè)中心（襄樊）試車(chē)場(chǎng)完成，試驗(yàn)結(jié)果如表3所示。

2）主觀評(píng)價(jià)。EQ6850樣車(chē)制作完成后，專(zhuān)門(mén)成立了一個(gè)由10名有經(jīng)驗(yàn)人員組成的平順性主觀評(píng)價(jià)小組，通過(guò)對(duì)空氣懸架的客車(chē)樣車(chē)與鋼板彈簧懸架的EQ6850-403樣車(chē)進(jìn)行對(duì)比試驗(yàn)獲得合理的主觀評(píng)價(jià)。兩車(chē)的試驗(yàn)條件都一樣：整車(chē)質(zhì)量（滿載）11 700 kg；輪胎氣壓820～850 kPa；試驗(yàn)車(chē)速分別為30 km/h、50 km/h、80 km/h勻速行駛；試驗(yàn)場(chǎng)地為干燥、平坦而清潔的、用瀝青鋪裝的路面，任意方向的坡度不大于2%，風(fēng)速不大于5 m/s，直線道路平直，縱坡不大于1%，不平度均勻無(wú)突變，長(zhǎng)度不小于3 km，兩端有30～50 km/h的穩(wěn)速段[8]。通過(guò)對(duì)比試驗(yàn)，平順性主觀評(píng)價(jià)小組成員（共10人）一致認(rèn)為，EQ6850（空氣懸架）的行駛平順性較好。

2.4 仿真分析與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

仿真分析與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比見(jiàn)表3。從表3看出，平順性仿真與樣車(chē)試驗(yàn)結(jié)果比較接近，基本驗(yàn)證了EQ6850動(dòng)力學(xué)模型平順性仿真分析的有效性。

表3 平順性仿真分析與樣車(chē)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

3 結(jié)束語(yǔ)

本文利用ADAMS軟件對(duì)EQ6850整車(chē)進(jìn)行平順性仿真分析，并對(duì)樣車(chē)進(jìn)行對(duì)比試驗(yàn)，驗(yàn)證了該仿真模型具有一定的正確性，為新車(chē)型的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)構(gòu)造了一個(gè)仿真平臺(tái)。今后還可以考慮建立包括發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、傳動(dòng)軸、差減器和制動(dòng)系在內(nèi)的整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)模型，擴(kuò)大仿真應(yīng)用范圍，力爭(zhēng)實(shí)現(xiàn)對(duì)整車(chē)行駛平順性、操縱穩(wěn)定性、制動(dòng)性等多方面性能的仿真分析。

[1]王國(guó)強(qiáng).虛擬樣機(jī)技術(shù)及其在ADAMS上的實(shí)踐[M].西安：西北工業(yè)大學(xué)出版社.2002.

[2]F.Mancos.Non-Linear Modal Rolling Tyre Model for Dynamic Simulation With ADAMS[C].European Adams users'conference -November 18th-19th 1998 Paris.1998.

[3]Orlandea，MA Chace.Simulation of a Vehicle Suspension with the Adams Computer Program[J].SAE770053：10-20.

[4]魏道高，洪添勝，蔣國(guó)平，等.汽車(chē)輪胎側(cè)偏特性研究綜述[J].江蘇大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2002，23（3）：54-59.

[5]管迪華，范成建.用于不平路面車(chē)輛動(dòng)力學(xué)仿真的輪胎模型綜述[J].汽車(chē)工程，2004，26（2）：162-167.

[6]丁玉慶.汽車(chē)懸架及司機(jī)座椅動(dòng)態(tài)參數(shù)優(yōu)化[J].振動(dòng)與沖擊，2003，22（2）：57-59.

[7]全國(guó)汽車(chē)標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會(huì).汽車(chē)平順性試驗(yàn)方法：GB/T 4970-2009[S].北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2009：10.

[8]楊興龍.基于多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的空氣懸架大客車(chē)平順性試驗(yàn)仿真研究[D].長(zhǎng)春：吉林大學(xué)碩士學(xué)位論文，2003，13-14.

修改稿日期：2016-11-09

Simulation and Experiment Analysis of EQ6850 Coach Riding Performance

Li Desheng1，ZhangPing2，Yuan Hui1
（1.DongfengSpecial Vehicle Chassis Company，Shiyan 442000,China；2.DongfengCoach Company，Shiyan 442012,China）

Aimingat EQ6850 coach with air spring suspension,the authors use the PRO/E model to get related parameters and import themintoADAMS multi-bodydynamics analysis software toestablish the multi-bodydynamics simulation model of vehicle system.Then they simulate the coach's riding performance under B-class roads and take experiment comparison toverifythe validityofthe ridingperformance simulation.

EQ6850 coach；ridingperformance；simulation analysis；experiment comparison

U467.4+92

A

1006-3331（2017）01-0054-04

李德生（1973-）男，工程碩士；高級(jí)工程師；主要從事天然汽車(chē)、專(zhuān)用汽車(chē)底盤(pán)的開(kāi)發(fā)、認(rèn)證、制造和管理工作。