姚 勱

(江淮汽車技術(shù)中心 CAE模塊設(shè)計部，合肥 230601)

基于Adams的某中卡平順性建模與仿真研究

姚 勱

(江淮汽車技術(shù)中心 CAE模塊設(shè)計部，合肥 230601)

以某中卡為研究對象，利用Adams/Car建立整車平順性多體動力學(xué)模型，進(jìn)行平順性仿真分析。在A級路面隨機(jī)激勵和輪胎不平衡激勵下，分析不同行駛速度對整車平順性的影響，并進(jìn)行整車平順性參數(shù)靈敏度分析，研究整車各主要因素如襯套剛度、減震器阻尼、板簧剛度等對整車平順性的影響。

多體動力學(xué)；平順性；Adams/Car；參數(shù)靈敏度分析

0 引 言

汽車行駛平順性是指汽車能吸收行駛中所產(chǎn)生的各種沖擊和振動的能力，保持汽車在行駛過程中，對于載貨汽車以及保持貨物完好的影響在一定界限之內(nèi)，它是現(xiàn)代高速汽車主要性能之一。

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車行駛平順性越來越受到人們的重視，逐漸成為評價汽車使用性能的一項(xiàng)重要指標(biāo)，如何提高汽車的行駛平順性就顯得尤為重要。該性能的優(yōu)劣直接影響到汽車其他性能的發(fā)揮和車輛的使用壽命，同時車輛行駛平順性好壞也直接關(guān)系到汽車在市場中的競爭力。

以某中卡為研究對象，運(yùn)用大型多體系統(tǒng)動力學(xué)軟件Adams建立整車的剛?cè)狁詈掀巾樞苑抡婺Ｐ?，依?jù)平順性標(biāo)準(zhǔn)GB4970—2009，利用Adams/Car中的Ride模塊，對該模型進(jìn)行平順性仿真研究。

1 整車基本參數(shù)

影響汽車平順性分析精度的一個主要因素是汽車模型的參數(shù)精度，所以在模型建立過程中盡可能使參數(shù)最大程度地接近實(shí)際值變得很重要。表1為根據(jù)設(shè)計部門提供的整車部分基本特征參數(shù)。

本中卡車型的前后懸架為非獨(dú)立懸架，均采用板簧懸架；其中前懸架主要包括板簧、前橋、減震器、輪轂和轉(zhuǎn)向節(jié)等，后懸架主要包括主副板簧、后橋、限位塊等。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)考慮了傳動系統(tǒng)剛度特性、阻尼特性以及轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的助力特性；動力總成考慮發(fā)動機(jī)的質(zhì)量慣量特性和懸置剛度特性；駕駛室懸置主要包括駕駛室主體和前后懸置橡膠襯套。

2 平順性評價方法

ISO 2631-1:1997(E)標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定[1]，當(dāng)振動波形峰值系數(shù)小于9(峰值系數(shù)是加權(quán)加速度時間歷程的峰值與加權(quán)速度均方根值的比值)時，用基本的評價方法——加權(quán)加速度均方根值來評價振動對人體舒適和健康的影響。

表2[2]P203-206給出了加權(quán)振級和加權(quán)加速度均方根值與人的主觀感受之間的關(guān)系。

表1 整車部分基本特征參數(shù)

表2 和與人的主觀感受之間的關(guān)系

3 整車平順性模型建立

該中卡整車平順性模型子系統(tǒng)建模[3]主要包括前懸架系統(tǒng)、后懸架系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、動力總成懸置系統(tǒng)、駕駛室懸置系統(tǒng)、輪胎系統(tǒng)、車架等，利用Adams/Car[4]建立該車的前懸架總成模型、后懸架總成模型和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型；動力總成建模僅考慮發(fā)動機(jī)的質(zhì)量慣量特性和懸置剛度特性；駕駛室懸置建模主要包括駕駛室主體和前后懸置橡膠襯套；車架平順性模型考慮到車架的彈性變形，采用柔性體建模；其他附件如排氣系統(tǒng)、傳動軸、貨箱等均在各自質(zhì)心位置處配重完成。該中卡整車各子系統(tǒng)動力學(xué)模型圖1所示[5]。

前懸架總成模型

后懸架總成模型

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型

駕駛室懸置系統(tǒng)模型

動力總成懸置系統(tǒng)模型

柔性體車架模型

圖1 整車各子系統(tǒng)動力學(xué)模型

根據(jù)設(shè)計部門和試驗(yàn)部門提供的整車參數(shù)，建立各子系統(tǒng)動力學(xué)模型，并裝配成整車平順性模型，如圖2所示。

圖2 整車平順性模型

圖3 整車平順性分析流程

由于生產(chǎn)制造的誤差，實(shí)際上輪胎不是完全平衡對稱的，在車輛行駛過程中，會將一部分不平衡力作為激勵的形式通過懸架、車架、駕駛室和座椅最終傳給人體。在仿真過程中，輪胎模型中在偏離輪心250mm處建立一個0.1kg的質(zhì)量塊，并與車輪通過固定副聯(lián)接。在車輪旋轉(zhuǎn)過程中能模擬隨車速變化的諧波激勵。

4 整車平順性分析

在建立動力學(xué)整車平順性模型并驗(yàn)證后，對N211整車平順性性能進(jìn)行分析，分析流程如圖3所示[6]。

本文所采用隨機(jī)路面激勵和輪胎不平衡激勵。其中，路面通過垂直位移的功率譜密度來描述路譜，其中A級路面不平度系數(shù)的幾何平均值為16E-6m3。輪胎不平衡激勵在偏離輪心250mm處建立一個0.1kg的質(zhì)量塊，并與車輪通過固定副聯(lián)接，在車輪旋轉(zhuǎn)過程中能模擬隨車速變化的諧波激勵。圖4是所采用的路面位移位移功率譜密度曲線。

圖4 路面的位移功率譜密度曲線

平順性試驗(yàn)一般是用于對車輛舒適性進(jìn)行測試與評價。因此，GB/T 4970-2009 《汽車平順性試驗(yàn)方法》[1]中，要求對駕駛員與車輛的接觸點(diǎn)進(jìn)行測量。而在仿真動力學(xué)模型中，由于座椅系統(tǒng)坐墊泡沫、座椅靠背等對駕駛員的影響并沒有考慮，故沒有專門對座椅系統(tǒng)進(jìn)行建模。因而以駕駛室座椅導(dǎo)軌的加速度均方根值和加速度加權(quán)均方根值為評價目標(biāo)進(jìn)行分析，分析結(jié)果[4]如圖5—6所示。

圖5 座椅導(dǎo)軌處Z向加速度均方根值對比

圖6 座椅導(dǎo)軌處Z向加權(quán)加速度均方根值對比

分析結(jié)果表明，車速逐漸上升時，駕駛室地板Z方向的加速度均方根值逐漸增大，說明隨著車速的增大，車輛振動逐漸增大，行駛平順性降低；同時，隨著車速的增加，駕駛室地板總加權(quán)加速度均方根值也逐漸增大，但是在車速為80km/h時出現(xiàn)明顯增大，可能是因?yàn)檐囁贋?0km/h時，車輛行駛過程中車輪不平衡激勵與駕駛室模態(tài)頻率發(fā)生共振，從而放大振動。

為了進(jìn)一步分析該中卡主要參數(shù)分別對整車平順性性能的影響，根據(jù)平順性驗(yàn)?zāi)＝Y(jié)論和工程經(jīng)驗(yàn)，對以下6個因素進(jìn)行整車平順性靈敏度分析。因素1：駕駛室前襯套剛度，變化范圍為Y、Z方向±15%；因素2：駕駛室后襯套剛度，變化范圍為Y、Z方向±15%；因素3：減振器阻尼，變化范圍為±15%；因素4：前懸板簧剛度，變化范圍為±15%；因素5：后懸板簧剛度，變化范圍為±15%；因素6：軸荷分布(調(diào)整質(zhì)心位置)，變化范圍為質(zhì)心沿X軸移動±200mm。

仿真路面為標(biāo)準(zhǔn)A級路面、車速為 80km/h ，車輛處于滿載狀態(tài)，依次調(diào)節(jié)駕駛室前后襯套Y和Z方向的剛度、減振器的阻尼、前后懸架的板簧剛度以及質(zhì)心位置，考查車輛參數(shù)變化后駕駛室地板Z方向的加速度均方根值和總加權(quán)加速度均方根值的變化規(guī)律，分析對比結(jié)果如表3—4和圖7所示。

表3 各因素對座椅導(dǎo)軌處Z向加速度均方根值的影響

表4 各因素對座椅導(dǎo)軌處總加權(quán)加速度均方根值的影響

注：圖層中上層是總加權(quán)加速度均方根值，下層是Z向加速度均方根值

圖7 各主要因素對整車平順性性能的影響

分析結(jié)果表明，在其他因素不變時，通過改變單一因素，對比駕駛室地板的振動強(qiáng)弱，可以發(fā)現(xiàn)，減振器阻尼、駕駛室前后襯套的剛度對車輛平順性有較大的影響，同時改變駕駛室襯套Z方向的剛度比改變其Y方向上的剛度對車輛平順性影響顯著；而前后懸架板簧的剛度和軸荷分布相對來說，對車輛平順性影響較小。

5 結(jié) 論

由以上該中卡平順性分析過程及結(jié)果可知：

(1)在進(jìn)行整車平順性時，需要搭建準(zhǔn)確的整車動力學(xué)模型，并與平順性試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比驗(yàn)證。

(2)隨著車速的增大，車輛振動逐漸增大，行駛平順性降低；同時，隨著車速的增加，駕駛室地板總加權(quán)加速度均方根值也逐漸增大，但在某個車速時如80km/h左右可能與車輛行駛過程中車輪不平衡激勵與駕駛室模態(tài)頻率發(fā)生共振，從而放大振動。

(3)減振器阻尼、駕駛室前后襯套的剛度對車輛平順性有較大的影響，而前后懸架板簧的剛度和軸荷分布相對來說，對車輛平順性影響較小。

[1] 國家技術(shù)監(jiān)督局.GB/T. 汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法[S].北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，1996.

[2] 余志生. 汽車?yán)碚揫M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.

[3] 李成，張萬枝，潘旭，等. 基于ADAMS的汽車平順性建模與仿真分析[J]. 鄭州大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版)，2010，31(5):99- 102.

[4] 隗寒冰，鄧楚南，何文波. 基于ADAMS軟件的汽車平順性仿真分析[J]. 機(jī)械設(shè)計與制造，2006(7):75- 76.

[5] 陳家瑞，馬天飛. 汽車構(gòu)造[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005:199- 281.

[6] 張曦，周毅，李艷斌. 某輕卡車型平順性分析[C]//第五屆中國CAE工程分析技術(shù)年會論文集，2009.

[責(zé)任編輯：張永軍]

Ride Performance Modeling and Simulation Reseach on One Medium Truck Based on Adams

YAO Mai

(CAE Department ，JAC，Hefei 230601, China)

To research one medium truck，the multi- rigid- body system model of full vehicle ride is built to analyze the ride performance. Under the random incentive on A rank road and the incentive of tire imbalance， the influence of different speed on full vehicle ride and the parameter sensitivity are analyzed.Most of factors on full vehicle ride are investigated，such as bushing stiffness、absorber damping and leafspring stiffness.

multi- rigid- body dynamics；ride comfort；Adams/Car；parameter sensitivity analysis

2016-11-21

2017-03-27

姚 勱(1983— )，男，安徽安慶人，江淮汽車技術(shù)中心CAE模塊設(shè)計部工程師。

U46;TP391.9

A

2096-2371(2017)02-0089-05