基于道路激励的车辆平顺响应特性仿真研究

基于道路激励的车辆平顺响应特性仿真研究

车辆的行驶平均性是评价车辆安全性的主要方面。汽车是一个非常复杂的振动系统,只有建立一个符合实际的比较全面的汽车动态模型,才能对汽车平顺性进行深入的分析与研究。以往的研究中,大都是将汽车简化成线性系统模型,建立车辆的振动方程,但系统的自由度不能太多,也就是变量参数不能太多,如果自由度太多,模型的计算精度就会受到相应的影响,从而使结构设计的误差增大。在传统的设计中,进行汽车平顺性设计时,有些设计参数需要经过经验分析、样车试验和修正等几个过程才能最后确定,耗时多,费用大,给设计人员带来很多不便,因此开发汽车平顺性设计软件是非常必要的,所以本文将不同的设计参数进行软件编程,以期改善平顺性的设计水平,同时为优化设计提供一个很好的设计平台。本文在仿真软件的基础上建立汽车振动模型,对汽车平顺性进行仿真分析。在研究车辆平顺性时,主要考虑由路面不平度引起的振动,阻尼元件传到人体,构成汽车的垂直振动系统,建立整车系统的7个自由度系统模型,并采用数值矩阵运算方法对系统的振动过程进行时域模拟,实现了不同路面条件下振动状态仿真。1路面激励和车辆行驶现行动力系统的振动模型车辆是一个非常复杂的多自由“质量-刚度-阻尼”系统,当车辆在路面上行驶时,在不平路面和发动机的共同激励下产生振动。一般地,路面不平激励主要集中在低频区,对于路面在常用车速下,路面激励的频率范围是0.33～28.3Hz,对于车辆行驶平顺性主要研究30Hz以下的振动。所以,在建立车辆系统的简化振动模型时,仅考虑来自路面的不平激励。车上(或簧上质量)的振动直接反映了车辆的行驶平顺性和悬架减振性能的优劣。根据研究的需要,可对实际车辆进行不同程度的简化,建立相应的模型。2振动输入的影响为全面反映车身的垂直振动、纵向角振动及侧向角振动,并把路面通过各车轮将不平激振传递给车身这一特点反映出来,将车辆简化为三维整车模型。该模型以4个车轮所受的路面激励作为整车的振动输入,并将轮距、左右车轮所受路面激励的差异以及车身的侧倾对车身振动的影响考虑进来,这就比较真实地反映了车辆振动的实际状况。悬架可以简化为不计一个质量的线性阻尼元件,轮胎可以认为是一个质量弹簧系统。对于车架,首先认为它是簧载质量的承担者,由于车厢与车架紧固,因此不考虑车厢与车架的相对变形。此外,建模时不考虑“人-座椅”系统的振动对车身地板的影响,因为“人-座椅”系统的质量与车身质量相比要小得多,故“人-座椅”系统及装载的货物都视为车身质量(或簧上质量)。这样可以把汽车简化为三维七自由度模型,如图1所示。3功率密度谱及加速度通过随机振动理论可知,以n项输入和m项输出的系统中,可得功率谱密度为:[SYY(f)]n×n=[H*(f)]n×m[SXX(Y)]m×m[H(f)]Tn×mn×mΤ,(1)式中,[SYY(f)]n×n为输出的功率密度谱矩阵;[H*(f)]n×m为响应密度谱矩阵的共轭矩阵;[H(f)]Tn×mn×mΤ为响应密度谱矩阵的转置矩阵;[SXX(Y)]m×m为输入的功率密度谱矩阵。将式(1)展开后可以得到第i个自由度上响应的自谱:SYiYi(f)=∑s=1m∑r=1mH∗isSXsXrHri(I=1,2,3,⋯n)=∑s=1m∑r=1mΗis*SXsXrΗri(Ι=1,2,3,⋯n)。(2)通过推导得第i个自由度上位移响应谱为:Gyii(f)=SYiYi(f)=∑s=14∑r=14H∗isSXsXrHri(i=1,2,⋯,7)=∑s=14∑r=14Ηis*SXsXrΗri(i=1,2,⋯,7)。(3)从而加速度的响应为:G¨yiiG¨yii(f)=(2πf)4GYit(f)(i=1,2,…,7)。(4)上式得到的Gyit(f)是一个频带为(-∞,+∞)的双边谱,而实际分析的频率均为非负数,由随机振动理论可知,可用一个与双边谱等价的单边谱Wyii(f)来表示,即Wyii={2Gyii(f)00≤f≤+∞其他Wyii={2Gyii(f)0≤f≤+∞0其他。(5)于是可得到相应的加速度均方根值为:ayii=∫∞0Wyii(f)df−−−−−−−−−−−−√ayii=∫0∞Wyii(f)df。(6)4汽车振动模型的平滑度4.1人机对话的应用根据建立的模型,利用Matlab语言建立仿真程序。本程序采用模块化设计方法将系统复频响应函数矩阵四轮输入的路面激励谱矩阵平顺性评价曲线以及复数矩阵相乘的计算过程都设计成子程序,为使程序具有一定的灵活性,采用人机对话的方式输入前后螺旋弹簧的刚度、减振器的阻尼、路面类型以及车速。计算中所需车辆的几何尺寸、质量、转动惯量、刚度和阻尼等基本参数都是直接根据样车测取或样车的结构参数计算确定的。如图2所示为程序流程图。4.2模拟曲线分析4.2.1谱密度曲线分析(1)加速度功率谱密度改变车辆参数(如悬架系统的刚度和阻尼系数等)可以影响车辆振动的强弱,引入司机座椅处垂直加速度功率谱密度曲线如图3(a)所示。为了分析改变悬架及轮胎参数对平顺性的影响。采样频率范围为0～15Hz,路面为C级,v=60km/h时的仿真结果如图3(b)所示。通过观察可以发现,图3上各仿真图中的加速度功率谱密度峰值有所变化,但是峰值所在的区域并未发生变化。因为其垂直加速度功率谱峰值靠近垂直振动的敏感频段,所以垂直振动会对平顺性产生一定影响。依次调整了车辆模型后悬架的刚度和阻尼参数,图3(b)增大了前悬架的刚度,功率谱峰值有所增大,但是增大的幅度不是很大;如图3(c)所示减小了前悬架的刚度,功率谱峰值有所减小;如图3(d)所示增大了前悬的阻尼,此时峰值有所减小;如图3(e)所示减小了前悬阻尼,峰值增大了。对比图3可以得出结论:①增大该车前悬刚度,振动会随之增大,说明舒适性下降,反之亦然;②前悬刚度对驾驶员座椅处振动影响不大,在刚度值增大50%或者减少50%时,振动峰值均没有发生明显改变;③增大前悬阻尼振动会减小,说明舒适性提高,反之亦然;④前悬阻尼对驾驶员座椅处的振动影响不大。(2)根据测试条件选择后悬的阻尼改变后悬架的刚度和阻尼的仿真结果如图4所示。图4(a)为增大了后悬架的刚度,功率谱峰值也有所增大;图4(b)减小了后悬架的刚度,功率谱峰值减小,且出现多个小峰值,可能某些零件产生了共振;图4(c)增大了后悬的阻尼,此时峰值有所减小;图4(d)减小了后悬阻尼,峰值增大。与图3对比可以得出结论:①增大该车后悬刚度振动会随之增大,说明舒适性下降,反之亦然;②后悬刚度对驾驶员座椅处振动影响较大,在刚度值增大50%时,振动峰值约增大了一倍,减少50%时,振动峰值约减小一半;③增大后悬阻尼振动会减小,说明舒适性提高,反之亦然;④后悬阻尼对车身质心处的振动影响也较大,增大50%的阻尼,振动峰值约减小了1/3,减小50%的阻尼,振动峰值约增大到原来的2.6倍;⑤相比于前悬架,后悬架对于该车平顺性的影响较为明显。(3)轮胎刚度对液压系统模型的影响由于轮胎的阻尼很小,在建模时已经将其忽略不计,所以仿真分析只针对轮胎的刚度。假设该车4个轮胎的刚度初始值相同,图5曲线分别是改变前后轮胎刚度得到的驾驶员座椅处的垂直加速度功率谱密度曲线。从仿真曲线可以得出结论:①轮胎的刚度对该车辆模型的平顺性影响不大,峰值均在0.3左右;②改变前轮对平顺性的影响与改变后轮胎刚度对平顺性的影响相似;③无论增大或者减小轮胎刚度,都会使该车平顺性下降,可见厂家在设计时已针对平顺性对轮胎加以优化;④增大前轮或者后轮刚度会引起共振。4.2.2加速度均方根值与悬架刚度的关系为了研究该车前后悬架的刚度和阻尼与敏感频段加速度的关系,将加速度曲线程序进行修改,增加了一个循环部分。由于程序运算量非常大,为了提高运行效率,选取了8个加速度均方根平均值,然后将得到的折线图进行简单拟合,获得了这些参数与加速度的关系。如图6所示是该改变前悬架刚度获得的加速度均方根值曲线,从曲线中可以看出,随着悬架刚度的增多,加速度均方根值也在增大,表明该车辆的平顺性在变差。但是加速度均方根值与悬架刚度之间不是线性关系,而是多阶曲线关系。由于原悬架刚度为15900N/m,可以发现该值并不是最优值,但是曲线在这个范围内找不到最优值。所以悬架刚度的确定还应参照操作性能,仅凭平顺性曲线无法确定。如图7所示为前悬阻尼的变化与加速度均方根值的关系。这个曲线也是一个多阶曲线,但是,可以在曲线上找到最小加速度均方根值所对应的阻尼,即有最优解。由于该车前悬原阻尼为1416.7N·s/m,可以发现该值并不是最优,但是属于较为理想的值。后悬的情况与前悬有所不同,其刚度与加速度均方根值的关系几乎呈线性,从图8中观察到,拟合后的曲线与原折线图非常接近。图9是后悬阻尼与加速度均方根值的关系,从图中可以看出随着阻尼的增大,平顺性在提高,但是总的变化幅度不大。5仿真结果分析利用汽