魏超　徐賢　周建剛　陳偉　黃值儀

摘 要：本文針對某重型牽引車平順性進(jìn)行分析，找出存在的問題?；贏DAMS/VIEW 建立重型牽引車多體動(dòng)力學(xué)模型，采用OPTIMUS對底盤懸架剛度和減振器特性曲線以及駕駛室懸置剛度和減振器特性曲線進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，改善該車平順性。優(yōu)化方案通過試驗(yàn)驗(yàn)證，整車平順性改善效果明顯。

關(guān)鍵詞：平順性；功率譜密度；ADAMS

中圖分類號：U461.4 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1005-2550（2016）05-0033-07

Abstract： A analysis has been researched in order to improve the tractors ride comfort. The virtual prototype model of the tractor is established based on the analysis software of ADAMS/View.The system working flow， design of experiment （DOE） is built up on OPTIMUS.For the abnormal vibration of the tractor. It optimizes the damping of shock absorber and the stiffness of cab mount and suspension system. At last ，the Optimization result verified on a test vehicle is remarkable.

Key Words： Ride Comfort； PSD； ADAMS

隨著車輛行駛速度的提高和行駛里程的加大，平順性作為影響乘員乘坐舒適度，貨物運(yùn)輸效率，車上零件使用壽命和行駛安全的重要因素，已經(jīng)成為現(xiàn)代高速、高效率汽車的主要指標(biāo)?，F(xiàn)價(jià)段，在正向設(shè)計(jì)過程中無法準(zhǔn)確評估車輛的平順性能，對于車輛平順性的分析在很大程度上還依賴于試驗(yàn)驗(yàn)證的方法，為車輛的設(shè)計(jì)帶來很多的不確定因素。通過虛擬樣機(jī)技術(shù)建立整車參數(shù)化虛擬樣機(jī)模型，實(shí)現(xiàn)對汽車平順性的仿真分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)可大大縮短汽車平順性研究周期、降低研發(fā)成本，對實(shí)際工程中汽車平順性的改善有指導(dǎo)意義。

1 平順性問題分析

對某款重型牽引車平順性進(jìn)行主觀評價(jià)時(shí)，駕駛員能明顯感覺到駕駛室的上下振動(dòng)，整車主觀評價(jià)結(jié)果較差。

為分析異常振動(dòng)原因，根據(jù) GB/T4970-2009《汽車平順性試驗(yàn)方法》，對該車進(jìn)行整車平順性試驗(yàn)。以ISO2631-1（1997）定義總加權(quán)加速度均方根值 來對整車平順性進(jìn)行評價(jià)。試驗(yàn)測得駕駛員腳部 Z 向振動(dòng)加速度 f z ，座椅座墊上三向 Sx ，Sy ，Sz ，座椅靠背X向振動(dòng)加速度 bx 和Z向振動(dòng)加速度bz ，通過計(jì)算以上幾個(gè)測點(diǎn)的加權(quán)均方根值得到總加權(quán)加速度均方根值

從座椅各測點(diǎn)功率譜密度可以看出，座椅X向和Y向的振動(dòng)能量主要集中在2Hz、3.2HZ和10.2Hz；座椅Z向、靠背X向和靠背Z向的振動(dòng)能量則主要集中在3.2Hz左右，駕駛員腳部Z向能量則主要集中在1.8Hz，3.2Hz和5Hz左右。該車裝配輪胎的滾動(dòng)半徑約為0.5m，車速60km/h時(shí)，車輪的旋轉(zhuǎn)基頻為5.3Hz，各測點(diǎn)5Hz和10.2Hz的頻率分別接近前橋車輪部分固有頻率、車輪旋轉(zhuǎn)基頻的一倍頻和兩倍頻，因此由前橋車輪部分固有頻率和車輪動(dòng)不平衡產(chǎn)生的共振激勵(lì)最有可能是造成駕駛室異常振動(dòng)的主要原因之一。

對懸置和懸架各測點(diǎn)的功率譜密度進(jìn)行分析，3.2Hz的激勵(lì)頻率則是來自于底盤后懸下，根據(jù)圖2分析得知，底盤后懸架，駕駛室懸置沒有對該頻率下的激勵(lì)進(jìn)行很好的衰減，導(dǎo)致座椅處各測點(diǎn)該頻率下的幅值偏大。

因此，需要對底盤懸架剛度和減振器，駕駛室懸置剛度和減振器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，降低3.2Hz，5Hz，10.2Hz頻率下的能量，提升該車的平順性能。

2 多體動(dòng)力學(xué)模型的建立

2.1 整車模型的建立

整車模型包括駕駛室及其懸置、車架、動(dòng)力總成、前后懸架、貨箱和輪胎等部分。

駕駛室采用四點(diǎn)全浮懸置系統(tǒng)，懸置由彈簧減震器構(gòu)成。座椅為機(jī)械式彈簧減震座椅。前懸架由前橋、板簧和減震器組成，后懸架則是由后橋、主板簧，副板簧和減震器組成。板簧則是多段梁結(jié)構(gòu)。車架采用柔性體模型。將對平順性影響不大動(dòng)力總成系統(tǒng)做相應(yīng)的簡化，將發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱簡化成質(zhì)量塊，用襯套模擬懸置使其與車架相連。

整個(gè)模型擁有51個(gè)自由度，40個(gè)運(yùn)動(dòng)部件，26個(gè)固定副，1個(gè)圓柱副，3個(gè)旋轉(zhuǎn)副，3個(gè)球副，1個(gè)移動(dòng)副?；谏鲜鐾?fù)浣Y(jié)構(gòu)的整車模型如圖3和圖4所示：

2.2 模型仿真試驗(yàn)

平順性仿真中采用與實(shí)際試驗(yàn)相符的路面激勵(lì)。本文的試驗(yàn)是根據(jù)GB/T4970-2009《汽車平順性試驗(yàn)方法》在路面為A級平直瀝青路進(jìn)行的。根據(jù)GB/T7031-2005《機(jī)械振動(dòng)道路路面譜測量數(shù)據(jù)報(bào)告》選擇相應(yīng)的路面功率譜密度，擬合仿真所需的隨機(jī)路面。

利用上述整車模型和隨機(jī)路面進(jìn)行平順性仿真分析。使整車模型在額定載荷狀態(tài)下分別以50km/h、55km/h、60km/h、65km/h、70km/h車速勻速直線行駛，仿真計(jì)算得到座椅總加權(quán)加速度值。仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比如圖5所示。仿真結(jié)果與實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果的誤差均在10%以內(nèi)，仿真模型精度能夠滿足實(shí)際工程需要。

3 平順性優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 目標(biāo)函數(shù)

根據(jù)ISO2631-1（1997）定義，利用總加權(quán)加速度均方根值 來對整車平順性進(jìn)行評價(jià)，故選擇座椅平面的加速度加權(quán)均方根值為目標(biāo)函數(shù)，目標(biāo)值越小，其平順性越好。

3.2 優(yōu)化變量

底盤懸架、駕駛室懸置和座椅構(gòu)成該車型的三級減振系統(tǒng)，影響座椅平面的加速度加權(quán)均方根值的主要有前后懸架板簧剛度和減震器特性參數(shù)、駕駛室的懸置參數(shù)、簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量的質(zhì)量參數(shù)。

由于是對現(xiàn)有車型的平順性能改善，優(yōu)化時(shí)車輛本身的質(zhì)量參數(shù)是無法改變的；調(diào)整前懸架板簧剛度和減震器特性參數(shù)可對簧下激勵(lì)進(jìn)行有效隔振，減小因前橋簧下偏頻引起的共振；并結(jié)合駕駛室懸置參數(shù)、后懸架板簧剛度和減震器特性參數(shù)的優(yōu)化，還能抑制3.2HZ處的低頻段激勵(lì)?？紤]到整車承載能力和可靠性，無法對板簧剛度進(jìn)行任意優(yōu)化，故根據(jù)整車質(zhì)量分配分別計(jì)算出前、后懸架的板簧剛度最大能夠調(diào)整的范圍，最低剛度分別為原剛度值的80%和90%。

因此，選擇駕駛室懸置和底盤減振器特性曲線比例系數(shù)，駕駛室懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化變量，結(jié)合板簧剛度的調(diào)整，提升該車的平順性能。

3.3 約束條件

在確定各優(yōu)化變量的取值范圍時(shí)，應(yīng)根據(jù)企業(yè)的生產(chǎn)能力和懸置設(shè)置的基本原則確定，所以各優(yōu)化設(shè)計(jì)變量的取值范圍如表1所示：

3.4 建立優(yōu)化工作流

利用OPTIMUS和ADAMS軟件接口建立聯(lián)合優(yōu)化工作流，利用OPTIMUS中的并行計(jì)算模型，大大提高優(yōu)化效率。OPTIMUS與ADAMS聯(lián)合優(yōu)化工作流中的控件包括設(shè)計(jì)變量，輸入輸出文件，輸出向量，輸出變量和聯(lián)合仿真接口。建立好的工作流如圖6所示：

3.5 優(yōu)化結(jié)果

利用OPTIMUS參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，最終得到的參數(shù)最優(yōu)值如表2所示。

優(yōu)化后的特性曲線需要經(jīng)過主觀調(diào)試，經(jīng)過實(shí)車主觀調(diào)試后，優(yōu)化前后的減振器曲線如圖7所示。

3.6 仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證

將得到的優(yōu)化后的參數(shù)值輸入到ADAMS模型中，獲取優(yōu)化后駕駛員處各方向的加速度。圖8是優(yōu)化后駕駛員處各個(gè)方向的加速度PSD對比。表3是優(yōu)化前后加權(quán)加速度均方根值。

以仿真工況60KM/h時(shí)駕駛員處各測點(diǎn)的PSD可以看出，通過對板簧剛度、駕駛室懸置和底盤減振器特性曲線比例系數(shù)，駕駛室懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后各測點(diǎn)3.2Hz處的幅值明顯降低，坐墊Z，靠背X，靠背Z，腳步Z在5Hz和10.2Hz處的幅值也有明顯降低。這些因素的改善都促使了乘坐總值的降低。

4 結(jié)論

本文對座椅各測點(diǎn)的振動(dòng)加速度PSD進(jìn)行分析得到了該車型乘坐總值過大的原因。利用ADAMS/View建立整車虛擬樣機(jī)模型，通過對底盤懸架板簧剛度和減振器特性、駕駛室懸置剛度和減振器特性進(jìn)行優(yōu)化匹配，能夠有效的衰減3.2HZ、5HZ和10.2HZ時(shí)的能量，改善車輛的平順性。

經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，通過優(yōu)化設(shè)計(jì)座椅總加權(quán)加速度在55～70km/h車速下均有所改善，其中60km/h車速下總加權(quán)加速度從1.03m/s2降低到0.857m/s2，降幅達(dá)到了16.78%，改善效果顯著，主觀評價(jià)中駕駛室上下振動(dòng)明顯減輕。

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