基于虚拟试验场技术的汽车平顺性仿真分析

第２期陈克，等：基于虚拟试验场技术的汽车平顺性仿真分析
果进行求解，实现了在计算机上进行汽车平顺性研究，该方法对提高汽车行驶平顺性、降低产品生产成本和缩短开发周期具有重要的现实意义．
１仿真模型的建立
１．１悬架模型的建立
本次试验的前后悬架均选择麦弗逊式悬架，悬架各部件的单元类型和材料属性如表１所示，其中材料的密度为８．７３×１０～ｔ・ｍｍ～，弹性模量为２．０７×１０５ＭＰａ，洎松比为０．２８．
表ｌ悬架部件单元类型和材料属性的定义
Ｔａｂ．１Ｄｅｆｉｎｉｔｉｏｎｏｆｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｕｎｉｔｔｙｐｅａｎｄｃｏｍｐｏｎｅｎｔｍａｔｅｒｉａｌｓａｔｔｒｉｂｕｔｅ
定义悬架部件间的约柬：下托臂和与其相连接的轴套一端的连接采用的是刚性连接；压杆体与活塞杆的约束方式是圆柱副；转向节与拉杆的约束方式是球形副；后悬架的下托臂与轴的约束方式是转动副．
经几何结构参数化建立、材料属性和单元类型及部件间约束的定义后，前后悬架模型如图１所示．
１．２轮胎模型的建立
本次试验选用的轮胎型号是１９５／６５Ｒ１５，其有限元模型的上下胎面和包布采用八节点六面体实体单元，其材料为超弹性橡胶材料；顶层帘布、侧壁部分采用弹性壳体单元；轮毂和轮辋采用刚性壳单元［３］．
轮胎模型的单元总数为２１４４个，其中Ｓｈｅｌｌ单元１１８４个，Ｓ０ｌｉｄ单元９６０个，节点总数为２４８０个，如图２所示．
图１前后悬架模型
Ｆｉｇ．１Ｆｒｏｎｔａｎｄｔｅａｌ＂ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｍｏｄｅｌ图２轮胎有限元模型Ｆｉｇ．２Ｔｉｒｅｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｏｄｅｌ
定义轮胎与悬架之间的约柬是旋转副；设置轮辋与转向节轴之间的相对惩罚刚度为１．０；定义轮胎与路面之间的接触类型为单向接触１４］．
１．３随机路面模型的建立
根据文献［５，６］所述，空间频率路面不平度功率谱密度表示为
Ｇ。

（ｎ）＝Ｇ口（祝ｏ）（ｎ／ｎｏ）１（１）
式中：下标ｇ为路面相对基准平面高度；馆为空间频率；馆。

为参考空间频率，ｎｏ＝０．１ｍ‘１；Ｗ为频率指数，Ｗ＝２．
２１０中国工程机械学报第８卷
为了方便仿真结果的计算和进行时域信号分析，通常要将Ｇ。

（住）转换为时间频率路面不平度功率谱密度函数Ｇ。

（。

厂）：
Ｇｑ（厂）＝御～Ｇｇ（ｎ）＝Ｇｑ（ｎｏ）ｎ３口／尸（２）
式中：厂为时间频率；Ｖ为车速．
而路面加速度功率谱密度Ｇ孑（厂）和车身垂向加速度功率谱密度Ｇ矿（∞）表示为
Ｇ孑（，）＝（２ｎｆ）４Ｇｑ（厂）＝１６一Ｇｇ（ｎｏ）竹８ｖｒ（３）
ＧＦ（（ｃ，）＝ＩＨ（ｊａＤｆ参～彳Ｇ矿（ｃｏ）
（４）式中：Ｖ为车速；ＩＨ（ｊｏＤＩ妒～彳为加速度辐频特性．
本次试验选用的路面为Ｃ级路面，Ｇ。

（ｎ）为
０≤ｎ≤０．１（ｎ／ｎｏ），０．１≤ｎ≤２．０（５）
１．４车身模型的建立本次试验中定义白车身为板壳单元，选用厚度为１ｍｍ的钢板，并采用Ｔｏｐｏｌｏｇｙ技术对车身进行网格划分．车身与悬架的连接是通过前后悬架上的６个部件组
成的一个新部件与车身进行刚性约束的，其中主动件为车
身，被动件为此新部件，且此新部件的材料为刚性材料，单
元类型为梁单元．
汽车悬架、轮胎和车身总质量为５３５ｋｇ，而确定车的
总质量为１６００ｋｇ，前轴载荷５８％．将车的其他部件质量
用一个刚性质量点来代替添加在车身上，调整好整车质心位置，形成整车模型，同时建立一个重力加速度．本试验所建车身多体有限元模型如图３所示．２整车动力学方程
图３整车有限元模型
Ｆｉｇ．３Ｖｅｈｉｃｌｅｍｏｄｅｌ
本次试验采用多体系统动力学分析法，基于ＶＰＧ技术，应用拉格朗日方程，建立汽车平顺性仿真的虚拟模型的动力学方程为ｍ８１
［Ｍ］｛孑｝＋［ｃ］／ｊ｝＋［Ｋ］｛ｇ｝＝［Ｋ。

］｛ｒ）＋［ｃ。

｝］｛于｝
式中：［Ｍ］为汽车的质量矩阵；｛ｑ｝为车辆振动系统的广义坐标；［Ｃ］为汽车的阻尼矩阵；［Ｋ］为汽车的刚度矩阵；［Ｋ。

］为轮胎刚度矩阵；｛ｒ）为路面输人向量；［Ｃ。

］为轮胎阻尼矩阵．
３仿真结果及分析
路面不平而作用于车轮上的激励通过汽车悬架系统传递到车身而引起振动是影响汽车平顺性的主要原因．而悬架系统的刚度、阻尼直接影响着车辆振动的强弱，影响着车辆的行驶平顺性，因此本次试验主要研究悬架系统对汽车平顺性的影响．
主要方法是：在Ｃ级路面、车速为７０ｋｍ・ｈ。

下，依次调节悬架的刚度和阻尼，分析参数变化后车身垂向加速度及其功率谱密度的变化规律，并采用总加权加速度均方根值法［９］对试验结果进行分析．
３．１悬架刚度对平顺性的影响
悬架的初始刚度由刚度曲线定义如图４所示．对车辆的前后悬架初始刚度同时以２５％的幅度进行调节，仿真后得到不同刚度下车身垂向加速度时域信号曲线，如图５所示．从图５中可以看出，随着悬架弹簧刚度的增加，车身垂向加速度有所增大．经傅立叶（Ｆｎ、）变换，将时域信号转换为频域信号，并求解得到不同悬架刚度下车身垂向加速度功率谱密度，如图６所示．从图６中可以看出，当悬架刚度增大时，主共振峰的峰值在增加，次共振峰的峰值减小，共振峰产生的频率没有发生变化．
以拟枷埘蚶≤Ｘ×Ｚ６
５
５６，２２０
＝他
Ｇ
第２期陈克，等：基于虚拟试验场技术的汽车平顺性仿真分析２１１
Ｚ
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弹簧变形量／ｍｍ
图４悬架初始刚度曲线
Ｆｉｇ．４Ｉｎｉｔｉａｌｓｔｉｆｆｎｅｓｓｃｕｒｖｅｏｆｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ
图５不同悬架刚度下车身垂向加速度比较
Ｆｉｇ．５Ｃｏｍｐａｒｅｂｏｄｙｖｅｒｔｉｃａｌａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎａｔｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｓｔｉｆｆｎｅｓｓ
曲线包络的面积就是车身垂向加速度的总功率，当主共振峰幅值上升时，次共振峰幅值下降，说明仿真结果符合能量守恒定律．此外，随着刚度的增大，车身垂向加速度功率谱密度幅值增大，即车身垂向振动增强．因此，在合理的范围内降低悬架刚度有利于改进汽车的平顺性．
３．２悬架阻尼对平顺性的影响
悬架的初始阻尼由阻尼曲线定义如图７所示．对车辆的前后悬架初始阻尼同时以２５％的幅度进行调节，仿真后得到不同阻尼下车身垂向加速度时域信号曲线，如图８所示．从图８中可以看出，随着阻尼的增大，车身垂向加速度值有所减小．经傅立叶（ＦＦＴ）变换，将时域信号转换为频域信号，并求解得到不同悬架阻尼下车身垂向加速度功率谱密度，如图９所示．从图９中可以看出，当悬架阻尼增大时，主共振峰的幅值降低，次共振峰的幅值小量增大，在高频区车身垂向加速度功率谱密度无明显变化．
图６不同悬架刚度下车身垂向加速度功率谱比较Ｆｉｇ．６Ｃｏｍｐａｒｅｂｏｄｙｖｅｒｔｉｃａｌａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｐｏｗｅｒｓｐｅｃｔｒｕｍａｔｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｓｔｉｆｆｎｅｓｓ
图８不同悬架阻尼下车身垂向加速度比较
Ｆｉｇ．８Ｃｏｍｐａｒｅｂｏｄｙｖｅｒｔｉｃａｌａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎａｔ
ｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｄａｍｐｅｒＺ
、
Ｒ
畚
锄
懈
似
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盛
一１２７０．０—１５２４—１０１．６—５０．８０５０．８１０１．６１５２４ｌ２７０∞
阻尼振动速度／（ｎｕｎ．８。

１）
图７悬架初始阻尼曲线
Ｆｉｇ．７Ｉｎｉｔｉａｌｄａｍｐｅｒｃｕｒｖｅｏｆｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ
图９不同悬架阻尼下车身垂向加速度功率谱比较
Ｆｉｇ．９Ｃｏｍｐａｒｅｂｏｄｙｖｅｒｔｉｃａｌａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｐｏｗｅｒ
ｓｐｅｃｔｒｕｍａｔｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ
ｄａｍｐｅｒ。