孫銀銀

（541004 廣西壯族自治區(qū) 桂林市 桂林電子科技大學(xué) 信息科技學(xué)院）

0 引言

汽車(chē)平順性研究已經(jīng)成為車(chē)輛設(shè)計(jì)制造的重要內(nèi)容，該指標(biāo)對(duì)駕駛?cè)藛T的舒適性影響較大。例如長(zhǎng)時(shí)間駕車(chē)過(guò)程中路面平順性較差，駕駛員容易注意力分散，從而引發(fā)交通事故，對(duì)車(chē)輛行駛安全性影響巨大[1-2]。同時(shí)車(chē)輛在障礙路面上行駛時(shí)承受較大沖擊載荷，懸架性能如果較差則會(huì)損害乘員乘坐體驗(yàn)和身心健康[3]。車(chē)輛平順性受多因素制約，尤其是各部件的布置以及裝配參數(shù)的選擇，現(xiàn)代轎車(chē)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)復(fù)雜多樣，對(duì)車(chē)輛相關(guān)性能的檢測(cè)精度和試驗(yàn)有了更高的要求[4-5]。

本文運(yùn)用HyperMesh 軟件對(duì)懸架橫擺臂進(jìn)行柔性化處理，獲得真實(shí)反應(yīng)轎車(chē)行駛狀態(tài)的柔性體前后懸架下擺臂模型，并在ADAMS/Car 環(huán)境中對(duì)所建整車(chē)剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行平順性仿真，分析目標(biāo)車(chē)型駕駛員質(zhì)心各軸向的加速度響應(yīng)曲線及功率譜密度結(jié)果曲線，在結(jié)果曲線中得到目標(biāo)車(chē)型較大的共振峰頻率，并進(jìn)行靈敏度分析較大的硬點(diǎn)坐標(biāo)，優(yōu)化影響較大坐標(biāo)，提高車(chē)輛行駛平順性。

1 目標(biāo)車(chē)型整車(chē)系統(tǒng)模型

研究對(duì)象為國(guó)產(chǎn)某車(chē)型前驅(qū)動(dòng)式轎車(chē)，建模整車(chē)基本參數(shù)見(jiàn)表1，發(fā)動(dòng)機(jī)采用前置前驅(qū)布置形式，車(chē)身采用承載式車(chē)身，麥弗遜式前懸架，雙橫臂式后懸架，前軸為驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向軸，后軸為傳動(dòng)軸。建模時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)視作剛體，整車(chē)為六自由度。在前后懸架上增設(shè)橫向穩(wěn)定桿，安裝在車(chē)架和控制臂之間，保證車(chē)輛在轉(zhuǎn)彎時(shí)懸架有較大的橫向側(cè)傾角剛度，大幅提高車(chē)輛行駛安全。建立仿真試驗(yàn)整車(chē)剛性模型系統(tǒng)如圖1 所示。

圖1 整車(chē)剛性體模型Fig.1 Vehicle rigid body model

表1 整車(chē)基本參數(shù)Tab.1 Basic vehicle parameters

2 目標(biāo)車(chē)型剛?cè)狁詈夏Ｐ徒?/h2>

2.1 懸架橫擺臂有限元模型建立和模態(tài)分析

在HyperMesh 有限元軟件中建立橫擺臂三維模型并進(jìn)行網(wǎng)格劃分和參數(shù)的定義。遵循有限元網(wǎng)格劃分相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)則[6]，設(shè)置前懸架劃分節(jié)點(diǎn)15 672 個(gè)，單元總數(shù)為19 111 個(gè)；后懸架下擺臂節(jié)點(diǎn)12 407 個(gè)，單元總數(shù)為17 842。最終得到的有限元模型如圖2 所示。

圖2 前后懸架下擺臂有限元模型Fig.2 Finite element model of front and rear suspension lower arm

利用HyperMesh 軟件中的OptiStruct 模塊對(duì)前后懸架下擺臂限元模型進(jìn)行模態(tài)分析，即測(cè)試模型在靜載荷狀態(tài)下構(gòu)件的固有頻率[7]。在主菜單上選擇分析求解方法為Block Lanczos，設(shè)置仿真頻率為0.01～100.00 Hz，提取14 階模態(tài)，提取7～21 階模態(tài)測(cè)試結(jié)果見(jiàn)表2。

表2 前后懸架橫擺臂模態(tài)分析結(jié)果Tab.2 Modal analysis results of front and rear suspension yaw arm

由表2 的計(jì)算結(jié)果可以看出，前后懸架下擺臂的模態(tài)數(shù)值均大于300 Hz，遠(yuǎn)大于汽車(chē)整車(chē)固有模態(tài)100 Hz 和路面不平時(shí)車(chē)身振動(dòng)頻率范圍[8]，并且理論誤差與試驗(yàn)誤差小于5%，因此建立的模型符合標(biāo)準(zhǔn)要求，所建下擺臂有限元模型能準(zhǔn)確反映構(gòu)件實(shí)際結(jié)構(gòu)特性。

2.2 整車(chē)剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)

將HyperMesh 軟件中的模態(tài)分析結(jié)果信息另存為MNF 格式文件[9]，并導(dǎo)入ADAMS/Car 模塊替換剛性模型中的前后懸架橫擺臂構(gòu)件，生成整車(chē)剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D3 所示。

圖3 前懸架剛?cè)狁詈夏Ｐ虵ig.3 Rigid flexible coupling model of front suspension

考慮到橫擺臂承載和柔度遠(yuǎn)大于其他機(jī)械結(jié)構(gòu)件，對(duì)聯(lián)合仿真實(shí)驗(yàn)作如下說(shuō)明：（1）除輪胎、橡膠襯套、阻尼及彈性元件外，忽略其他相關(guān)構(gòu)件的尺寸、形狀變量；（2）忽略所有運(yùn)動(dòng)副相對(duì)運(yùn)動(dòng)的摩擦阻力；（3）轉(zhuǎn)向輪空載靜態(tài)理想定位參數(shù)出廠標(biāo)準(zhǔn)見(jiàn)表3。

表3 靜態(tài)車(chē)輪定位參數(shù)Tab.3 Static wheel alignment parameters

3 聯(lián)合仿真試驗(yàn)及數(shù)據(jù)處理

3.1 前懸架仿真優(yōu)化

對(duì)前懸架剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行雙輪同向激振試驗(yàn)仿真運(yùn)行，仿真步數(shù)為50，輪中心垂直極限行程± 50 mm。利用ADAMS/Insight 模塊對(duì)前懸架定位參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化時(shí)，確定優(yōu)化目標(biāo)為前束角和外傾角[10]，在下擺臂的硬點(diǎn)坐標(biāo)中選取下擺臂的安裝前點(diǎn)和后點(diǎn)的y 和z 坐標(biāo)值作為變量，并將上述優(yōu)化目標(biāo)和變量輸入ADAMS/Insight 模塊，利用其靈敏度整理出影響較大的硬點(diǎn)坐標(biāo)，并基于考慮側(cè)滑量最小時(shí)的前束角和后傾角的值，得到下擺臂各硬點(diǎn)的擾動(dòng)量見(jiàn)表4。

表4 影響較大因素及其擾動(dòng)量Tab.4 Coordinates of major influencing factors

根據(jù)表4 調(diào)整模型結(jié)構(gòu)參數(shù)，再次進(jìn)行雙側(cè)車(chē)輪激振仿真，得到優(yōu)化前懸架模型與原模型關(guān)于前束角和外傾角的動(dòng)態(tài)變化量，如圖4 所示。

圖4 前束角和外傾角仿真曲線Fig.4 Toe-in angle and camber simulation curve

優(yōu)化后前束角變化范圍為-0.162 3～0.366 1°，相對(duì)于原模型變化范圍降低了19.09% 。外傾角變化范圍為0.612 4～-0.702 2°，相對(duì)于原模型變化范圍降低了39.94%，該結(jié)果有利于提升車(chē)輛行駛平順性和直線行駛性。

3.2 整車(chē)平順性測(cè)試及分析

將整車(chē)模型和優(yōu)化后整車(chē)模型以60 km/h 的速度在B 級(jí)路面進(jìn)行隨機(jī)輸入試驗(yàn)為例，得到駕駛員質(zhì)心處3 個(gè)方向的加速度曲線和功率譜密度函數(shù)如圖5 所示，其它速度下的工況分析與此類似。由圖5（a）和圖5（b）仿真結(jié)果可知，該目標(biāo)車(chē)型優(yōu)化之前模型最大加速度幅值為0.23 m/s2，優(yōu)化后模型仿真最大加速模型幅值為0.20 m/s2。

圖5（c）和圖5（d）是對(duì)駕駛員質(zhì)心處的各軸加速度時(shí)域響應(yīng)經(jīng)快速傅立葉變化得到駕駛員質(zhì)心各軸加速度功率譜密度曲線。2 種模型在頻率為1.734 6 Hz 均有一個(gè)峰值，該峰值為車(chē)身固有頻率，在10～15 Hz 之間駕駛員質(zhì)心處頻域曲線有較小的振動(dòng)波動(dòng)，該波動(dòng)為車(chē)輪固有頻率。并且從圖5（c）、5（d）可以看出，優(yōu)化前模型振幅小于優(yōu)化后模型幅值，說(shuō)明優(yōu)化有效。

圖5 駕駛員質(zhì)心橫向(x 軸)處加速度頻域信號(hào)曲線Fig.5 Frequency domain signal curve of acceleration at the lateral (x-axis) of driver's center of mass

由圖6（a）和圖6（b）橫向加速度時(shí)域仿真曲線可知，優(yōu)化前模型橫向加速幅值為0.230 m/s2，優(yōu)化后模型橫向加速度最大幅值為0.075 m/s2。整體來(lái)看，優(yōu)化后模型駕駛員質(zhì)心縱向的加速度時(shí)域和頻域峰值較優(yōu)化前小，變化范圍更趨于穩(wěn)定。

圖6 駕駛員質(zhì)心橫向（y 軸)處加速度頻域信號(hào)曲線Fig.6 Frequency domain signal curve of acceleration at the lateral（y-axis）of driver's center of mass

由圖7（a）和7（b）駕駛員質(zhì)心豎向加速度時(shí)域信號(hào)曲線中可以看出，優(yōu)化前模型駕駛員質(zhì)心垂向加速度最大值為0.68 m/s2，優(yōu)化后最大值為0.53 m/s2，優(yōu)化前模型加速度曲線總體波動(dòng)程度和幅值的響應(yīng)大于優(yōu)化后模型。由圖7（c）、7（d）加速度功率譜密度曲線可以看出，兩種模型在頻率為1～2 Hz 和10～15 Hz 之間有2 個(gè)振動(dòng)峰值，說(shuō)明改變車(chē)輪定位參數(shù)不會(huì)改變目標(biāo)車(chē)型的固有頻率。

圖7 駕駛員質(zhì)心豎向(z 軸)處加速度頻域信號(hào)曲線Fig.7 Frequency domain signal curve of acceleration at the lateral (z-axis) of driver's center of mass

在B 級(jí)路面條件下對(duì)整車(chē)模型進(jìn)行了以車(chē)速為試驗(yàn)變量的仿真試驗(yàn)，車(chē)速分別為40，60，80，100 km/h，試驗(yàn)統(tǒng)計(jì)結(jié)果數(shù)據(jù)見(jiàn)表5。

表5 目標(biāo)車(chē)型平順性評(píng)價(jià)Tab.5 Ride comfort evaluation of target vehicle

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)比實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，可以得到以下結(jié)論：

（1）目標(biāo)車(chē)型優(yōu)化前后模型在相同的工況下，加速度響應(yīng)曲線和功率譜密度函數(shù)在隨機(jī)路面激勵(lì)試驗(yàn)變化趨勢(shì)一致，優(yōu)化前模型的垂向加速度略大于優(yōu)化后模型垂向加速度，主要原因是優(yōu)化后合理的定位參數(shù)使得輪胎產(chǎn)生與路面沖擊相反的力矩，有效抵消來(lái)自車(chē)輪的外力矩，使得傳至車(chē)身的振動(dòng)減小，各軸向加速度都有大的降低，為改進(jìn)目標(biāo)車(chē)型平順性提供了參考。

（2）優(yōu)化前后目標(biāo)車(chē)型各軸向加速度功率譜密度曲線主頻值一致，優(yōu)化后模型功率譜密度曲線對(duì)應(yīng)峰值略小于優(yōu)化前對(duì)應(yīng)的峰值，并且優(yōu)化后模型駕駛員質(zhì)心總加權(quán)加速度較原模型降低3%，加速度變化范圍更小，乘坐舒適性更好。

（3）目標(biāo)車(chē)型是作為一款乘用轎車(chē)，主要行駛在 B 級(jí)路面上，車(chē)輛在低速行駛時(shí)舒適性較好，對(duì)比結(jié)果顯示懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)有效提高了目標(biāo)車(chē)型的平順性和乘坐舒適性。