奥铃轻卡悬架系统优化设计

大连理工大学 硕士学位 奥铃轻卡悬架系统优化 姓名：董长征 申请学位级别：硕士 专业：船舶与海洋工程 指导教师：于学兵 20030901 摘 要 近年来，随着国民经济的高速发展，国内汽车行业已逐渐成为领头支柱行业。我国 加入WTO后，迎来了汽车产业又一次发展高潮。随着国内汽车龙头企业渐次地与世界汽 车知名厂商的“联姻”， 国内汽车产销量的大幅度增长，国内汽车技术也在通过技术引 进等方式得至q提高，同时用户对汽车各种性能要求也越来越商。汽车的行驶平顺性是整 车所有重要性能指标之一，它不仅要保证乘员的舒适及货物的完整无损，同时还可以提 高汽车的运输生产率，降低燃油消耗，提高零部件的使用寿命。汽车平顺性包括静态和 动态两方面，前者与尺寸参数、表面质量、调节性能等辊关；后者主要与振动特性相关， 汽车振动主要有轮胎、悬架和座椅三个减振环节，在轮胎、座椅不变的情况F，悬架性 能的优劣直接影响汽车的平顺性。 悬架的弹性特性不同直接影昀汽车的平顺性。装有线性特性的悬架的汽车不具有 等频特性，装有非线性特性的悬架的汽车才有可能具有等频特性。渐变刚度钢板弹簧具 有非线性特性，可使汽车在不同载荷下都有较好的平顺性。少片簧因重量轻、设计许用 应力高、可降低刚度从而提高汽车平顺性等优势受到业界人士关注。 本文对奥铃轻卡前后悬架中钢板弹簧的优化设计，前钢板弹簧采用了少片簧，后 钢板弹簧采用了渐变刚度簧，使整车的悬架弹性特性不同程度得銎l优化改进。 为了验证优化设计的结果，对装配改进前(BJl029AE(s)、改进后(BJl029AG(u) 的两种车型建立了整车动力学模型进行动态仿真分析；整车平顺性仿真分析是一项技术 难度较大、建模十分复杂的系统工程，一般仅应用于对振动和乘坐舒适性要求较高的轿 车、客车和高档载货车。奥铃轻卡是福田公司开发的新一代具有较高档次的轻型载货汽 车，其性能和品质较以往车型均有大幅度的提高，因此对其乘坐舒适性的要求也就较以 往车型更为严格，整车平顺性仿真分析，用以评价采用不同悬架系的车型在路面激励下 汽车的振动水平和人体的乘坐舒适性，通过两种车型平顺性仿真计算结果的对比，评价 两种悬架系的性能优劣，为悬架设计、悬架与整车的匹配提供参考和建议。同时对两辆 样车进行平顺性性能检溯。所有结果表明：由于BJl029^G(u)的前后板簧刚度相对而 言较小且前后扳簧刚度匹配较为合理，RJl029^6(t1)的乘坐舒适性要好于3J1029AE(s)。 关键词：平顺性 忿絮 钢板弹簧 仿寞 Abstract lately．withtherapiddevelopingofnationaleconomic，stateautotradehavebecaming jacketcollarsupporttrade．sinceaccedetoWTO，wemeetanotherdevelopmentclimax．As 10ngasstateautocockenterprisescooDcrategraduallywiththeworldfamousauto manufacturer，alongwiththegreatincreasingofthestateautoproduceandsale，stateauto technologyhasenhancebyfetchinginforeigntechnologyandconsumer’srequestincrease moreandmore．thesteersmoothnatureisoneofthemostimportantcapabilityguideline，not onlydoseitinsurethecorn岛rtofpassengerandthewholeharmlessnessofgoods，butalso heightenautocarryproductivity，reducingfuelconsume，improvingtheusinglifeofpart．The steersmoothnatureinvolvestaticanddynamicside，theformerisrelatedtodimension parameter，surfacequalityandadjustcapability；thelaterisrelatedtovibrationcharacteristic， autovibrationinvolvetyre，suspendandseatthreesubtractshaketache，iftyreandseat invariability，suspendcapability‘Sactorandinferiorstraightlyinfectauto’ssmoothnature． Suspendspringcharacteristicinfectstraightlyauto’ssmoothnature．installwith linearitycharacterwithautosuspendwhichhasnoequalityfrequencycharacter．Fewpiece elasticwhichheftlight，designusestressheftandreducefirm，thenadvanceautosmooth maturethatattractedbytradepeople． netextoptimizedesignalTI／Orplatespringofformer-latersuspend，thatistheformer adoptfewpiecespring，thelaterusegradualfirmspring，whichemploythesuspendspring charactergainingoptimizemend． Tovalidateoptimizedesignresult，wemakedynamicimitatinganalyzetotwo wholedynamicsmodelwhichdependonassemblymendfrontandback；thewholesm00th natureimitatinganalyzeisaquitedifficultytechnologyandaterriblycomplicatedmodel systemprojcot，whichapplytothecarwhosevibrationandcomfortnaturerequestveryhighly AolingcarisaquitetopgradelightcarrycargocarwhichisdevelopedbyFOTONandit's capabilityandcharacteraremoreadvancethanancientlyvehicle．Sotherequestofride comfortcharacterismorestrictthanother．Thewholesmoothsimulatinganalyzelsusingto estimatethevibrationleverandthepassenger’sridecomfortcharacterthatundertheinspirit ofdifferentofsuspendvehicleonroadsurface．Passingtwokindsofvehiclesmoothimitating calculateresultcontrast，estimatingtwokindsofsuspendsystemeapabilityactorand inferior．whichprovideadviceandreferencetosuspenddesignandmatchingalsocheckthe smoothcharacterofthetwovehicle．Alltheresultshow：owingtoBJl029AG(U)’S front．backplankspringfirmcomparativelylittleandthematchingoffront-backplankspring comparativelyreason，theBJl029AG(U)’SridingismorecomfortthanBJl029AE(S)’s Keywords：SMOOTHMATURESUSPENSIONLEAFSPRINGSIMULATE d 第一章绪论 1．1课题背景 近年来，随着国民经济的高速发展，国内汽车行业已逐渐成为领头支柱行业。我国加入WTO后， 迎来了汽车产业又一次发展高潮。随着国内汽车龙头企业渐次地与世界汽车知名厂商的“联姻”，国 内汽车产销量的大幅度增长，国内汽车技术也在通过技术引进等方式得到提高，同时用户对汽车各 种性能要求也越米越高。 奥铃轻卡是北汽福田公司轻卡系列中的品牌之一，在福田轻卡中属于高档配置、性能优良的一 款。前几年国内引进的日本五十铃轻卡产品，在市场上很受欢迎，奥铃轻卡的标杆样车就是五十铃 轻卡产品，相应引进了同类零部件资源。目前奥铃轻卡已在市场上受到欢迎，尤其是城市物流用箱 式车，一直保持良好的销售业绩。 汽车的行驶平顺性是整车所有重要性能指标之一，它不仅要保证乘员的舒适及货物的完整无损， 同时还可以提高汽车的运输生产率，降低燃油消耗，提高零部件的使用寿命。奥铃轻卡虽采用了五 十铃轻卡产品的悬架系统，但通过驾驶与检测，其行驶平顺性性能一般，不很理想。 1．2国内外现状 在国内，轻型居车近年来保持了良好的增长势头，2002年产、销量同比增长36．6％以上．占市 场份额的16％。由于道路条件、消费水平、用户实际超载的原因．整车尤其是空载时行驶平顺性多 数不很理想。悬架系统普遍采用非独立悬架结构。前悬架一般采用等刚度普通钢板弹簧加双向液压 减振器结构，后悬架一般采用主副簧两级刚度普通钢板弹簧加双向液压减振器结构。由于悬架弹性 特性的特点，同时为了满足用户载货的需要，车辆空、满载时轴核变化较大，轻型卡车的行驶平顺 性没有得到充分关注。 在国外，轻型卡车与重型车、轿车相比产销量数量及市场份额较小。在日本、韩国，轻型卡车 半数以上采用独立悬架系统，其整车性能水平、价格水平高出一个档次；部分车型采用非独立悬架 结构，与国内产品类似。 在国内外的微型卡车、客车上及少数载重车型上，部分非独立悬架的弹性元件采用少片簧、渐 变刚度簧，用以改善车辆在空载、满载由丁轴核变化引起的偏频变化。少片簧、渐变刚度簧在卡车 上也有应用(如东风、斯太尔)。但受到板簧材质、的影响，没有得到推广普及。 1．3本文的工作 奥铃轻卡悬架系统优化设计的目的就是在满足承载能力的情况下，平顺性指标超过原五十铃水 平，形成福田公司产品的性能优势。本文工作分四部分，现分述之。 首先，对现有奥铃轻卡的平顺性指标进行理论计算评估，实际样车检测。得到该车的现有平顺 性指标。 其次，提出对前屙悬架系统的改进，对平顺性指标进行理论计算评估。 再次，建立整车各模块的动态仿真模型，对悬架改进前、后的整车进行动态仿真分析，对比平 顺性指标的改善情况。 最屙，对改进后的奥铃轻忙进行样车检测，以验证理论计算评估、动态仿真分析与实际改进效 果的符合性。 6 第二章整车平顺性与悬架系统 2．1汽车的行驶平顺性及评价 汽车的行驶平顺性的评价方法，通常是根据人体对振动的生理反应及对货物完整性的影响来制 订的。根据汽车理论及<客车平顺性评价指标及限值>规定，一般用表征振动的物理量如振动 频率、振幅、加速度均方根值、降低舒适性界限(Tcd)等作为行驶平顺性的评价指标。 由试验得知，为了保持汽车具有良好的平顺性，车身振动的固有频率应为人体所习惯的步行时身 体上下运动的频率，约为60’85次／分(1～1．5Hz)，振动的加速度的极限允许值为0．3’0．49．(g为重力 加速度)，在悬架理论设计中以车身振动的固有频率作为评价平顺性的指标：在实际车辆检测中，由 于国内相关标准中，仅对客车的平顺性指标及限值作出规定其他车辆只参照执行。一般按 QC／T474—1999客车平顺性评价指标及限制来参比判定。 QC／T474—1999客车平顺性评价指标及限制 表I 大、中性客车 轻型客车 评价指标 旅游 团体、长途 城市 高级 普通 空气悬架 非空气悬架 加速度加权均方根 ≤ 值Aw(m／s2) ≤0．4595 ≤0．7079 ≤1．0274≤101220≤0．6833 08123 等效均值hw(dB)≤113．0 ≤117．0 ≤120．0 ≤121．0 ≤116．5≤118．0 降低舒适界限 ≥2．5 ≥1．0 ≥0．5 ≥O．4 ≥1．2 ≥O．8 Tcd(h) 注：该指标是指满载、车速为50km／h时限值。 2．2汽车平顺性与悬架系统 汽车平顺性(乘坐舒适性)是汽车设计开发中的重要性能指标。汽车平顺性包括静态和动态两 方面，前者与尺寸参数、表面质量、调节性能等相关：后者主要与振动特性相关，汽车振动主要有 轮胎、悬架利库椅三个减振环节，在轮胎、座椅不变的情况下，悬架性能的优劣直接影响汽车的平 顺性。 悬架是构成汽车的总成之一，一般由弹性元件、导向机构、减振装置等组成，把车架(或车身) 与车桥(或车轮)弹性地连接起米。主要任务是传递作用在车轮与车架之间的一切力与力矩，缓和 由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由冲击载荷引起的承载系统的振动，保证汽车的正常行驶。 悬架结构、性能不仅影响汽车的行驶平顺性，还对操纵稳定性、燃油经济性、通过性等多种整车性 能有影响。 在整车各子系统中，悬架系统的型式、布置、性能参数的不同，对整车的各种性能尤其是行驶 平顺性有着直接地影响。汽车虽然是一个多质量的复杂振动系统，在理论计算时，我们可利用限制 振动质量的部分位移方法，将其简化成一个自由度的振动系统，此时求得的频率为复杂振动之偏频， 公式为：。l=、瓜巧面1函面 u2-、厩订-丽行西面 式中Cl、c2一前、后悬架刚度 Ml、Mn一前、后悬架簧载质量 L 汽车轴距 L1、L2一质量重心至前后轴距离 e 质量分配系数 e=l时，前后轴上车身点的振动不存在联系，此时的偏频为 u1-、瓜—厂面 02弋厩了面 7 以每周多少赫兹表示，则 il= 者扩兀 ( 2—1 ) 从上述公式中可以看出，车身振动固有频率11，主要由簧载质量M、悬架刚度C决定。在恳架设计 中，通常把力和变形的关系曲线，称为悬架的弹性特性曲线。 图1a)所示的曲线特性为线性弹性特性，即悬架变形与所受载荷成正比，因此其悬架刚度c是常 数．由公式(2—1)可知，车身振动的频率随载荷而变化，一般的前悬架采用普通钢板弹簧时，弹性特性 即如此。 图1 弹性特性曲线 图卜1b)所示的弹性特性曲线，为变刚度悬架的非线性弹性特性，由于刚度c随载荷而改变 i# ／ ， a) 可以使得在载荷变化时，保持车身的固有频率不变 线上任意点M满足 P／Cu=fc ## ／ ／，引 !竺一，，，77／ 1 ，／f／ 。J h、 从而获得良好的汽车行驶平顺性。这时，在曲 式中P——特性曲线上任意点M的载荷 cr一任意点M的悬架刚度 fc——在静载荷Pc时，为良好平顺性所要求的悬架静挠度 需要说明的是，理想的弹性特性曲线上任意点M的静挠度fc是相等的，车身的固有频率不变； 这种等频特性，在主动控制悬架系统中(如空气悬架、油气悬架)由电脑系统智能控制是可以实现 的。独立悬架系统中可咀通过合理选择导向杆系的运动关系，使线性的弹性元件在车轮接地点上转 化为非线性的悬架特性。在非独立悬架结构中，可以采用组合方式构成复式弹簧，或加装橡胶弹簧 及限位块等措施，使弹性元件本身具有一定的非线性特性。 2．3钢板弹簧简介 2．3．1线性钢板弹簧 线性钢板弹簧其弹性特性如图la)。常用的典型结构是普通钢板弹簧。目前在国内外普通线 性钢板弹簧在载重汽车上应用是最广泛的。这是由于其结构简单、材料要求不高、_丁艺相对简单、 维修方便等最终构成的成本低廉，并且在悬架系统中兼起导向作用，使得悬架结构简化，在对平顺 性要求不高的车辆中，合理的性价比被汽车制造厂、消费用户接受。 线性钢板弹簧作为悬架系统弹性元件，有两方面缺点；其一，当簧载质量变化时后，系统的自 振频率发生变化。如果汽车空载、满载负荷差别很大，就很难保证各种载荷下都达到良好的平顺性。 其二，线性弹簧在受到冲击后，其动容量比某些非线性弹簧要小，因而为吸收或释放相同的能量就 要有较大的变形，所以悬架的极限动行程就必须选得较大，以免悬架被“击穿”。 8 2．3．2非线性钢板弹簧 为了克服线性钢板弹簧的缺点，在非独立悬架结构中一般采用组合方式来达到一种非线性特 性。在非独立悬架结构中能实现的非线性弹性特性一般有三种。 图2所示为主副簧两级刚度复式钢板弹簧。将主、副簧并联组合，空车或轻载时只有主簧工作． 当负荷增大到一定程度后，副簧与支架接触，两个弹簧一起承受载荷。复式弹簧弹性特性为一折线， 这种悬架不能做到等频，但能使自振频率在各种载荷下变化较小。此结构在载货车后悬架中广泛应 用。 ^ ／ ， L_—一／jl 『 ／ I r_—刁l ，童j二=f—广—十 一’。tj!～J 幽2 图3所示为滑板式钢板弹簧。采用滑板端支架，使钢板弹簧承载后由于曲率半径的增大，接触 点向内移动，缩小扳簧的作用长度而增大刚度，可以获得一定的非线性弹性特性。除非选用很|殳的 滑板，否则难以获得明显的非线性，当然也无法达到等频要求。此结构在重型卡车的平衡悬架中应 用。 图3 图4所示渐变刚度钢板弹簧。这种弹簧也有主、副簧组合而成。在无载状态下，主副簧的自由 曲率半径不同。随着负荷增大，借主簧曲率半径从根部向外逐渐增大，使副簧与其接触的区段增多， 直至完全接触。从弹性特性曲线上可以看出，在副簧未工作前和主副簧全部接触后，均为线性特性， 而中间区段为渐变的非线性特性。当选择的初始点(M)、完全接触点(N)恰当时，可以获得较好的等 频性。此结构在部分微货、轻客上有所应用a 9 图4 2．3．3少片变截面钢板弹簧 少片变截面钢板弹簧(以下简称少片簧)也是一种线性钢板弹簧。它与普通钢板弹簧的区别在 于：普通钢板弹簧每片等宽等厚，利用多片的不等长实现等应力；少片簧仅有l“4片，每片等宽等 K=，利用每片的厚度变化实现等应力。少片簧的特点是：由于片数少可减轻重量30％左右；簧片应 力分布均匀，接近等应力梁，提高材料利用率；大大减少片问摩擦，减轻簧片磨损，提高板簧寿命； 由于对簧片进行特殊工艺处理，可提高簧片设计应力，从而可降低板簧刚度，降低悬架振动频率， 提高整车平顺性。少片簧在国内有所应用，如EQl060前簧，斯太尔板簧等。由于国内材料、工艺的 限制，没能人面积推广。但提高整车性能、减轻自重、降低油耗是所有设计发展的趋势，随着新材 料的研发应用、新工艺的应用推广，少片簧在汽车上的应用将是火势所趋。 图5 3．2．4小结 一般tH{j表征振动的物理量如振动频率、振幅、加速度均方根值、降低舒适性界限(Tcd)等作为行 驶平顺性的评价指标。 恳架是构成汽车的总成之一，一般由弹性元件、导向机构、减振装置等组成。在轻型载重汽车 上，受价格、道路等因素影响，一般采用非独立悬架，钢板弹簧作为弹性元件。 悬架的弹性特性不同直接影响汽车的平顺性。装有线性特性的悬架的汽车不具有等频特性，装 有非线性特性的悬架的汽车才有可能具有等频特性。渐变刚度钢板弹簧具有非线性特性，可使汽车 在不同载荷下都有较好的平顺性。 少片簧因重量轻、设计许用应力高、可降低刚度从而提高汽车平顺性等优势受到业界人士关注a 10 第三章奥铃轻卡平顺性 3．1奥铃轻卡悬架系统 奥铃轻卡是福田公司轻卡车型之一，采用铆接车架，新内外饰lOOP车身，可根据需要匹配汽油 机、柴油机及环保要求的发动机，其动力性、经济性、操稳性、外观造型等在国内轻皋中处于领先 地位。相比之下其行驶平顺性一般，为了进一步提升铃轻卡的竞争力，我们对其平顺性指标重新评 估，对与其性能相关的悬架系统进行分析。 3．1．1奥铃轻卡悬架结构 奥铃轻}前悬架采用普通多片钢板弹簧，与液压双向筒式减振器配合，并采用橡胶缓冲块起缓 冲、限位作用，具体结构见图6。悬架特性为线性弹性特性，板簧伸直长 图6 改进前前悬架 度1140，宽度60，具体结构参数、悬架性能参数见表3 奥铃轻卡后悬架采用渐变刚度弹簧，与液压双向筒式减振器配合，同时采用橡胶缓冲块起缓冲、 限位作用。具体结构见图7。悬架特性为非线性弹性特性，板簧伸直长度1200，宽度70，具体结构 参数、悬架性能参数见表3 图7 改进前后悬架 为了分析奥铃轻卡的平颀性，我们对前后悬架系统进行了理论上的匹配计算，计算结果见表3。 从理论分析来看，该车前／后悬架空车时振动频率2．29／3．41Hz，满载时1．98／2．63Hz，行驶平顺性 指标偏高，实际驾乘感觉一般。我们决定对奥铃轻卡的平顺性进行改进提高。 3 1．2整车质量参数 质量参数表 衰2 【 总质量Kg 前轴荷Kg(单边簧载N)后轴荷Kg(单边簧载N)备注 l整备质量 186l 1187(4885)674 (1980) I满载(1250+6人)3504 1527(6551)1977 (8364) 【非簧载质量 190 270 3．2奥铃轻卡悬架系统改进 3．2．1优化设计的基本原则 a)尽可能降低悬架的同有振动频率 只有降低车身固有振动频率才能缓和路面不平度对汽车的振动和冲击，使汽车能以尽可能高的 平均速度行驶，满足汽车在各种道路状态和载荷条件下都有良好的行驶平顺性。 b)有足够的强度和适当的刚度 由于悬架系统承受和传递着路面作用于汽车的一切力和力矩，足够的悬架刚度和强度保证着整 车的承载能力及可靠性、安全性。 c)满足整车操纵稳定性的需求 操纵稳定性保证汽车具有良好的控制行驶方向的能力，即汽车在高速下急转弯时转向特性不出 现激转(从不足转性变为过度转向)，在直线行驶时不发生摆头和跑偏。 3．2．2优化殴计方案 为了提高整车的平顺性指标，分别对前后悬架系统进行优化，从4种不同的匹配方案中优选一 种，此改进方案考虑到少片簧的应用前景、合理选择了渐变刚度簧的等频特性，具体改进的结构参 新蜃十牛能参数见．表3。 奥铃轻R钢板弹簧优化前后方案对比 表3～＼ 车型一方案 1029AE(S) 1029AG(U)项目＼ 改进前板簧 改进后板簧 备注＼ (普通+渐变刚度) (少片簧+渐变刚度) 板 伸直长x片宽LXB1140X60 1200X60 簧 片数X片厚 nXh 4X9+8=44 3x12=36 参 削 数 夹紧刚度 100 77．8 (自由刚度)(N／mm)(91．76) (70．7) 悬 空 板簧变形 48．85 62．78 架 载 偏频(Hz) 2．29 2．01 满 板簧变形 65．5l 84．2 满载应力(N／mm2) 497．8 447．1 许用应力=350’450 载 偏频(Hz) 1．98 1．74 板 伸赢长“片宽 1200X70 1200170 簧 片数X片厚 9+2XlO+2X15=598+3x7+2x5=59 参 主簧／复合夹紧刚度 后 数 (自由刚度)(N／mm)(89．56／230．3)(46．1／190．3) 悬 空 板簧变形 22 42．95 架 载 偏频(1tz) 3．41 2．44 满 主簧变形 63 86．73 载 主簧／副簧应力(N／rnm2) 393／294 许用应力=450’560 偏频(Hz) 2，66 2．41 注：1029,～E(S)为改进前板簧、车型代号；1029h6(U)为改进后板簧、车型代号。以下同。 以上的改进方案能否取得相应效果，设计意图能否工艺实现，整车平顺性指标在本次改进中确 12 实提高多少，是我们需要进一步验证的问题。 车运动学仿真分析及实际物理样车对比检测。 性试验， 为此，我们分别应用ADMIS软件在计算机内进行了整 同时对改进后的钢板弹簧进行了台架试验及整车可靠 第四章奥铃轻卡整车平顺性仿真分析 4．1平顺性仿真分析的意义 整车平顺性仿真分析是一项技术难度较大、建模十分复杂的系统工程，一般仅应用于对振动和 乘坐舒适性要求较高的轿车、客车和高档载货车。奥铃轻卡是福田公司开发的新一代具有较高档次 的轻型载货汽车，其性能和品质较以往车型均有大幅度的提高，因此对其乘坐舒适性的要求也就较 以往车型更为严格。在车轮及车身系统保持不变的情况下，影响平顺性的主要部件是悬架系。整车 平顺性仿真分析，用以评价采用不同悬架系的车型在路面激励下汽车的振动水平和人体的乘坐舒适 性，通过计算结果的对比，评价两种悬殊架系的性能优劣，为悬架设计、悬架与整车的匹配提供参 考和建议。 4．2汽车动力学仿真软件ADAMS介绍 ADAMS是世界上应用最广泛的晟具权威的机械系统动力学仿真分析软件。用户利用ADAMS软件 可以建立和测试虚拟样机，实现在计算机上仿真分析复杂机械系统的运动性能。 利用ADAMS软件，可以快速、方便的创建完全参数化的机械系统儿何模型。该模型既可以是在 ADAMS软件中直接创建的几何模型，也可以是从其他CAD软件中传过来的造型逼真的几何模型。然 后，在几何模型上施加力／力矩利运动激励。最后执行一组与实际状况十分接近的运动仿真测试·所 得到的测试结果就是机械系统工作过程的运动仿真。 过去需要数星期、数月才能完成的建造和测试物理样机的工作，现在利用ADAMS软件仅需几小 时就可以完成。而且在产品开发的最初阶段，用户就可以知道各种设计方案的样机是如何工作的， 为选择最优的设计，提供依据。 4．2．】ADA^Is／vJew(用户界面模块) ADAMS／View采用Motif界面(UNIX)和Windows界面(NT系统)，从而具有快速的建模能力。 ADAMS／View有自己的高级编程语言，支持命令行输入命令和c++语言，有丰富的宏命令及快捷方便 的图标、菜单和对话框创建和修改工具包。 ADAMS／View是ADAMS系列产品的核心模块之一，是以用户为中心的交互式图形环境，该模块使 用户将便捷的图表操作、菜单操作、鼠标点取操作与交互式图形建模、仿真计算、动画显示、优化 设计、x—Y曲线图处理、结果分析和数据打印等功能集成在一起。 ADAMS／View采用简单的分层方式完成建模工作，可提供丰富的零件几何图形库、约束力／力矩 库，并支持布尔运算，支持FORTRAN／77和FoRTRN／90中所有函数。并可提供13个位移函数、9个 速度函数、8个加速度函数、2个接触函数、3个样条函数、14个力／力矩函数、8个合力／力矩函数、 6个数据元函数、若干个用户子程序函数以及6个常量和变量。 4．2．2ADAMS／Solver(求解器) ADAMS／Solver可以对刚体和弹性体进行仿真研究。为了进行有限元分析和控制系统研究，用户 可要求软件输出位移、速度、加速度和力，也可以要求模块输出用户自定义的数据。可以通过运动 副、运动激励、高副接触、用户定义的子程序添加不同约束。 ADAMS／Soiver是ADAMS系列的核心模块之一，是ADAMS产品系列中处于心脏地位的仿真“发动 机”。该软件自动形成机械系统模型的动力学方程，提供静力学和动力学的界算结果。 4．2．3ADAMS／Car(轿车模块) ADAMS／Car是MDI公司与Audi、B瑚、Renult、Volvo等公司合作开发的整车设计软件包。 集成了在汽车设计、开发方面的专家经验，能快速建造高精度的整车虚拟样机，其中包括车身、悬 架、传动系统、发动机、转向机构、制动系统等，可以通过高速动画直观再现在各种试验_T况下整 车的动力学响应，并输出标志操纵稳定性、制动性、行驶平顺性和安全性等特征参数，从而减少对 物理样机的依赖，仿真时间只是物理样机试验的几分之一。 4．2．4SuspensionDesign(悬架设计软件包) SuspensionDesign包括以特征参数(前束、定位参数、速度)表示的概念是悬架模型。通过 】4 这些特征参数，可以快速确定在任意载荷和轮胎条件下的轮心位置和方向。 应用SuspensionDesign，可以得到与物理样机试验完全相同的仿真试验结果。Suspension Design采用全参数的面板建模方式，借助悬架面板，设计师可提出原始设计方案，在此基础上通过 调整悬架参数来快速确定满足理想悬架特性的悬架方案。 4．2．5其他模块及工具包 ADAMS软件中还具有其他很多模块，如本文还应用了钢板弹簧工具箱(LeafspringtOOlkit)和 轮胎模块(ADAMS／Tire)，为不同行业设置的铁道模块(ADAMS／Rail)、履带／轮胎式车辆 (Tracked／wheeled Vehiche)等 4．3构造整车动力学仿真模型 汽车在行驶过程中，来自路面的激励是影响乘员乘坐舒适性的主要因素，平顺性主要是根据乘 坐者的舒适性来评价，故其又称为乘坐舒适性。汽车以一定的车速驶过随机的路面，路面不平度经 轮胎、悬架、座垫等弹性、阻尼元件和非悬挂质量、悬挂质量构成的振动系统传递到人体，则前后 车桥(非悬挂质量)，车架、车身、货箱(悬挂质量)和人体的振动加速度是平顺性的评价对象，具 体为：对非悬挂质量和悬挂质量用垂向振动加速度均方根值和加速度功率谱密度来进行评价，对人 体用垂向、横向、水平方向振动的加权加速度均方根值或总加权加速度均方根值、振级和暴露时间 来进行评价。 上述评价指标实际上是汽车(系统)在路面(激励或输入)作用下的响应，整个模型就是人一 一车——路闭环系统，整车动力学模型用著名的汽车动力学仿真软件ADAMS／CAR建立，驾驶员控制 器采用ADAMs／CAR提供的PID控制器(MachineContr01)。整车动力学模型由前悬架子系统、后悬 架子系统、转向子系统、动力总成子系统、车身子系统(包含驾驶室、车架、货箱、驾驶员、乘员)、 传动轴、前后轮胎子系统和制动子系统装配而成，而各子系统根据汽车部件模板生成。 4．3．1前板簧 BJl029AE(S)、BJl029AG(U)两种车型的前悬架系板簧不同，具体参数如表4、表5 表4 BJl029AE(S)前板簧参数 片序 伸南长度[mm] 宽度[M] 片厚[Ⅻ] 半径(自由状态)[mill] 1 1140 60 9 2900 2 1150 60 9 2235 3 790 60 9 2000 4 520 60 9 16lO 5 250 60 8 1560 表5 BJl029AG(U)前板簧参数 片序 伸直长度[Rlm] 宽度[mm] 片厚[mm] 半径(自由状态)[Ⅲm] i 1200 60 12 2007．48 2 1200 60 12 1479．60 3 1200 60 12 1418．71 BJl029AE(S)、BJl029AG(u)车型的前板簧模型如图8、图9所示 图8 BJl029AE(S)前板簧模型 图9 BJlf)29AG(U)前扳簧模型 BJl029AE(S)、BJl029AG(u)两种车型的前板簧的力～变形曲线和刚度～变形曲线计算结果如 图10 a) 图10 b) BJl029AE(s)板簧力～变形曲线BJl029AE(s)扳簧刚度～变形曲线 爱ii譬i| ／ ／ 图1l—a) 图11一b) BJl029AG(U)板簧力～变彤曲线 BJl029A6(U)板簧刚度～变形曲线 6 对上述两种车型前板簧刚度f}}l线进行平均处理，则两种车型前板簧的刚度数值如表4所示。 车型 剐度[N／ram] BJl029AE(S) 96 BJl029AG(U) 81 4 32后板簧 BJl029AG两种车型的后悬架系板簧不同，具体参数如表7、表8J折示 袁7 Bfl029AE(S)后板簧参数 片 伸直K度[rm] 宽度[mm] 片厚hm] 半径(自由状态)[m叫 序 l 1200 70 9 3050 2 1204 70 10 2265 3 1000 70 IO 2080 4 840 70 16 5510 5 440 70 14 3225 表8 BJl029AG(u)后板簧参数 片序 伸直长度[mm] 宽度[m] 片厚[mm] 半径(自由状态)[iillll] l 1200 70 8 194963 2 1200 70 7 1725．03 3 1082 70 7 1671．30 4 960 70 7 1624．51 750 70 15 3756．91 6 400 70 15 2596．12 BJl029AG(u)车型的后板簧模型如图12和图13所示 图12BJl029AE(S)后板簧模型 图13BJl029A6(u)后板簧模型 7 BJl029AES、BJl029AG车型的后板簧的力～变形曲线和刚度～变形曲线计算结果如F图所示 ≯ 一 Z 1ⅢH● 7 ／ Ⅲ_ ∥ ／ ， 图14a) BJl029AE(S)板簧力～变形曲线 剀14一b) BIl029AE(S)板簧刚度～变彤曲线 |跏 一—竺竺兰竺璺竺!—————一|E霉画圃 }1 I唧_⋯ 叫!r—l |{f| l卜 |11‘㈡刊 {：乞■—1-—■磊■——i—一二 5Ji029kG(u)扳簧力～变形曲线 对上述两种车型后板簧刚度曲线进行平均处理 BJ]029AG(u)板簧剐度～变形曲线 则刚度数值如表8所示。 8 表9后板簧的刚度数值 刚度[N／ram] 车型 副簧不起作用 副簧起作用 BJl029AE(S) 124 253 BJl029AG(U) 72 150 由于悬架系刚度对汽车平顺性的影响至关重要，因此在进行整车平顺性仿真之前，一定要清楚 地了解悬架的刚度特性，这是整车分析的基础。下面在整车计算中，将更深入地分析不同悬架的匹 配方案对平顺性的影响。 4．33转向系和前悬架系 4．3．3．1转向系 两种车型的转向系相同，转向器类型来循球式，传动比为28。具体外形结构见数模 4．3．3．2减振器 悬架系统中，除钢板弹簧外，减振器的特性与选架的匹配也很重要。在本次改进中为了更突出地 验证钢板弹簧特性对整车平顺性的影响，减振器性能保持不变。改进前后减振器相同t其力与速度 的关系曲线如图21所示。 。⋯。晨裟：翟：=：蔷，：裂匕一。-』／ ：∥／ |一。 “ ／。 ／ ， √， 一—，—，● ⋯一 ～磊⋯⋯I口“卜1 ⋯⋯⋯⋯nd) ～h山“p卜·- 图16减振器力与速度的关系曲线 BJl029AE(s)、BJl029AG(u)两种车型的转向系和前悬架系模型如以下各图所示 图17BJl029AE(s)转向系和前悬架系模型 19 图18BJl029AG(u)转向系和前悬架系模型 4．3．4传动轴和后悬架系 两种车型的后桥传动比不同，BJl029AE(S)为5．125，BJl029A6(U)为5．571。 BJJ029AE(s)、BJl029AG(U)两种车型的传动轴和后悬架系模型如以下备图所示。 图19BJl029AE(s)传动轴和后悬架系模型 20 图20 BJl029AG(U)传动轴和后悬架系模型 4．35动力总成系 动力总成根据汽车行驶时的道路阻力、风阻等负载扭矩和驶驶员的指令(匀速行驶、加速 行驶、制动)，适时地调整油门开度，以发动机的外特性曲线为边界条件，进行插值计算，在变速器 的输出轴上输出动力扭矩，以满足负载扭矩和驾驶员的指令需要。发动机的外特性曲线如图21所示。 图21发动机的外特性曲线 两种车型动力总的变速器传动比相同，如表10所示。 表10BJl029AE(s)、BJl029AG(u)变速器传动比 档位 传动比 一档 5．594 二档 2．814 三档 1．660 四档 1．O 五档 0．794 BJl029AE(S)、BJl029AG(U)两种车型的动力总成相同，模型如图22所示。 2 图22动力总成模型 4．3．6轮胎 BJl029AES、BJl029AG两种车型的轮胎均为7．00—15LT，轮辋为5．50F，前后轮均为单胎，前 轮单侧载荷为790／(g，后轮单侧载荷为940Kg。由于轮胎动学模型特性参数需由实试测试确定，而汽 车所目前还没有进行该项实验，因此在仿真模型中轮胎特性参数由经验公式求解确定，前后轮胎具 体数据如表11所示，轮胎模型如图23所示。 表11前后轮胎参数 参数名称 前轮 后轮 自由半径[mm] 375．0 3750 胎宽[mill] 200．0 200．0 扁平率[％] 0．92 0．92 径向刚度[N／rnm] 464．4 476．6 径向阻尼[N．sec／mm] 4．6 4．7 滚动阻尼系数 0．019 0．019 纵向滑移刚度[N] 77000．0 92000．0 侧偏刚度[N／deg] 530．0 707．2 )I-Y顷N度[N／deg] 132．5 176．8 图23轮胎模型 4．3．7路面 按照GB／T4970——1996“汽车平顺性随机输入行驶试验方法’’的要求，试验道路为两种路面： 沥青路(其路面等级符合GB7031规定的B级路面)，砂石路(其路面等级符合6B7031规定的C级 路面)。砂石路为越野车、矿用白卸车的优选路面，沥青路为其余类型汽车的优选路面，BJl029系 列属于轻型载货汽车，因此在仿真模型中采用B级路面。路面模型如图24所示。 图24B级路面模型 4 3．8车身系 在车身模型中考虑了驾驶室、货箱、车架和人体(驾驶员及乘员)，人体与座椅之间用弹簧、阻 尼单元将人体联接在座椅上。车身系模型如图25所示。 图25车身系模型 4．3，9质量参数 质量对汽车平顺性至关重要，因为质量直接影响汽车和人体的频率响应特性。两种车型均为满 载状态，其主要的大质量部件的质量如表12所示。 表12质量参数 23 名称 质量[Kg] 前桥 100 后桥 150 车身(包含驾驶室、车架、 2300 货箱、货物) 人体 65 车轮 20 动力总成 300 整车 3458 前轴 1578 轴荷分配 后轴 1880 4．4计算结果 根据GB／T4970——1996“汽车平顺性随机输入行驶试验方法”的要求，在B级路面上货车试 验车速为40、50、60、70、80Km／h，常用车速为60Km／h，因此，两种车型均进行40、50、60、70、 80Km／h匀速行驶仿真计算。评价指标为汽车以上述车速匀速行驶，在B级路面不平度激励下的前桥、 后桥、驾驶员座椅下方地板和后桥上方货箱地板的垂向加速度均方根值，人体(驾驶员)在纵向、 横向、垂向的加速度均方根值和加权加速度均方根值。由于数据较多，这里仅给出BJl029AES以 60Km／h行驶时，其前桥、后桥、驾驶员座椅下方地板和后桥上方货箱地板和驾驶员的垂向加速度时 间历程及其功率谱图，两种车型的具体评价指标如表13、表14所示a 图26BJl029AE(s)前桥垂向加速度时间历程及其功率谱图(60Km／h) 图27BJl029AE(s)后桥垂向加速度时间历程及其功率谱图(60Km／h) 图28 BJl029AE(S)驾驶员座椅下方地板垂向 加速度时间历程及其功率谱图(60Km／h) 图29BJl029AE(S)后桥上方货箱地板垂向 加速度时间历程及其功率谱图(60Km／h) 表13BJl029AE(s)平顺性评价指标 —～——～ 车速 40Km／h50Km／h60Km／h70Km／h80Km／h指标———＼ 前桥垂向加速度均方根值[mm／sec2] 1739l 2032．72298．82758．534202 后桥垂向加速度均方根值[Illm／sec2] 1079．21261 1426．21681．52028．3 驾驶员座椅下方地板垂向加速度均方根值 601．儿 699．1378386 895．811038．4 [mm／sec2] 后桥上方货箱地板垂向加速度均方根值 830．42942．491013．4 1132 1271．4 [mm／sec2] 驾驶员纵向加速度均方根值[mm／sec2] 72．35 82．91 96．34 120．671316 驾驶员横向加速度均方根值[mm／sec2] 1．88 2．33 2．83 3．93 7 0 驾驶员垂向加速度均方根值[mm／se02] 566．18655．07736．2 842．7993．75 驾驶员纵向加权加速度均方根值[ram／see2]40．67 49．83 58．82 75．05 68．33 驾驶员横向加权加速度均方根值[mm／sec2] 0．973 1．125 1．317 1．465 1．819 驾驶员垂向加权加速度均方根值[mm／seo2] 394．2 445．1 499．2 578．8 637．1 驾驶员总加权加速度均方根值[mm／sec2]398．3 450．5 505．9 588．3 644．2 驾驶员垂向振级[dB] llL9l 112．97113，97115，25116．08 驾驶员“舒适降低界限”的暴露时间[hour]3 36 2．64 2．10 1．56 1．29 表14B71029AG(u)平顺性评价指标 ■嘉～～堡 40Km／h50Km／h60Km／h70Km／h80Km／h 前桥垂向加速度均方根值[mm／sec2]1858．52164．32442．63321．83739．3 后桥垂向加速度均方根值[mm／sec2]1300．91529．21730．22282．82513．2 驾驶员座椅下方地板垂向加速度均方根 544．34628．99707．85889．15956．23 值[mm／sec2] 后桥上方货箱地板垂向加速度均方根值 695．81779．74851．831019．91072．7 [1llln／s@c2] 驾驶员纵向加速度均方根值[mm／sec2]67．58 77．61 88．01 120．81 t44．51 驾驶员横向加速度均方根值[mm／sec2]1．26 1．36 1．68 3，85 6．96 驾驶员垂向加速度均方根值[mm／sec2]501．86570．19641．15793．47877．66 驾驶员纵向加权加速度均方根值 40．87 48．80 56．03 73．899 87．46 [mm／sec2] 驾驶员横向加权加速度均方根值 0．78580．806 1．13l 2．556 5．430 [1nlll／sec2] 驾驶员垂向加权加速度均方根值 357．2 398．8 446．3 556．6 580．1 [mm／sec2] 驾驶员总加权加速度均方根值[mm／sec2]361．8 404．6 453．1 566．1 592．9 驾驶员垂向振级[dB] 111．06112．0l 112．99114．91 115．27 驾驶员“舒适降低界限”的暴露时间 4．10 3．29 2．62 1．69 1．55 [hour] l、两种车型前桥垂向振动加速度均方根值对比如图31所示。 (由于作仿真及试验时选用了两种改进方案，在下面图表中出现的1029AE车型，仅参考) 4000 3500 譬3000 蛊 窀2500 2000 1500 40 50 80 70 80 Km／h 图3l前桥垂向振动加速度均方根值 2．两种车型后桥垂向振动加速度均方根值对比如图32所示。 图32后桥垂向振动加速度均方根值 从图31、图32可以清晰地看出，在40Km／h～80Km／h范围内，BJl029AE(s)车型前、后桥的 加速度均方根值均处于较低的水平。在60Km／h以上时，BJl029AG(u)前后桥加速度均方根值虽然 随车速的增加而稳定上升，但其前后桥的总体振动水平仍明显高于BJl029AE(S)。 3．两种车型驾驶员座椅下方地板垂向振动加速度均方根值对比如图33所示。 40 50 60 70 80 Km／h 图33驾驶员座椅下方地板垂向振动加速度均方根 4．两种车型后桥上方货箱地板垂向振动加速度均方根值对比如图34所示。 60 70 80 Km／h 图34后桥上方货箱地板垂向振动加速度均方根 从图33可以看出，在40Km／h～80Km／h范围内BJl029AG(U)驾驶员座椅下方地板加速度均方 根值与BJl029AE(s)较低，各速度均有改善。 从图34可以看出，在40Km／h～80Km／h范围内BJl029AE(s)后桥上方货箱地板加速度均方根 3300 2800 2300 1800 1300 800 40 50 60 70 80 湖瑚㈣㈣喜；黜瑚㈣姗 O5O4 0 O O 0 O 0 O O∞∞m∞鲫蛐∞∞ 值明显高于BJ]029AG(U)。 5．驾驶员垂向振动加速度均方根值对比如图35所示。 1000 900 N ‘o 800 o ∞ j700 口 600 500 40 50 60 70 80 Km／h 图35 驾驶员垂向振动加速度均方根 6．驾驶员垂向振动加权加速度均方根值对比如图36所示。 650 600 N550 §500 售450 400 50 60 70 驾驶员垂向振动加权加速度均方根 从图35、图36可以看山，在40Km／h～80Km／h范围内BJl029AG(u)驾驶员垂向加速度均方根 和加权加速度均方根均低于BJl029AE(s)。出现这种情况的原因是由于BJl029AG(u)的前后板簧 刚度相对BJl029AE(S)而言较低，且其前后板簧刚度分配较为合理。 进一步分析可以发现，改善人体的乘坐舒适性和降低前后桥的振动是相互矛盾的，从上述的图示 中可以看出，在40Km／h～80Km／h范围内和BJl029AG(u)驾驶员垂r句／Jn速度均方根和加权加速度 均方根虽然均低于BJl029AE(s)，但是其前后桥的振动水平相对较高。 4．5小结 通过建立BJl029AES、BJl029AG两种车型的整车动力学模型，分析了两种车型在B级随机路面 上分别以40、50、60、70、80Km／h匀速行驶时的振动情况，分别对两种车型的非悬挂系(前后车桥)、 悬挂系(驾驶员座椅下地板和后桥上方货箱地板)、人体(驾驶员>的振动加速度均方根值乖』人体的 加权加速度均方根值、振级、“舒适降低界限”的暴露时间等进行了对比评价，结论如下： 1．对非悬挂系而言，BJl029AG(u)的振动水平相对BJl029AE(s)要高。 2．对悬挂系而言，在驾驶员座椅下方地板处， BJl029AG(u)在60Km／h以下时其振动低丁二 BJl029AE(S)，在后桥上方货箱地板处，BJl029AE(s)振动要高于BJl029AG(u)。这是由于BJl029AG (U)扳簧刚度较小、BJl029AE(s)板簧刚度相对较大造成的。 3．对人体而言，BJl029AG(U)的乘坐舒适性要好于BJl029AE(S)，这是由于BJl029AG(u) 的前后板簧刚度相对而言较小且前后板簧刚度匹配较为合理。 ∞如图 0踮 因此总体而言，在平顺性方面BJl029A6(U)性能明显优于BJl029AE(s)。整车平顺性仿真分 析的结果与理论设计是一致的。 5．1样车及试