基于虛擬樣機的空氣懸架大客車平順性仿真分析

董吉亮

（中國公路車輛機械有限公司，北京 100023）

汽車作為一個復雜的多自由度振動系統，定量分析和評價平順性的關鍵在于建立一個基本反映車輛實際使用工況而又不太復雜的理想力學模型。本文應用多體動力學軟件建立了空氣懸架大客車96自由度整車動力學模型，通過對整車平順性試驗的仿真，考慮了空氣彈簧的非線性力學特性和減振器的非線性阻尼特性，運用數值方法進行處理并加入到整車模型中，使整車模型更精確、可靠。在路面時域輸入信號的仿真過程中，充分考慮車輛對路面激勵信號的輪距相關和軸距滯后作用。在對空氣懸架大客車的滿載工況下整車平順性仿真分析完成后，進行了實車的道路試驗。通過道路試驗和仿真結果的對比，驗證了模型的可信性。

1 整車系統多體動力學模型的構建

1.1 整車拓撲結構分析

研究對象的構造主要包括車身、車架、轉向系統、前后非獨立空氣懸架、前后橋、動力總成和車輪等，在UG中將整車三維CAD模型轉換為ADAMS的多體模型，轉換過程中將連接在一起，且相互間無相對運動的物體定義為一個剛體。將模型傳輸到ADAMS/View中，加入鉸鏈、約束、前后空氣彈簧仿真模型、前后減振器仿真模型和路面模型，最后組成整車多體系統仿真模型。該模型主要部件連接的拓撲關系見圖1[1-2]。

該模型由50個物體（含地面）、10個轉動鉸、11個球鉸、4個移動鉸、15個固定鉸、1個原始鉸和4個運動副組成。系統自由度為DOF=（50-1）×6-10×5-11×3-4×5-15×6-1×1-4×1=96。

1.2 建模過程中的其他要素

1）建立輪距相關，軸距滯后的B級路面時域激勵信號，通常是把測量得到的大量路面不平度隨機數據，經數據處理得到路面功率譜密度Gq(n)，一種被普遍接受的路面功率譜為

式中：n為空間頻率，它是波長的倒數，表示每米長度中包含的波數，單位為m-1；n0為參考空間頻率，n0=0.1m-1；Gq(no)為參考空間頻率下的路面譜值，稱為路面不平度系數，單位為m3；ω為頻率指數，確定每段功率譜斜線的斜率，取值由路面譜的頻率結構確定[3]。

為了分析方便，通常把空間頻譜函數轉換為時間頻譜函數。設車速為u，則空間與時間頻譜之間的轉換關系為Gq（f）=Gq（n）/u

式中:f為時間頻率，Hz；u 為汽車行駛速度，m/s；n 為空間頻率,它是波長的倒數,表示每米長度中包含的波數，m-1；空間頻率n與時間頻率f之間的關系為f=un。

路面文件的生成流程：選取路面等級→輸入路面不平度系數Gq（no）→確定空間頻率范圍→生成空間位移功率譜密度→生成時間位移功率譜密度→計算時間歷程的路面不平度→生成路面節點和單元→生成路面文件。

2）建立適于平順性分析的輪胎仿真模型[4]，在ADAMS／Tire中，存在著五種用于動力學仿真計算的輪胎模型，即缺省的 Fiala模型、UA（University of Arizona）模型、SMITHERS模型、DELET模型和用戶自定義模型。本文仿真步長為0.01s，這在ADAMS/Tire模塊中是無法實現的。本文是對整車進行平順性評價，忽略了側向振動而只考慮了垂直振動，所以本文采用ADAMS中的SFORCE力元素來建立輪胎模型，建模中采用IMPACT沖擊力函數來模擬輪胎與地面的作用力。模型中只考慮了輪胎與地面間的垂向力。

3）建立空氣彈簧大客車整車平順性試驗仿真模型；求取前橋、前車架、后橋和后車架共4個測點的加速度響應值。圖2為平順性仿真運算過程圖。

2 整車系統的平順性仿真

在平順性分析中，非懸掛質量、懸掛質量和人體的振動加速度的均方根值是平順性評價的客觀物理量。根據ISO2631“人體承受全身振動的評價指南”要求，人體對不同振動方向、不同振動頻率的敏感程度不同，人體的胸—腹系統在垂直振動4 Hz～8 Hz、水平1 Hz～2 Hz范圍內會出現明顯的共振，這是人體對振動最敏感的頻率范圍。

平順性分析對人體而言，根據人體在垂直方向和水平方向的振動加速度（客觀物理量），按照人體對振動反映的敏感程度不同（主觀評價），分別對垂直方向和水平方向振動加速度的功率譜密度進行頻率加權，用1/3倍頻帶中最大的加權加速度均方根值或總加權加速度均方根值來進行評價；對非懸掛質量（如車橋）和懸掛質量（如車身地板）采用其加速度均方根值來進行評價[5-6]。在本仿真模型中，對前后車橋、車架用加速度均方根值來進行評價。

1）穩定車速為50 km/h、B級路面、滿載工況的仿真計算結果見圖3。

圖3的上半部分是前橋的垂直方向振動加速度時間歷程；下半部分為加速度的功率譜密度（以下均同）。前橋垂直方向振動加速度的均方根值為2450 mm/s2，加速度的功率譜密度的最大峰值處頻率為9.01Hz，對應的峰值功率譜密度值為1.269×106mm2/s3。

2）前底板垂直方向的振動加速度及加速度自功率譜密度見圖4。

從圖4下半圖中可以看出，曲線有一較大峰值和一個較小峰值，兩峰值處的頻率分別為1.28 Hz、8.92 Hz，對應的峰值分別為1.241×105mm2/s3、7250 mm2/s3。前底板垂直方向振動加速度的均方根值為507.8 mm/s2。

3）后橋垂直方向的振動加速度及加速度自功率譜密度見圖5。

從圖5下半圖中可以看出，曲線最大峰值處的頻率為8.94 Hz，對應的峰值為1.735×106mm2/s3，后橋垂直方向振動加速度的均方根值為2852 mm/s2。

4）后底板垂直方向的振動加速度及加速度自功率譜密度見圖6。

從圖6下半圖中可以看出，曲線最大峰值處的頻率為2.076 Hz，對應的峰值為2.041×105mm2/s3，后橋垂直方向振動加速度的均方根值為625.79 mm/s2。

3 平順性道路試驗

裝空氣彈簧懸架的大客車在瀝青路面上進行整車平順性試驗，以驗證仿真分析的正確性。該試驗主要測量客車前車架、前橋、后車架和后橋垂直方向的加速度響應值，選取被測點的原則：該點能較好地反映系統的振動，并且易于安裝加速度傳感器[7-8]。本次試驗選取的四個測點：前車橋上平面中心離左導向臂內側3 cm處；前縱梁下平面中心離左導向臂內側6 cm處。后車橋上平面中心離左導向臂內側3 cm處；后底板下平面中心離左導向臂內側6 cm處。將加速度傳感器安裝在所選定的四個位置，保證傳感器與汽車連接可靠[9]。

試驗路面采用的是平順性試驗專用試驗路，路面要求符合汽車平順性隨機輸入試驗方法中規定的要求，路面等級符合GB 7031-1986[10]規定的B級路面。試驗在滿載工況下進行，使用水桶加載，固定靠牢，遵守標準[11]和[12]的要求。試驗車速為勻速50 km/h。樣本記錄長度不短于3 min。

將記錄下的四個測點的加速度響應的時間和歷程通過《CDSP振動信號采集、處理和分析》軟件進行處理，得出各測點的加速度自功率譜密度曲線分別為圖7-10。

從圖7-10可以看出，以上四點垂直方向的加速度功率譜密度的最大峰值分別為1.53×106mm2/s3、1.4×105mm2/s3、1.45×106mm2/s3、1.8×105mm2/s3；對應的頻率分別為 8.8 Hz、1.8 Hz、10 Hz、1.8 Hz。

同時，也可看到前橋和前底板、后橋和后底板的振動加速數據差異大，原因是由于懸架的減振作用使得車轎和輪胎的運動各程和頻率要遠遠大于車架（即底板）的，尤其是空氣懸架客車，差異會更大。這也表明空氣懸架車輛的平順性和舒適性更好。

將仿真結果和試驗結果作對比，兩者對應的功率譜圖十分近似，并且變化趨勢基本一致，但也存在差別。這主要是因為[13]：

1）仿真模型未將客車車架作為彈性體處理，實際上該整車跨度較大（軸距為5.9 m），車架的剛度較低，這樣的模型誤差勢必導致理論分析與試驗結果的偏差。

2）動力總成在平順性分析中是一個重要的振源。由于條件所限，本文未能獲得動力總成的慣性參數及發動機懸置的剛度特性，所以在仿真模型中未考慮動力總成的影響，這也造成仿真結果與試驗結果存在差別。

3）實際汽車的側向振動對垂直振動有影響，在仿真中這個因素也未予考慮，將會帶來偏差。

4 結束語

本文主要探討應用多體系統動力學軟件建立空氣懸架大客車整車動力學仿真模型的可行性。通過仿真結果與試驗結果的對比，證明本文所建動力學仿真模型是正確的。因此，通過在虛擬環境中建立空氣懸架大客車的虛擬樣機，對其整車平順性進行預測，為空氣懸架大客車的設計和改進提供可靠的依據是可行的[14]。

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[3]張洪欣.汽車設計[M].北京：機械工業出版社，1998.

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[6]郭延輝.低地板城市客車空氣懸架設計[J].客車技術與研究，2008，30（6）：15-17.

[7]宋傳學，蔡章林，安曉鵑.車輛平順性的虛擬仿真及試驗[J].吉林大學學報：工學版，2007，（2）

[8]何仁，孫麗.輕型客車平順性優化設計與試驗評價[J].重慶理工大學學報：自然科學版，2010，（10）：13-17.

[9]張越今.汽車多體動力學及計算機仿真[M].長春：吉林科學技術出版社，1998.

[10]GB 7031-1986，車輛振動輸入路面不平度表示方法[S].北京：中國標準出版社，1986.

[11]GB/T 4970-1996，汽車平順性隨機輸入行駛試驗[S].北京：中國標準出版社，1996.

[12]QC/T474-1999，客車平順性評價指標及限值[S].

[13]張雙利，程崇.淺談汽車平順性對懸架系統的要求[J].科協論壇(下半月)，2010，（2）

[14]尹健，龔運環.虛擬樣機技術在透平實驗平臺位移機構中的應用[J].四川兵工學報，2011，（7）：115-116.