某越野车车身结构强度有限元分析与平顺性研究硕士学位论文

某越野车车身结构强度有限元分析与平顺性研究硕士学位论文第1章绪论11研究背景及意义汽车这一被人们称之为“创造时空价值的现代化加速器”的交通工具，正越来越大的改变着人类的社会生活。它的生产能力代表了一个国家制造业整体发展水平。而我国汽车工业经过改革开放三十多年的艰难探索，从开始的引进技术、合资生产到现在拥有自主品牌的国产车。在规模和品种方面不断缩小了与世界先进汽车制造业的差距。但是在科技含量，保护环境，人文关怀层面我们和国外先进汽车制造业还有很大的差距。如何缩短我们新车型的研发周期；如何保证安全性能的前提下降低企业成本；如何提高乘客的舒适性及整车的平顺性，是亟待解决的难题，也是制约中国汽车行业发展的“瓶颈”所在。随着人们生活水平的提高，汽车已不在是一种奢饰品而走进千家万户，成为人们出行所选的重要的交通工具之一。这就使得越来越多的用户关注汽车的乘坐舒适性和安全性，因此这两项指标舒适性、安全性也成为了现代汽车设计中两大焦点问题。车身作为汽车的主要承载部件，它承受着来自道路激励、载重货物自重和颠簸惯性载荷等各种力的作用。良好的车身结构是汽车安全性的重要保证。特别是越野车，它经常处于极其恶劣的工作环境，如低温、低压、坏路甚至是无路的条件下处行驶。该车所载的仪器设备需要一个相对稳定的环境。因此，在新车型的设计阶段，对车身结构和整车性能在各种路况下行驶的平顺性和通过性是否符合人们的要求，而进行动力学仿真计算是非常必要的。随着计算机技术的发展，CAD/CAE技术在汽车行业得以广泛的应用，使得对车身这一大型结构的计算成为可能。以国内某汽车研制中心所开发的新型三轴越野车为对象，利用有限元数值分析技术和动力学仿真技术，解决了手工计算根本无法解决的问题。通过车身建模、动静态分析计算，获得该越野车承载特性和模态特性的参数，找出车身强度的薄弱环节和危险部位，为结构的改进设计和新车型的研究提供了理论依据。另外，三轴车的平顺性一致以来都很差，而且对三轴车平顺性研究又比较少。因此对三轴车平顺性进行仿真研究，对提高和改善驾驶员和乘客的舒适度都具有重要的实际意义。再者，针对越野车的实际使用工况，进行越障和跨沟壕试验，对越野车通过性能的评价提供了理论参考。总而言之，基于CAE技术的计算与仿真，对缩短新车型的研发周期，降低企业的生成成本都有实际的意义。12国内外车身研究现状121国内车身研究现状国内在车身CAE方面的研究已有不少学者做了大量有意义的工作。早在二十世纪七十年代末，长春汽车研究所的谷安涛教授等人建立了车架的有限元模型，并进行了分析计算1。当时研究工作主要集中在车架分析及用梁单元模拟大客车骨架来计算车身的强度。随着计算机技术的发展，有限元在车身结构分析上得到了更为广泛的应用。合肥工业大学的曹文刚教授等人建立了全承载客车车身骨架结构的量体混合有限元模型，对应力场、位移场和低阶模态进行计算与分析，找出了结构刚度和强度的薄弱环节。并通过电测试验结果验证了所建立的有限元模型的正确性。2乔淑平等人用有限元法对某轿车白车身的弯曲刚度和扭转刚度进行研究3。从轻质量、高刚度角度出发建立了细化的网格模型，找出对整个白车身刚度影响比较敏感的零部件，并在综合考虑各种因素情况下提出改进刚度的方案。上海交通大学的胡志远博士等人建立某国产轻型客车车身刚度有限元分析模型,确定有限元模型的边界条件及分析载荷,并对有限元模型进行试验验证4。吉林大学的陈志勇博士等人在客车车身的有限元模型的基础上进行了模态分析，并通过试验验证了计算结果的准确性，表明所建立的车身有限元模型能够很好的反应原车身结构的振动特性5。江苏大学朱茂桃教授等人对某车辆车身进行了计算模态分析,得到其计算振频以及相应的振型,并通过试验得到试验模态频率及振型,对计算模态和试验模态进行振型相关性分析,将有限元的动态分析与试验数据有机地结合起来,验证了车身有限元模型,为车身结构设计提供了依据6。合肥工业大学的高玉华博士运用优化设计与硬件在环分析相结合的方法，提出硬件在环白车身优化设计方法，建立硬件在环轿车白车身优化设计流程，并进行了基于不同优化目标的白车身硬件在环优化设计7。总而言之，国内对客车和轿车车身结构强度和刚度的分析已做了大量工作，取得了可喜的成绩，但是对越野车的车身安全性的研究却做的很少。另外由于软硬件对模型规模的限制，模型的网格细化程度不够，因而结构的刚度特别是强度的计算结果还比较粗略，与工程实际结果有一定的差距。122国外车身研究现状70年代以来，随着高速大容量计算机的出现和美国宇航局结构分析程序NASTRAN的成功开发，美国几家大的汽车公司开始了汽车结构设计的革命，运用有限元技术对车身结构进行静、动态分析。福特公司在当时采用了NASTRAN软件中的板、梁单元模拟车身，对其进行静态分析，从而找到了车身结构的高应力区，并对其结构进行改进。日本五十菱汽车公司在80年代末已将有限元技术应用到车身设计的各个阶段，从最初设计阶段的粗略模型到设计中、后期的细化模型，分析的范围包括强度、刚度、振动、疲劳及形貌和质量的优化。丰田中央研究所（TOYOTACENTRALR乘员舱车窗侧板变形严重，出现二阶弯曲模态；后门框有大的弯曲变形，驾驶舱顶板也有大的弯曲变形其它部位变形不明显。第六阶振型如图310所示，振型主要出现在乘员舱的后门框处；乘员舱顶板和驾驶舱顶板都有弯曲变形，其它部位的变形不明显。如图311所示正对称车身第七阶振型，驾驶舱顶板有大的弯曲变形；后门框出现纵向摆动；动力舱斜侧板有扭转变形；前挡风玻璃安装位置有大的变形，另外动力舱最前端的铅垂板有扭转变形。第八阶振型如图312所示，动力舱斜侧板和动力舱顶板边缘有弯扭组合变形；乘员舱顶板的变形最大；驾驶舱前板有大的弯曲变形；乘员舱隔板出现二阶弯曲模态；乘员舱顶板和车窗侧板都有明显的变形。车身正对称模态如图313所示，车身出现变形的部位很多，乘员舱和驾驶舱顶板都有大的变形，前挡风玻璃所在钢板也有明显的变形，乘员舱和动力舱底板都有变形，车身有绕横向弯曲的趋势。第十阶振型如图314所示，整个车身都有变形，乘员舱和驾驶舱顶板的变形最大，乘员舱顶板出现四阶模态，驾驶舱顶板出现一阶模态；驾驶舱车窗侧板有弯曲变形，其中以中部的两个车窗位置变形最大；后门框有变形；整个车身有明显的弯曲变形。图35车身正对称第一阶振型图36车身正对称第二阶振型图37车身正对称第三阶振型图38车身正对称第四阶振型图39车身正对称第五阶振型图310车身正对称第六阶振型图311车身正对称第七阶振型图312车身正对称第八阶振型图313车身正对称第九阶振型图314车身正对称第十阶振型反对称振型如图315324所示。在反对称约束条件下，第一阶振型如图315所示，车顶后端有绕车底板纵轴线扭转的趋势；乘员舱底板铅垂摆动。第二阶振型如图316所示，乘员舱隔板的局部模态，出现一阶振型，其余部位振动不明显。第三阶振型如图317所示，动力舱侧板和顶板边缘板都有弯扭组合变形；动力舱最前端铅垂板出现扭转变形。第四阶振型如图318所示，乘员舱后门框变形最大，出现一阶振型乘员舱顶板有弯曲变形。第五阶振型如图319所示，振动主要出现在动力舱隔板，其它部位没有明显的振幅。第六阶振型如图320所示，以乘员舱后门框的变形为主，出现一阶弯曲模态；乘员舱顶板有弯曲变形；乘员舱后部车窗板有变形；其它部位变形不明显。第七阶振型如图321所示，振型主要出现在乘员舱顶板，出现二阶弯曲模态；乘员舱车窗侧板有大的变形，且前部两个车窗与后部两个车窗的变形趋势相反；驾驶舱顶板有弯曲变形；乘员舱斜侧板有弯曲变形。反对称第八阶振型如图322所示，振型主要出现在乘员舱顶板和车窗侧板，与乘员舱隔板相邻的窗框变形最大，靠近后门框的两个窗框变形相对较小，驾驶舱顶板和乘员舱斜侧板都有变形；乘员舱隔板和侧板都有弯曲变形。第九阶振型如图323所示，动力舱顶板边缘板弯扭组合变形，其侧板被拉伸，动力舱斜侧板有弯曲变形；乘员舱隔板有二阶弯曲变形；乘员舱车窗板后部有弯曲变形，其它部位变形不明显。第十阶振型如图324所示，车身的大部分的变形区域分布在乘员舱，隔板出现二阶弯曲变形，乘员舱车窗板出现四阶弯曲变形，顶板和斜侧板都有明显的弯曲变形；动力舱只有顶板边缘板有弯曲变形，其余部位变形不明显。图315车身反对称第一阶振型图316车身反对称第二阶振型图317车身反对称第三阶振型图318车身反对称第四阶振型图319车身反对称第五阶振型图320车身反对称第六阶振型图321车身反对称第七阶振型图322车身反对称第八阶振型图323车身反对称第九阶振型图324车身反对称第十阶振型32车身动态响应分析越野车在行驶过程中总是处于动态的工况下，受到路面不平等随机激励的作用。仅仅通过静力学分析并不能够真实的反应汽车在行驶工况下的受力情况。4动态分析克服静态分析的局限性，强调从车身结构的整体出发，是一种现代的设计方法。越野车受到来自路面的激励而产生振动，如果模型部位设计不合理，由于振动产生的弯曲、扭转等变形，将会造成某些部位的疲劳破坏甚至断裂，这种情况下不仅影响越野车平顺性，还对车身及乘客的安全造成威胁。321动态响应分析理论个自由度系统的振动微分方程的求解大致可以分为两类，坐标变换法和N直接积分法。坐标变换法中常见的一种是模态振型叠加法。纽马克法是一种直接积分法。NEWMARK法属于直接积分法，是一种应用的最为广泛的隐式算法。它不进行运动方程的变换而直接逐步积分。在的时间区域内，NEWMARK积分方TT法采用下列假设5，即（34）1TTTTAA（35）22TTTT其中，和是按照积分精度和稳定性要求决定的参数。另外，和取不同的数值则代表了不同的积分方案。当和时，式（34）和（31625）相应于线性加速度法，因为它们可以由时间间隔内的线性假设的加速度T表达式积分得到。（36）0TTTTAA/T当和时，NEWMARK方法相应于常平均加速度法这样一种无条件142稳定的积分方案。此时，内的加速度为T（37）1TTTANEWMARK方法中的计算时间的位移解是通过满足时间的运动方TAT程得到的。即由（38）TTTTMACKF而得到。为此首先由（35）式解得（39）2112TTTTA将上式带入（34）式，然后再一并带入（38）式，则得到从计算TTA,的两步递推公式TA2211112TTTTTTKMCAFMAATTCT（310）当和时，NEWMARK算法是无条件稳定的，即时间05205步长的大小不影响求的稳定性，此时的只是影响求解精度，具体的说可以TT根据对结构响应有主要贡献的若干固有周期来确定。可选择为最小周期的若T干分之一（通常选择1/101/20）由模态分析得出对车身结构起重要影响作用的最大频率为85HZ，对应最小周期为00117S,选择时间步长0001S。T322动态响应有限元模型越野车行驶中所受的载荷种类比较多，载荷情况也相当复杂，引起车身振动的主要原因是凹凸不平路面的激励。利用ABAQUS对越野车车身进行动态响应分析，模拟车辆行驶在恶劣的路面上，车身的右前端出现极限扭转情况。在建立车身动力响应有限元模型时，使用第二章静力学分析所创建的单元和网格，与静力分析相同的材料属性（弹性模型、泊松比、材料密度）。在STEP中，建立动力学隐式（DYNAMICIMPLICIT）求解分析步。隐式动态分析使用ABAQUS/STANDARD求解器，对系统进行直接积分，用来求解非线性问题的瞬态动态响应。总求解时间为0105S，分析步长0001S。车身与车架使用高T强度的螺栓连接，在对应连接位置施加约束。因为是模拟车身的右前端抬高的极限扭转状况，所以约束左前车轮位置Y、Z方向的平动自由度，约束左后两个车轮位置X、Y、Z三个方向的平动自由度，约束右后两个车轮位置X、Z方向的平动自由度。在右前车轮的位置施加Z方向的强制位移，位移高度分别为10MM和15MM。图325施加位移的时间与位移比例曲线。从001S开始对右前轮施加强制位移，到01S结束。强制位移施加位置如图326所示。图325时间位移比例曲线图326强制位移约束载荷的施加与静力学分析情况相同，如表24所示。包括空调载荷、负载设备、玻璃载荷、乘员及座椅载荷、发动机和传动箱载荷、车身自重。323动态响应计算工况一车身右前端抬起10MM的动态扭转计算如图327所示车身应力分布云图，最大MISES应力值为8245MPA，出现在车身底部右前端施加强制位移附近。图328为车身底板俯视图，可以看出应力主要分布在车身底板与车架连接的位置附近。图329和330给出了动力舱底板应力云图，它也是整个车身MISES应力出现的最大部位。如图331所示越野车的右侧车门上边框和动力舱侧板MISES应力云图，最大应力值为6215MPA。出现在侧板与动力舱隔板交接位置的上边缘。如图332所示动力舱隔板的最大MISES应力值为4328MPA，出现隔板下边缘的截面尺寸突变处。图333为乘员舱隔板MISES应力分布图，最大应力值为4651MPA。出现在门框的四个直角处。如图334所示乘员舱后门框MISES应力，最大值为5528MPA。出现在门框上边缘的直角处。图335为车身底部左侧第一处支架应力图，最大MISES应力为8152MPA，出现在螺栓连接位置附近。如图336为车身底部右侧第一处支架应力云图，最大MISES应力值为6925MPA，也是出现在螺栓连接位置附近。可以看出车身左侧第一处支架的应力大于车身右侧的。图327车身应力图图328车身底部应力图图329动力舱底板应力图图330动力舱底板应力图图331右侧车门边框和动力舱侧板应力图332动力舱隔板应力图333乘员舱隔板应力图334乘员舱后门框应力、图335车身底部左侧第一处支架图336车身底部右侧第一处支架第4章整车的平顺性仿真在ADAMS中建立三轴越野车的仿真模型，进行不同车速和路况下的平顺性仿真研究。又针对越野车特殊行驶路况，进行了越野车通过台阶和沟壕的通过性仿真试验。41整车模型的建立411ADAMS软件简介ADAMSAUTOMATICDYNAMICANALYSISOFMECHANICALSYSTEM软件是由美国机械动力公司开发的，应用于汽车工程、航空航天、工业机械、工程机械、铁路车辆等行业的动态仿真领域1。ADAMS软件可以用来预测机械系统的运动性能、模拟碰撞和计算峰值载荷等。它的核心仿真模块包括交互式图形环境ADAMS/VIEW和仿真求解器ADAMS/SOLVER，以及其它扩展模块。ADAMS/CAR模块是前MDI公司与AUDI、宝马BMW、雷诺RENAULT、VOLVO等汽车公司合作开发的汽车专用设计模块。它能够快速建立高精度的车辆子系统模型和整车模型，通过后处理模块以动画形式直观的显示各种工况下车辆运动学和动力学响应情况，输出表示操纵稳定性、制动性、乘坐舒适性和安全性等性能参数。软件里模型按照级别的由高到低依次是模板TEMPLATE、子系统SUBSYSTEM和总成ASSEMBLY。模板是整个模型中最基本的模块，又是整个建模过程中最重要的部分。ADAMS/CAR中的所有装配体都是基于模板的。它定义了车辆模型的拓扑结构。子系统是基于模板创建的，也可以认为它是特殊的模板，即对模板的某些数据进行了调整。一系列子系统加上一个试验台（TESTRIG）就构成了整车的装配模型。试验台的作用是给虚拟样机模型施加激励，其特殊性在于与模型中的所有子系统都可以进行连接。412悬架模型根据越野车悬架的几何模型参数，在ADAMS/CAR软件中建立多刚体双横臂独立悬架模型。首先定义关键点坐标位置，建立各个部件的刚体模型，然后为刚体定义质量属性和转动惯量，最后选择合适运动副，建立部件之间的运动连接关系。双横臂独立悬架特点是两侧车轮可以独立跳动彼此之间不影响，这样可以减少由于路面不平而对车身造成的冲击。为了防止车轮在跳动时轮距发生变化或者产生侧向滑移，选用上下不等长的悬架横臂。对有特殊要求的越野车采用独立悬架，可以保证汽车在不平道路上行驶时，所有车轮与路面有良好的接触，从而增大驱动力，增大离地间隙提高越野汽车的通过性。悬架模型包括两个上横臂、两个下横臂、两个减震器上活塞杆、两个减震器下活塞杆、左右转向横拉杆、大刚度螺旋弹簧和橡胶衬套等零部件，如图41所示。上、下横臂的内端通过旋转铰（REVOLUTEJOINT）与车身做连接，连接处装有隔振衬套，旋转铰允许上下横臂内端与车身的连接位置绕一条共同的轴线旋转，旋转铰可以在旋转线的任意位置，约束了模型的5个自由度。上，下横臂外端通过球铰副（SPHERICALJOINT）与转向节总成相连,球铰副允许上，下横臂与转向节相对一个连接点自由旋转，它没有平度自由度，所以一个球铰副去除模型的3个自由度。减震器的上活塞杆与车身用万向节副（HOOKEJOINT）相连，减震器下活塞杆通过万向节副与下横臂相连，万向节副允许减震器活塞杆把旋转运动传递给车身，并且两者之间的旋转轴线可以有夹角，万向节副确定了减震器活塞杆与车身的连接位置，去除了模型中的4个自由度。减震器的上，下活塞杆通过圆柱副（CYLINDRICALJOINT）相连,圆柱副允许上、下活塞杆沿着一条轴线滑动或者旋转，圆柱副的方向确定了轴线的方向，一个圆柱副约束了模型4个自由度。转向横拉杆一端与转向齿条通过万向节相连，另一端通过球铰副与转向节总成相连。螺旋弹簧的上、下端分别通过橡胶垫圈支撑于车身上的支座和下横臂上。驱动轴两端分别通过等速万向节与车轮和差速器相连。建立模型时，除了弹性元件、橡胶元件、阻尼元件外，其他部件皆可视作刚体。图41悬架模型413轮胎模型轮胎性能的好坏对汽车平顺性的影响至关重要。因此，为了较好的反应真实情况，提高仿真精度，需选择合适的轮胎模型。ADAMS中提供了六种2用于动力学仿真的轮胎模型，分别是FIALA模型、UA（UNIVERSITYOFARIZONA）模型、SMITHERS模型、MAGICFORMULA模型、用户自定义模型和FTIRE（柔性环轮胎）模型。FIALA轮胎模型是由德国学者FIALA提出的弹性圆环状梁模型，它将轮辋简化为刚性圆板，胎体用支撑在圆板上的弹簧表示，胎冠则简化为圆环梁并由弹簧支撑。其特点是形式简单，需要迭代的次数少，容易计算侧向力和回正力矩。该模型可用于2D或者3D路面。UA模型是1988年由美国亚利桑那大学的GGIM博士提出的，其主要特点是包含了轮胎的纵向、侧向松弛效应。SMITHERS模型使用来自SMITHSCIENTIFICSERVICES的数据计算侧向力和回正力矩，使用FIALA模型计算其余的力和力矩，该模型计算精度较高。MAGICFORMULA模型用一套形式相同的公式来完整地表达轮胎的纵向力、侧向力、阻力矩、回正力矩和翻转力矩。FTIRE模型将轮胎当作柔性体来处理，考虑了轮胎各个方向的变形和受力情况，可用于各种路面工况下进行整车的动力学仿真分析3。每种轮胎模型都有各自的优缺点，本文选用FIALA轮胎模型，因为它具有模型简单，需要试验参数较少，求解速度快等特点4。如图42所示，其轮胎参数如表41所示。表41轮胎主要特性参数参数名称轮胎车轮自由半径/MM620径向刚度CN/N/MM920径向阻尼/NS/MM420纵向滑移刚度CSLIP/N/MM1500侧偏刚度CALPHA/N/DEG1200外倾刚度CGAMMA/N/DEG120纯滚动摩擦系数UMIN09纯滑动摩擦系数UMAX10图42轮胎模型414车身模型将CATIA中创建的车身模型导入ADAMS，为了使问题简单直观，把整个车身当做刚体来考虑。用一个位于质心位置的质量球代替整车质量，质心的坐标和转动惯量在CATIA中可以测得，不必考虑质量球的几何尺寸，只要确保转向系统和悬架与车身质心位置准确连接。如表42给出了整车质量、转动惯量、质心坐标等参数。另外，建立车身模型时应注意定义轮心坐标的位置，为后期轮胎模型的准确定位做准备。车身模型图43所示表42车身模型主要设计参数参数名参数值参数名参数值车身质心空间坐标X/Y/ZM2052,0,356车身总质量KG11663转动惯量XI2KG220E08转动惯量ZI2M118E09转动惯量Y106E09图43车身模型所示415动力系统及整车装配仿真采用的动力系统模型是将发动机、变速器、离合器三者结合在一起，从动力提供、动力传递到动力分配构成一个完整的系统。该动力系统仅有一个自由度，即输出轴的转动自由度。发动机的性能有控制文件（DCF）来支配，该文件是ADAMS/CAR的内部仿真管制核心文件。在控制文件中设定油门开度和刹车为机械控制、发动机最大转速为7000、最小转速为500、行R/MINR/MIN驶档位为2档等。在进行整车装配之前，这里特别介绍一下通讯器。它是一种基于模板模型的关键元素，用于子系统、模板、试验台之间数据信息的传递。子系统与子系统之间是通过通讯器（COMMUNICATOR）来完成数据信息的传递和交换的。通讯器按照类型分为输入通讯器INPUTCOMMUNICATOR和输出通讯器OUTPUTCOMMUNICATOR。一个输出通讯器可以为多个输入通讯器提供信息，而一个输入通讯器只能接收一个输出通讯器的信息。输出通讯器是将当前子系统的信息提供给其它子系统和试验台。例如，转向子系统的输入通讯器接受试验台的输出通讯器的控制信息，控制方向盘转角，保证汽车的行驶按照预设的方向。轮胎子系统的输入通讯器接受来自路面的激励，把路面对轮胎作用力通过自身的输出通讯器接到悬架的输入通讯器。通过悬架的减震作用，再把力通过车身的输入通讯器传递给车身。通过车身质心位置的输出通讯器，得出所要求的力、速度、加速度值或者相应的曲线。有关联的两个通讯器必须相匹配，才能实现两者之间数据信息的传递。相匹配的通讯器必须满足的条件是识别名称相同类型对应（一个输入、一个输出）在子系统中有相同的对称性类别相同特征相同或其中的一个特征是任意。根据越野车的设计图纸和相关参数，在ADAMS/CAR中对各子系统进行装配。所装配的模型包括前、中、后悬架子系统、转向子系统、发动机子系统、传动子系统、制动子系统、车身子系统、前、中、后轮胎子系统。把各个子系统模型组装在一起，在加上测试平台就构建起了整车仿真模型。完成整车装配之后，为了确保仿真的顺利进行需要要进行通讯器匹配测试。其目的是检查多个子系统中的输入、输出通讯器是否匹配。经过检测各个子系统相关的通讯器属性一致，安装位置正确，能够准确匹配。整车模型如图44所示，整车尺寸为（长宽高7400MM2434MM2540MM）。满载质量18T，行走方式66，标准乘坐（12乘客1司机1副驾驶）。该模型共有9个自由度，其中包括6个车轮的垂直方向自由度和质心处的3个平动自由度。图44整车模型42随机路面模型421随机路面不平度表达建立的路面模型是否能够准确地反映实际路面，这对分析结果的准确性有着重大的影响。所以，建立合理的随机路面输入模型是进行汽车平顺性仿真研究首先需要解决的问题之一。图45随机路面不平度示意图一般来说，实际路面上下起伏不平整的程度可以用路面不平度来反映，即单位距离内路面高低起伏变化的程度。路面不平度是引起汽车振动的最重要的原因，它的激励直接影响到整车平顺性和各零部件的磨损程度等。人们通常把路面相对应基准平面的高度Q，沿道路长度I的变换Q（I）称为路面纵断面曲线或不平度函数。如图45所示。GB7031车辆振动输入路面平度表示5建议采用功率谱密度来描述路面不平度的统计特性，路面功率谱密度用下式作为拟合表达式QGN（41）0WQQ式中，为空间频率，它是波长的倒数，表示每米长度中包括多少N1M个波长；为参考空间频率，；为参考空间频率下的路面功010N0QGN0N率谱密度值，称为路面不平度系数，单位是；为频率指数，为双对数坐标3MW上的斜线斜率，它决定路面功率谱密度的频率结构。ISO/TC108/SC2N67中和长春汽车研究所起草制订的GB7031车辆振动输入路面平度表示5中均提出按照路面功率谱密度把路面分为8个等级。并规定了各级路面不平度系数，如表43所示。0QGN表43路面不平度8级分类标准422随机路面的生成基于随机路面的生成理论，选取C、D等级路面不平度系数,生成所0QGN需要的路面文件。路面谱生成界面如图46所示。路面不平度系数63100/1QMN路面等级下限值几何平均值上限值A81632B3264128C128256512D51210242048E204840968192F81921638432768G3276865536131072H131072262144524288图46随机路面生成程序界面设置路面谱长度为200M（X离散点数X离散间隔），路面宽度（Y方向的距离）为4M，每隔0125M设置一个离散点，路面动/静摩擦系数设置为10。其中C、D级随机路面空间分布如图47和图48所示。从随机路面的空间分布图上可以看出路面凹凸起伏的情况。正值表示路面凸起部分，负值表示路面凹陷部分。C级路面的波谷与波峰的区间是值（25MM30MM）,D级路面的波谷与波峰的区间是（175MM100MM）值。图47C级随机路面空间分布图48D级随机路面空间分布43平顺性的评价方法ISO263111997E6标准规定，当加权加速度时间历程的峰值与加权WAT加速度均方值的比值系数20极不舒服44仿真与分析441假设条件根据实验条件和仿真需要，进行车辆动力学仿真时做以下几点假设（1）整个系统为线性系统，汽车在平衡位置附近做微幅振动；（2）在各种工况下，汽车都保持匀速行驶；（3）不考虑发动机和传动轴振动的影响；（4）假设车辆左右车轮轮辙的道路不平度是一样的，而且车辆对其纵轴线成左右对称，汽车沿X轴直线行驶；（5）假设中、后轮正好行驶在前轮的轮辙上，即车辆前、中、后轮的行驶轨迹是相同的，也就是所谓的车辆直线行驶，轮辙宽度前后相同，前后轮的不平度激励就只差一个由轴距引起的相位差；（6）假设发动机、车身为刚体，其质量统一认为是簧载质量，不考虑车辆的弯曲和扭转振动。（7）假设车辆轮胎始终与路面保持接触，无跳离路面的情况发生。442C级、D级路面上的平顺性仿真根据GB/T49701996汽车平顺性随机输入行驶试验方法8分别在C,D级随机路面下对汽车进行平顺性仿真。C级路面是粗糙未铺装沙石路面，是矿用自卸车和越野车试验优先选用路面。而D级路面工况比C级还要差，其相当于坑洼不平的野外道路9。C级路面试验车速分别为30、40、50、60和70KM/H,D级路面车速分别为10、20、30、40和50KM/H。当车以70KM/H速度在C级路面上行驶，其质心垂直方向的加速度时间历程如图49所示。对该加速度时间历程A（T）进行频谱分析得到功率谱密度函数10,如图410所示。图49质心处垂直加速度曲线图410加速度功率谱密度曲线人体对不同频率的振动敏感程度不同，使人体内脏产生共振的频率范围在48HZ,当振动频率为8125HZ时对人体脊柱系统影响最大6。然而在ADAMS后处理中均方根值（RMS）,并没有考虑不同频率的振动对人体的影响。因此，为了研究不同频率的振动对人体影响的敏感度，引入了频率加权函数来计算加速度均方根。在ADAMS中编写IF函数生成各个方向的加权函数曲线，再将该曲线的平方与对应方向的加速度功率谱密度曲线相乘后得到一条新的曲线，最后对这条新曲线在频率区间上积分再开方就得到该方向上的加权加速度均方根的值。按照此种方法分别求解不同路况和车速下X方向、Y方向和Z方向的加权加速度均方根值、和,在利用（45）式求出相对应的总的加权加速XWAYZW度均方根，如表44所示。V表44不同路面和车速下的加权加速度均方根值车速（KM/H）XWAYWZWAV评价300118000710188202522没有不舒服400121000810208302685没有不舒服500123001120219302792没有不舒服6001271001310240102994没有不舒服C级路面7001299001720265103223有一些不舒服100113008210212302886没有不舒服2001341009020274503557有一些不舒服3002145015730281204664有一些不舒服4002946016110414606267有一些不舒服D级路面5003121010350571207335相当不舒服443脉冲路面输入下的平顺性仿真汽车正常行驶过程中，有时会突然遇到障碍物，这些障碍物会以脉冲的形式使得汽车的振动突然增大，影响汽车的舒适性。因此，对汽车进行脉冲路面随机输入下的平顺性仿真显得尤为必要。根据GB/T590286汽车平顺性脉冲输入行驶试验方法11，建立三角形凸块脉冲输入路面，其中三角形凸块高60MM，长为400MM。汽车分别以30、40和50KM/H的速度通过该凸块，不同车速下车身质心处的垂直加速度曲线如图411、412和413所示。图中的三处峰值，分别对应前、中、后车轮通过凸块时，其质心处的加速度的响应。根据ISO2631对健康的评价方法，脉冲输入路面下车身传递给乘员的最大加速度大于43M/S2时将危害乘员的健康，小于3144M/S2时对乘员的健康没有危害，在31444302M/S2之间时对乘员的健康有一定危害。当车速为30KM/H，40KM/H，50KM/H时对应的车身质心处的垂直加速度最大值分别是38M/S2，52M/S2，72M/S2，这些值均远小于3144M/S2，故对乘员健康没有危害。图411质心处垂直加速度曲线（30KM/H）图412质心处垂直加速度曲线（40KM/H）图413质心处垂直加速度曲线（50KM/H）45越野车特定工况仿真越野车的工作环境往往比较恶劣，其行驶在山路、坏路甚至无地形路上的情况比较多，相比于轿车而言，对其整车通过性能要求更高。而通过性是指汽车能以足够高的平均速度通过各种坏路和无路地带及各种障碍的能力。因此，为了进一步探究该越野车平顺性之外的应对特殊行驶工况的能力，结合该越野车的实际使用特点，进行了能够体现越野车越野重要性能的越过水平壕沟实验和通过垂直台阶实验。这两项实验是评价越野汽车机动性能的重要指标12。对越野车进行特定工况的仿真研究，包括越野车通过一垂直台（高03M，宽05M）和越过一水平壕沟（深03M，宽05M）。全轮驱动越野车初始速度为20KM/H,距离障碍物15M。车辆在受到冲击的情况下,人体所获得的加速度是造成其生理损伤的重要因素，而垂直方向的冲击是最主要的冲击形式。目前美国针对越野车辆规定了在相应实验车速下,车身质心处垂直方向最大加速度不超过25G13G98M/S2。图416为越野车驶过台阶时的质心垂直加速度曲线，图中的三处波峰值是按时间顺序依次对应着前、中、后轮驶过台阶时的振动情况。当前轮过台阶时质心处的垂直加速度值最大，为103M/S2，方向向下。出现在前轮从障碍物上驶下的时刻。图417为越野车驶过台阶工况下质心垂直方向的位移曲线。此种工况下质心的位移最大值为53MM。图418为越野车驶过沟壕工况，三处明显的峰值分别表示前、中、后轮依次驶过沟壕时的质心的振动情况。从图中可以看出当前轮驶过沟壕时车身质心处的振动加速度最大，值为175M/S2，方向向上，出现在前轮驶出沟壕时刻。图419为越野车驶过沟壕时车身质心处的垂直位移曲线，车的质心由于重力的作用先向下运动，然后受到了沟壕的冲击再向上运动。质心的最大位移量70MM。图416质心处垂直加速度曲线（台阶）图417质心处位移曲线（台阶）图418质心处垂直加速度曲线（沟壕）图419质心处位移曲线（沟壕）46本章小结（1）详细描述了该越野车所使用的双横臂独立悬架的特点及连接关系，介绍了轮胎模型的选择、车身模型的创建与导入方法。就各子系统之间数据传输的重要元素通讯器的使用及匹配测试进行了详细的说明。将各个子系统按照实际位置连接到一起，子系统之间通过通讯器连接并传递信息，进而完成整车的装配。（2）按照国家试验规则在C级路面下分别进行了车速为30、40、50、60和70KM/H的仿真分析，在D级路面下分别进行车速为10、20、30、40和50KM/H仿真。结果表明在C级路面的仿真工况下，当车速达到或者超过70KM/H时乘客会有一些不舒服的感觉，当车速控制在60KM/H以下时，乘客将享有较高的舒适度。在D级路面下当车速到达或者超过50KM/H后，乘客就会有相当不舒服的感觉，如果车速控制在2040KM/H行驶，乘客会有一些不舒服的感觉。当车速等于或者低于10KM/H时，乘客感觉不会感觉到不舒服。因此建议在C、D级路面工况下为了保证该车有较好的平顺性，分别控制车速在60KM/H和10以内行驶。当越野车通过三角凸块脉冲路面时，车身质心处垂直加速度的最大值也远小于ISO2631规定的对人体有危害的数值，所以此种工况下不会对乘员的身体健康造成危害。（3）参照美国特种车辆试验标准，对该款越野车进行了包括通过垂直台阶和水平壕沟的动力学仿真分析，两种工况下质心处垂直加速度最大值均小于美国越野车辆试验标准25G，说明该车具有通过一定垂直台阶和水平壕沟能力。（4）基于虚拟试验场技术的越野车辆通过性评价系统,为车辆设计和制造企业在产品开发初期提供了一种高效、可靠的评价手段。参考文献1谷安涛,常国振汽车车架设计计算的有限元法J汽车技术,197754652曹文刚,李辉，陈维，等客车车身强度与刚度的有限元分析J农业机械学报，2007,38（3）39433乔淑平黄金陵李卓森红旗CA7220轿车白车身刚度分析J汽车技术2794胡志远浦耿强高云凯轻型客车车身刚度灵敏度分析及优化J机械强度2003，25（1）0670705陈志勇，史文库，沈志宏，郭福祥，等轻型客车车身车架整体结构有限元模态分析J振动与冲击2010,29（10）2442466朱茂桃何志刚徐凌李志兵车身模态分析与振型相关性研究J农业机械学报2004,3（35）13197高玉华硬件在环的轿车白车身结构分析与优化设计博士论文合肥工业大学2009,48NISHIGAKIH，AMAGOT，SUGIURAHETALFIRSTORDERANALYSISFORAUTOMOTIVEBODYSTRUCTUREDESIGN一PARTLOVERVIEWANDAPPLICATIONJSAETECHNICALPAPER，2004，20040116589KUOEY,MEHTAPR,PRATERG,ET,ALRELIABILITYANDQUALITYOFBODYCONCEPTCAEMODELSFORDESIGNDIRECTONSTUDIESC,SAEWORLDCONGRESSEXHIBITIONDETROIT,USA,200610PRATERG,SHAHHOSSEINIA,KUOEY,ETALFINITEELEMENTCONCEPTMODELSFORVEHICLEARCHITECTUREASSESSMENTANDOPTIMIZATIONC,SAEWORLDCONGRESSEXHIBITONDETROIT,USA,200511ABEEVERS,SMSTEIDLERANALYSISOFSTIFFNESSOFADHESIVEJOINTSINCOACHBODIESJOURNALOFMATERIALSPROCESSINGTECHNOLOGY,2001,118139510012胡学兆轻型载货汽车行驶平顺性分析及优化D吉林大学，200413杨荣山袁忠荣黄向东赵克刚车辆的操作稳定性及平顺性的协同优化研究J汽车工程，2009，31（11）1053105514徐中明张志飞贺岩松对汽车平顺性评价方法的探讨和建议J汽车工程，2010，32（1）747615王连明宋宝玉周岩等汽车平顺性建模及其仿真研究J哈尔滨工业大学学报，1998,30（5）808416孙耀某矿用越野汽车平顺性研究D南京理工大学，201017李成张万枝潘旭铁瑛基于ADAMS的汽车平顺性建模与仿真分析J郑州大学学报，2010,31（5）9910218王乾廷周晓军面向平顺性仿真的越野汽车动态模型J汽车工程，2006,28（3）29329519赵珩路面对四轮汽车输入的时域模型J汽车工程，1999,2（21）11211620李秀梅三轴重型车辆平顺性研究D吉林大学201121姚亮基于虚拟样机技术的某军用专用车平顺性研究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