宇通客车平顺性及操纵稳定性分析报告

宇通客车平顺性及操纵稳定性分析报告 作者：吴卫东 万晓峰 际公司 时间：2007 年 3 月 30 日 1目录 1 前言. . 多体动力学模型的建立 .板弹簧的建模 . 前悬架板簧建模 . 后悬架板簧建模 .悬架多刚体模型的建立 .悬架多刚体模型的建立 .车模型的建立 . 质量特性参数的确定 . 系统建模及仿真 . 仿真计算 .车仿真分析 . 整车静平衡计算 . 整车平顺性仿真分析 .悬架运动学仿真分析 . 结论. . 1 前言 2007 年 2 月初，宇通客车对 拟实验室在整车建模和仿真上的能力进行评估。要求 行其某型号客车的平顺性分析，同时对该车辆的前悬架进行运动学分析。本文的主要内容为：整车多体动力学模型的建立、仿真分析过程以及结果数据分析等。 以工程创新为宗旨的新技术公司，成立于 1980 年。长期以来， 步在试验测量设备与处理软件、 析软件这两大领域取得技术领先地位。 2001 年就推出了多学科集成仿真平台 拟实验室，集成了包括多体分析、疲劳寿命预测、声学仿真、结构分析前后处理、振动噪声分析以及优化在内的仿真功能，实现了跨学科的系统级仿真，提高了仿真流程的自动化和分析效率，因此成为 业最先进的解决方案。 拟实验室的两个模块，多体动力学和耐久性分析整合成为“系统级疲劳” 。其思路是把多体分析（刚体和柔体混合分析）得到的部件载荷信息直接传递给同一仿真平台上的耐久性分析模块，用户只需输入必须的材料特性参数，即可得到柔体部件的疲劳寿命（或损伤）分布。 虚拟实验室的集成解决方案“系统级疲劳” ，已经得到业内重量级客户的认可，包括 致雪铁龙集团，波音公司，丰田赛车开发公司，宝马汽车公司，梅塞德斯奔驰公司，康明斯公司，通用汽车公司，法雷奥汽车部件公司， 等。 2 多体动力学模型的建立 板弹簧的建模 钢板弹簧主要用于在车轮与车架或车身之间传递各种力和力矩,同时其垂直- 变形（刚度）特性直接影响汽车的乘坐舒适性。在汽车行驶中钢板弹簧同时承受垂直力、纵向力、侧向力,制动时还承受制动力矩。合理地对钢板弹簧进行简化是建立悬架模型的重要步骤。 依据 板簧建模以及整车仿真上丰富的工程经验，板簧建模有四种方法。 a. 精细建模（； b. 用衬套力和进行建模（，如 图 1 ； 3 图 1 c. 将板簧柔性化（； d. 三段法（，如 图 2 ； 图 2 三段法 三段法建模方法：将板簧模型分成三段（如 图 2 所示），每段之间用旋转副连接。在旋转副上施加扭转弹簧阻尼）力模拟板簧的变形，刚度和阻尼值根据板簧刚度的实验或理论值进行调整。中间段通过固定副和车桥相连。 三段法建模特点： a. 建模便利，计算效率高。 b. 由丰富的工程经验可知，段间用旋转副连接的方式可以真实的模拟车桥的颠簸和回弹过程。 本文主要进行整车平顺性的仿真分析，关注板簧垂直方向上的刚度和阻尼特性，故选择三段法对板簧进行建模。 悬架板簧建模 前悬架板簧垂直方向刚度要求如 图 3 ： 4 图 3 前悬架弹簧性能参数 用三段法建立前悬架板簧仿真模型，并根据前悬架弹簧性能参数，调整模型中刚度和阻尼，使其静挠度达到P=0,f=0&P=16000,f=79要求。建立的板簧模型如 图 4 所示： 图 4 前悬架板簧模型 模型中 刚度为 30500N m/尼为 1330m2kg/s加载后板簧竖直方向静挠度为 足要求。 悬架板簧建模 前悬架板簧垂直方向刚度要求如 图 5 ： 5 图 5 后悬架弹簧性能参数 用三段法建立后悬架板簧仿真模型，并根据后悬架弹簧性能参数，调整模型中刚度和阻尼，使其静挠度达到P=0,f=0&P=32500,f=79要求。建立的板簧模型如 图 6 所示： 图 6 后悬架板簧模型 模型中 刚度为 62100N m/尼为 2500m2kg/s加载后板簧竖直方向静挠度为 足要求。 悬架多刚体模型的建立 由于进行整车平顺性的仿真分析，而与车辆行驶平顺性及成员的乘坐舒适性直接相关的部件主要包括轮胎、悬架（弹性元件，阻尼元件，导向机构）和座椅1。故本文不考虑转向机构的影响。 6图 7 为前悬架多体动力学模型，其拓扑构型如 图 8 前悬架拓扑图 所示，各构件之间用铰链连接，部件名称及连接方式见 表 1 、 表 2 。 图 7 前悬架多体模型 图 8 前悬架拓扑图 表 1 前悬架部件名称表 胎2 轮胎3 前桥 震器筒5 减震器活动杆6 减震器筒7 减震器活动杆8 钢板弹簧9 钢板弹簧10 钢板弹簧11 吊耳12 吊耳13 转向节14 转向节15 主销16 主销17 车架 板弹簧19 钢板弹簧20 钢板弹簧 表 2 前悬架铰链明细 定副 定副 定副 定副 转副 转副 副 副 柱副 柱副 副 副 转副 转副 转副 转副 制 X、18 旋转副 转副 转副 转副 制 X、定副 悬架多刚体模型的建立 图 9 为后悬架多体动力学模型，其拓扑构型如 图 10 所示，各构件之间通过铰链连接。部件名称和铰链连接方式详见 表 3 、 表 4。 图 9 后悬架多体模型 86109811 16152022 120 后悬架拓扑图 表 3 后悬架部件名称表 胎2 轮胎3 前桥 震器筒5 减震器活动杆6 减震器筒7 减震器活动杆8 钢板弹簧9 钢板弹簧10 钢板弹簧11 吊耳12 吊耳13 转向节14 转向节15 钢板弹簧16 钢板弹簧17 钢板弹簧18 车架 表 4 后悬架铰链明细 定副 定副 转副 转副 副 副 柱副 柱副 副 副 转副 转副 转副 转副 、16 旋转副 限制 X、17 旋转副 转副 转副 定副 制车模型的建立 量特性参数的确定 整车质量： 9750大总质量），其中动力总成质量（加上传动轴）： 780桥质量：325桥质量：447条轮胎质量：246算其它悬架机9构质量：202算底盘质量为：9750750力总成质量以集中质量的方式加载到底盘上。在动力总成质心位置通过固定副和底盘相连。 质心坐标：（2533，0，385） 惯性矩（按照车身尺寸估算）： 81316665012 统建模及仿真 在整车平顺性仿真中，悬架中的弹性元件、阻尼元件以及轮胎和路面输入是主要要素。其中弹性元件板簧，其建模在上文已做重点阐述。以下介绍其它要素的建模。 a. 减震器 本文用簧力对阻尼力进行模拟，利用三次样条曲线拟和已有实验数据，拟合曲线如图 11 所示： 图 11 减震器阻尼力拟和曲线 b. 轮胎 由于是车辆平顺性的计算，轮胎力模型中只考虑垂向的刚度和阻尼，侧向和纵向刚度不予考虑。参照轮胎垂向刚度检验记录，选取刚度K=580000kg/m 。根据经验2给出阻尼值c= 10000kg/s ，摩擦系数f= c. 路面 过元直接将B 级路面数据导入，并同时生成对应路10面模型。如图 12所示： 图 12 拟实验室中，运用版将前后悬架装配起来，自动整合上述数据，建立整车多体动力学模型，如图 13： 图 13 整车多体动力学模型 113 仿真计算 顺性分析 车静平衡计算 对整车进行平顺性仿真之前，必须求得整车的静平衡。对整车模型进行静平衡分析，供的 以很方便的查看系统的各个静模态，并能够根据各阶静模态中位移和转角的大小对模型进行修正。如图 14所示： 图 14 整车静平衡分析 静平衡位置，底盘Z 方向坐标为 1225初始位置 1371图 15所示： 图 15 静平衡位置 12此时前轮轮胎的变形量为 23 图 16所示： 图 16 静平衡位置前轮轮胎变形量 后悬架单侧轮胎为两条，其垂直方向刚度为单条轮胎的两倍。静平衡位置后轮轮胎的变形量为 28前轮轮胎稍大，如图 17所示： 图 17静平衡位置后轮轮胎变形量 顺性结果分析 利用 的 解方式对整车模型进行仿真分析，软件自动先进行静平衡计算，然后在静平衡的基础上进行整车动力学的仿真分析。由于整车从设计状态位置到在路面上实现静平衡，前悬架和转向系不可避免地会发生相对变形，可能造成前轮转角的变化从而改变直线行驶的方向，所以在平顺性仿真中除了有转向梯形约束左、右前轮的相对位置关系外，不设转向机、摇臂和纵拉杆。 计算车辆以 50km/路面行驶时，驾驶员座椅支腿处Z 向加速度响应如13图 速度最大值约为 图 驶员座椅支腿处加速度响应作功率谱分析（图 ，可以看到响应最高的两个峰值频率分别是 中 能对应的是车身悬架系统的固有频率，该频率下降一些（即悬架刚度降低）对平顺性是有利的。 图 速度响应功率谱（线性谱） 图 速度响应功率谱（对数谱） 14按照国家标准规定的平顺性评价方法，加速度响应应先进行频率加权再计算均方根值。垂直方向的频率加权方式为： = ( 0.5f2 ) f/4 ( 2f4 ) 1 ( 4f ( 12.5f80 ) 如图 示， 图 直方向频率加权示意图 加速度响应加权前后比较见图 图 速度响应功率谱加权前（红色）、后（绿色）对比 计算频率加权后的加速度时间响应曲线的均方根值为 家标准参考：客车平顺性评价指标限值表 大、中型客车 轻型客车 旅游 评定指标 空气悬架 非空气悬架团体 长途 高级 普通 加速度加权均方根值 =悬架定位参数变化分析 建立前悬架多体模型如图 所示： 图 悬架多体模型 悬架运动学特性首先反映在车轮定位参数和车轮偏转角的变化趋势上。本文对前悬架进行双侧车辆平行跳动仿真，跳动距离为 100真得到前悬架右侧车轮 X Y Z 三个方向的位移如错误！未找到引用源。 2 所示： 错误！未找到引用源。2 前悬架运动学特性 仿真得到的前束角和外倾角的变化量都很小，如图 辆纵向滑移量变化范围为：1500519向滑移量的变化为 19 16 图 悬架上下运动过程中前束角的变化极其微弱 固定转向系然后整车落地平衡后发生偏驶此时前束角的变化情况如图 束角变小，但只有不到 。如果考虑转向梯形的刚度，前束角会更减小。 图 地平衡偏驶时前束角的变化 在这种偏驶的情况下，车轮外倾角发生变化，如图 右轮的外倾朝向同一个方向，即曲线行驶的外侧，主要是由于前桥也外倾了（由于左右轮胎变形的不同），这种外倾使整车倾向于不足转向，但量很小。 车操纵稳定性分析 本节的分析主要侧重于转向系与前悬架的相互作用关系对直线和转向行驶的影响。 驶无转向动作 前面提过，在整车与路面实现静平衡时，转向系和前桥是有相互作用的。这里把转向机摇臂固定（不转动），观察静平衡后客车行驶情况（动画文件 。仿真显示客车发生向左偏驶。右前轮相对于车身的转角有 2 度左右（图 图 平衡后右前轮对车身的转角 偏驶的原因是前悬架承载后被压缩向车身运动，同时由于板簧的几何关系，前桥相对于车架向后移动，而且有转动，导致前桥下的转向节臂点跟随向后运动，但由于受到转向拉杆的约束，所以节臂相对前桥向桥摆动，使得前轮左偏。 转向摇臂 固定 转向节臂点纵拉杆 动分析 制动时由于整车重量前移到前桥，前悬架的压缩量会增加，也可能发生与转向系干涉的情况。 （为了使静平衡时整车保持直线行驶，应预设一个转向角度输入为 ，向右转） 在轻微制动时（行驶 30 米，也向左跑偏，但仅有 果不考虑对板簧建模精度的原因，跑偏小可能是因为板簧受静载作用下簧片到达了接近水平的状态，前桥向后运动的趋势小了。（请参看上一节图） 向行驶 转向时车身会发生侧倾，也可能发生转向系杆系和前桥相对运动，而导致干涉。 在客车直线行驶 50km/h 车速下给予转向摇臂 5 度的转角（阶跃函数，左转，则前轮转角和车身形成一个转角。这个转角和客车在静止状态下转向的转角可能是不同的。它们的比较如图 图 速 50km/h 时的转角和静止时转角比较 可以看到转角相差只有 ，非常轻微，说明车身侧倾对转向干涉不严重。（当然这个结果还要取决于车身侧倾的结果是否准确，参看下一节“横向稳定杆对侧倾的影响”） 向稳定杆对侧倾的影响 横向稳定杆没有具体的扭转刚度值，我们这里给 1当于前桥的侧倾角刚度。 在之前的计算都没有进入横向稳定杆的作用，这里比较一下加了横向稳定杆对侧倾有什么影响。图 示横向稳定杆对车身侧倾角度的影响， 19 图 横向稳定杆前后车身侧倾角的对比 从图可以看到车身侧倾 ，车身的重心高度对4 结论 纵置板簧式非独立悬架因其结构简单，工作可靠，被广泛应用于客车的前、后悬的整车模型是验取值，没有实测数据，所以对参考文献 1 喻凡，林逸. 汽车系统动力学. 北京 的变化微弱，好像稳定杆的作用不明显。但是这个角度是有很大影响的，但因为没有具体数据，故取重心位置为地板上表面。因此，可能模型所取的重心数据不准会导致侧倾角也不准确。 架。本文就针对厂商提供的纵置板簧式非独立悬架整车模型，进