宇通客车平顺性及操纵稳定性分析报告

1、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 lms 国际公司 时间：2007 年 3 月 30 日 1 1 2 2.1 2.1.1 2.1.2 2.2 2.3 2.4 2.4.1 2.4.2 3 3.1 3.1.1 3.1.2 3.2 4 目录 前言.3 多体动力学模型的建立.3 钢板弹簧的建模.3 前悬架板簧建模.4 后悬架板簧建模.5 前悬架多刚体模型的建立.6 后悬架多刚体模型的建立.8 整车模型的建立.9 质量特性参数的确定.9 系统建模及仿真.10 仿真计算.12 整车仿真分析.12 整车静平衡计算.12 整车平顺性仿真分析.13 前悬架运动学仿真分析.18 结论.20

2、 2 a. b. 1 前言 2007 年 2 月初，宇通客车对 lms vitual.lab 虚拟实验室在整车建模和仿真 上的能力进行评估。要求 lms china 进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。 lms 是以工程创新为宗旨的新技术公司，成立于 1980 年。长期以来，lms 以工程咨询服务为基础，逐步在试验测量设备与处理软件、cae 分析软件这两 大领域取得技术领先地位。 lms 在 2001 年就推出了多学科集成仿真平台 lms virtual.lab 虚拟实验室， 集成了包

3、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 cae 行业最先进的解决方案。 lms virtual.lab 虚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 psa 标致雪铁龙集团，波音公司，丰田赛车开

4、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，aisin 汽车部件公司，等等。 2 多体动力学模型的建立 2.1 钢板弹簧的建模 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 lms 在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。 精细建模（high fidelity）； 用衬套力和beam力进行建模（beam or bush appro

5、ach），如图 1； 3 c. d. a. b. ； 图 1 将板簧柔性化（flexible body） 三段法（coarse model），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rsda（扭转弹簧阻尼）力模拟板簧的变形，rsda的刚 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： 建模便利，计算效率高。 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

6、段法对板簧进行建模。 2.1.1 前悬架板簧建模 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rsda的刚度和阻尼，使其静挠度达到p=0,f=0&p=16000,f=79mm的要求。建立 的板簧模型如图 4所示： 图 4 前悬架板簧模型 模型中 rsda 的刚度为 30500nm/rad，阻尼为 1330m2kg/srad。加载 后板簧竖直方向静挠度为 79.2mm，满足要求。 2.1.2 后悬架板簧建模 前悬架板簧垂直方向刚度要求如图 5： 5 1 图 5 后悬架弹簧性能参数 用三段法建立后悬架板

7、簧仿真模型，并根据后悬架弹簧性能参数，调整模型 中rsda的刚度和阻尼，使其静挠度达到p=0,f=0&p=32500,f=79mm的要求。建立 的板簧模型如图 6所示： 图 6 后悬架板簧模型 模型中 rsda 的刚度为 62100nm/rad，阻尼为 2500m2kg/srad。加载 后板簧竖直方向静挠度为 79.4mm，满足要求。 2.2 前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 。故本文不考虑转向机构的影响。 6 b9 图 7为前悬架多体动力学模型，其拓扑构型如图 8

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 b1 b3 b5 b7 b11 b13 b15 b17 b19 轮胎-fl 前桥 减震器活动杆-fl 减震器活动杆-fr 钢板弹簧-seg3-fl 吊耳-fl 转向节-fl 主销-fl 车架 钢板弹簧-seg3-fr b2 b4 b6 b8 b10 b12 b14 b16 b18 b20 轮胎-fr 减震器筒-fl 减震器筒-fr 钢板弹簧-sega-fl 钢板弹簧-segb-fl 吊耳-fr 转向节-fr 主销-fr 钢板弹簧-sega-

9、fr 钢板弹簧-segb-fr 7 表 2 前悬架铰链明细 h1 h5 h9 h13 h17 h21 固定副 旋转副 圆柱副 旋转副 限制 x、z 方向平移 旋转副 h2 h6 h10 h14 h18 h22 固定副 旋转副 圆柱副 旋转副 旋转副 限制 x、z 方向平移 h3 h7 h11 h15 h19 h23 固定副 球副 球副 旋转副 旋转副 限制 z 方向 平移和转动 h4 h8 h12 h16 h20 h24 固定副 球副 球副 旋转副 旋转副 固定副 2.3 后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

10、接方式详见表 3、 表 4。 图 9 后悬架多体模型 8 a9 a1 f3 a13 f1 a2 f4 a14 f2 a4f5a3f6a6 f7f8 a11f14f21f22 f19a12 f15a10f13a9f12a8f11 f16a17f17a16f18a15f20 a5f9a18f10a7 图 10 后悬架拓扑图 表 3 后悬架部件名称表 a1 a3 a5 a7 a11 a13 a15 a17 轮胎-rl 前桥 减震器活动杆-rl 减震器活动杆-rr 钢板弹簧-seg3-rl 吊耳-rl 转向节-rl 钢板弹簧-segb-rr 钢板弹簧-sega-rr a2 a4 a6 a8 a10 a

11、12 a14 a16 a18 轮胎-rr 减震器筒-rl 减震器筒-rr 钢板弹簧-sega-rl 钢板弹簧-segb-rl 吊耳-rr 转向节-rr 钢板弹簧-seg3-rr 车架 表 4 后悬架铰链明细 f1 f5 f9 f13 f17 固定副 球副 球副 旋转副 旋转副 f2 f6 f10 f14 f18 固定副 球副 球副 旋转副 旋转副 f3 f7 f11 f15 f19 旋转副 圆柱副 旋转副 限制 x、z 方向平移 旋转副 f4 f8 f12 f16 f20 旋转副 圆柱副 旋转副 旋转副 限制 x、z 方向平移 f21固定副f22 限制 z 方向 平移和转动 2.4 整车模型的

12、建立 2.4.1 质量特性参数的确定 整车质量：9750kg（最大总质量），其中动力总成质量（加上传动轴）：780kg， 前桥质量：325kg，后桥质量：447kg，六条轮胎质量：246kg。估算其它悬架机 9 构质量：202kg 估算底盘质量为：9750-780-325-447-246-202=7750kg 动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）：ixx=3813kgm2，iyy=41666kgm2 ,izz=45012kgm2 惯性积：ixy=iyz=izx=0 2.4.2 系统建

13、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tsda弹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= 0.8。 c.路面 在virtual.lab中，通过road单元直接将b级路

14、面数据导入，并同时生成对应路 10 面模型。如图 12所示： 图 12 b 级路面 在lms vitual.lab 虚拟实验室中，运用full vehicle模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 11 3 仿真计算 3.1 平顺性分析 3.1.1 整车静平衡计算 对整车进行平顺性仿真之前，必须求得整车的静平衡。在virtual.lab中对整 车模型进行静平衡分析，通过virtual.lab提供的smat功能，可以很方便的查看 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

15、14 整车静平衡分析 静平衡位置，底盘z方向坐标为 1225mm，较初始位置 1371mm下降约 150mm。如图 15所示： 图 15 静平衡位置 12 此时前轮轮胎的变形量为 23mm，如图 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 28mm，较前轮轮胎稍大，如图 17所示： 图 17 静平衡位置后轮轮胎变形量 3.1.2 平顺性结果分析 利用 virtual.lab 中的 static/dynamic 求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

16、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/h在b级路面行驶时，驾驶员座椅支腿处z向加速度响应如 13 图 3.1.2.1，加速度最大值约为 4.63m/s2。 图 3.1.2.1 驾驶员座椅支腿处 z 向加速度响应 对加速度响应作功率谱分析（图 3.1.2.2a、3.1.2.2b），可以看到响应最高的 两个峰值频率分别是 1.3hz、4.3hz。其中 1.3hz 可能对应的是车

17、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 3.1.2.2a 加速度响应功率谱（线性谱） 图 3.1.2.2b 加速度响应功率谱（对数谱） 14 1 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： wk = 0.5 f/4 12.5/4 ( 0.5f2 ) ( 2f4 ) ( 4f12.5) ( 12.5f80 ) 如图 3.1.2.3 所示， 图 3.1.2.3 垂直方向频率加权示意图 加速度响应加权前后比较见图 3.1.2.4， 图 3.1.2.4 加速度响应功率谱加权前（红色）、后（绿色）对比

18、计算频率加权后的加速度时间响应曲线的均方根值为 1.09m/s2。 3.1.3 国家标准参考：客车平顺性评价指标限值表 大、中型客车轻型客车 评定指标 旅游团体长途高级普通 空气悬架非空气悬架 加速度加权=0.4595=0.7079=1.0274=1.1220=0.6833=0.8123 均方根值 15 3.2 前悬架定位参数变化分析 建立前悬架多体模型如图 所示： 图 3.2.1 前悬架多体模型 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 100mm。仿真得到前悬架右 侧车轮 x y z 三个方向的位移如错误！未找到引用源

19、。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 3.2.3。车辆纵向滑移量 变化范围为：1500mm1519mm，纵向滑移量的变化为 19mm。 16 图 3.2.3 在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 3.2.4，前 束角变小，但只有不到 0.01 度。如果考虑转向梯形的刚度，前束角会更减小。 图 3.2.4 落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 3.2.5，左右轮的外倾朝向同 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

20、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。 17 3.3 整车操纵稳定性分析 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。 3.3.1 行驶无转向动作 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 steerfix.avi）。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 3.2.1.1）. 图 3.2.1.1 静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

21、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 18 ） 3.3.2 制动分析 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 2.9 度，向右转） 在轻微制动时（加速度-2.4m/s2）行驶 30 米，也向左跑偏，但仅有 0.2m。如果不考虑对板 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） 3.3.3 转向行驶 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，动画文件 turn.avi），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 3.2.3.1， 图 3.2.3.1 车速 50km/h 时的转角和静止时转角比较 可以看到转角相差只有 0.01 度，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” 3.3.4 横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