124基于virtual lab的某电动汽车平顺性研究

1、基于 Virtual.Lab 的某电动汽车平顺性研究史超(通用动力，重庆 400052)摘要工程中某低速电动车动力学系统建模的问题，采用 VIRTUAL.LAB 软件的 motion 模块，建立了整车动力学系统模型，同时将某些零部件进行刚柔耦合分析；阶段建立 Primary Ride 和 Secondary Ride 两种平顺性评价工况下进行分析，获取整车 10 个不同响应点的时域信号，从而获取其对应的频域结果，反映出车辆随机振动的非平稳特征，该为整车平顺性性能研究提供一种清晰的分析思路。: 动力学系统 平顺性 刚柔耦合 VIRTUAL.LAB.Riding Comfort Research

2、of Electric Vehicle Based onVirtual.lab SoftwareShi Li, Yang Lin , Ouyang Xu, Zhuchao, Liao Geng(Loncin MotorCo.，., Chongqing,)ABSTRACTing problem of one low-speed electric vehicle, using Virutal.Lab toFor a mbuild a dynamic mof the car with some accessories flexible. Analysis is workingin Primary R

3、ide and Secondary Ride conditions. Transfer time domain results into frequency domain results of 10 target points in vehicle which will show the nonstationary characteristics of vehicle in random vibration process. This paperprovides a research method for vehicle ride comfort study.Keywords: Dynamic

4、 systems1 引言ComfortRigid-flexible couplingVirtual.Lab电动汽车作为汽车行业的发展趋势，行驶平顺性不仅影响到乘员的乘坐舒适性、零部件，而且对汽车的动力性、性和操纵性等其他性能也有较大的影响，并且在电动车方面，由于电动车以驱动动机作为动力源，运转更加平稳，没有了传统内燃机的振动激励，因此路面激励成为影响乘员舒适性的主要因素，各大汽车厂商把电动车平顺性作为增强市场竞争力的重要指标，而以往的研究中，大都是将汽车简化成线性时不变系统模型，以某一特定面路输入，利用频响函数矩阵直接求取频域响应。本文从不同频率的路面激励考虑，建立两种 Primary Rid

5、e & Secondary Ride平顺性评价工况，进行整车平顺性研究，并通过悬架偏频试验对模型进行了校核，保证整车动力学模型的精确度和分析结果准确度。2 整车动力学模型2.1 整车物理模型汽车实际上是一个非常复杂的非线性的度系统,要想建立完全符合汽车振动系统实际情况的物理模型是极其的，为简化问题做以下假设，汽车沿纵向中心线左右对称，并作匀速直线，路面是平稳的各态历经的正态随机过程，具有各向同性，考虑四轮输入的相关性;忽略除路面以外的其他振源，忽略轮胎阻尼。图 1 所示的八个度的线性力学模型。其坐标原点在车身质心，x 轴正向为汽车前进方向，y 轴正向垂直汽车纵向对称面，z 轴正向竖直向

6、上。八个度分别为 zB 为簧载重量的质心的垂直位移；𝜃𝐵为簧载质量绕质心的横向角位移；𝜑𝐵为簧载质量绕质心的纵向角位移；𝑧𝑓𝑙为左前非簧载质量质心的垂直位移；𝑧𝑓𝑟右前非簧载质量质心的垂直位移；𝜃𝑟为后非簧载质量质心的横向角位移；𝜃𝑚为座椅系统质心的垂直角位移。图 1 整车系统的八个度线性模型2.2 整车数学模型对图 1 的非线性力学模型，可以用第二类 Lagrang 方程

7、推导出任意时刻 t 的：𝑀𝑧𝑡 + 𝐶𝑧𝑡 + 𝐾𝑧𝑡 = 𝑃𝐼系统的动力学方程，其矩阵表式中𝑀的质量矩阵；𝐶的阻尼矩阵；𝐾的刚度矩阵；𝑃为 t 时刻路面位移和激励的转换矩阵；𝐼为 t 时刻的路面输入位移向量，由于忽略了轮胎非线性，为常数阵；𝑧𝑡 ，𝑧𝑡 ，𝑧&#

8、119905;为 t t + t时刻的响应量。2.3 建立整车动力学模型为了建立与实际相符的电动车整车动力学模型，前期对整车基本参数及衬套等刚度参数进行收集。整车几何基本参数如表 1 所示。表 1整车几何参数名称数值2240mm轴距轮距（前/后）1300/1315mm整车质量767.2kgx：2042.522整车质心坐标（x,y,z）y：4.087mmz：586.697前簧上质量339kg前簧下质量56kg286.2kg后簧上质量后簧下质量94kg390kg前轮载荷后轮载荷380.2kg参数收集完成后，利用 Virtual.Lab建立前悬架系统、后悬架系统、转motion 模块中的 vehic

9、le system 分别、轮胎等，并且将主要承载和大变形件零部件考虑成柔性体，对上车身、前摇臂、后桥、后横撑杆等进行柔性化，并在整车动力学模型中进行刚柔耦合分析。前悬架系统中的防侧倾杆采用 beam用 ARB 几何表示。在悬架系统和转各部件之间的连接需与实际整车中的连接相同。整车动力学模型如下图 2、3 所示。图 2 整车动力学模型图 3 柔性零部件2.4 模型一致性校核为保证后续分析结果的准确性，需通过 1G 工况和偏频试验对模型进行校核。1G 工况校核结果如下图 4 所示。在整车动力学系统力情况如表 2 所示。表 2 轮胎接地点受力后，各个轮胎接地点受部位前左轮胎前右轮胎后左轮胎后右轮胎接

10、地点受力（N）1930.9885341982.7624791758.2809431898.355224由表 2 可知轮胎接地点受力情况合理。图 4 校核结果对实车进行前/后悬架系统偏频试验。偏频是汽车底盘的前悬架和后悬架与簧上质量组的固有频率，其大小和比值决定整车的平顺和性能，故必须满足一定的标准。试验中，首先将 4 个振动度传感器分别安装在 2 个后悬架的簧上位置和簧下位置，再将后轮举离地面 100mm 左右，使后轮落下，测试后轮冲击瞬间的振动信号，处理得到左右后轮的偏频，偏频试验过程和部分传感器布置点如图 5 所示。利用偏频试验数据对动力学模型进行模型校准，对比结果如下表 3 所示。图 5

11、 偏频测试传感器位表 3偏频对比结果类别前偏频（Hz）后偏频（Hz）前/后偏频比1.311.750.75试验结果结果1.401.820.76通过对该车动力学模型进行校准，与试验结果误差在 8%以内，判定动力学模型准确，可以进行后续分析。3 评价工况汽车的平顺性主要是保持汽车在行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在一定的界限之内，路面不平度和车速形成了汽车振动系统的“输入”，此“输入”经过由轮胎、悬架、座垫等弹性、阻尼元件和悬挂、非悬挂质量的振动系统的传递，得到振动系统的“输出”是悬挂质量或进一步经座椅传至度通过对振动的反应, 因此平顺性主要根据乘员的度，此感觉的舒适性来评价，它是现

12、代高速汽车的主要性能之一。在利用进行时，考虑路面激励时，主要可以分为三个主要工况:（1）初级振型（Primary Ride）:低频振动车辆(5 Hz)，所有的车辆子系统可以被认为是作为一个刚体行为。簧上质量相关零部件的振动模式；（2） 次级振型（Secondary Ride or Shake）:中频振动(5-25 Hz)，涉及车身的结构振动振型(如汽车车架、簧下质量部件、柔性零部件、发动机的缸体模态的弯曲振型)；（3） 高级振型（Harshness）: 车辆结构和/或组件的更高频率振动(25-100 Hz),部分视为噪音。本文主要是在 Primary Ride行研究，工况如下图 6 所示。和

13、Secondary Ride 这两种平顺性评价工况下进图 6 评价路况4 分析结果本文采用图 7 所示的不同 10 个点的度值作为评价点，评价指标为：RMS（时域信号）、RFG（频域信号 0-10Hz）、RMQ（对人的高振幅冲击指标）图 7中 10 个评价点对整车在两种不同路面激励频率下进行分析，分析结果如图 8、9 所示。图 8 初级路面分析结果图 9 次级路面分析结果由图 8 和图 9 可以得到，10 个评价点在不同频率下对应的振动度值和功率谱密度。在初级路面工况下，10 个评价点中最大度不超过 0.6g;在次级度值不超过 2g；路面工况下，最大振动结果合理。5 结论本文利用 Virtual.Lab上车体、前悬架系统、柔性建立与实际电动车的整车动力学模型，主要：杆、转、后悬架系统、轮胎等，并且将主要承载和大变形件零部件考虑成柔性体，将后桥、后横撑杆、后摇臂、前摇臂、白车身等进行刚柔耦合；在进行 分析时考虑路面激励，建立 Primary Ride & Secondary Ride 两种平顺性评价工况，进行整车平顺性研究；对实车进行了偏频试验且对动力学模型进行了 1G 模型校核保证整车动力学模型的精确度和分析结果准确度。参考文献1，.汽车振动与噪声理论与应用M.