基于虛擬樣機技術的重型牽引車平順性分析與優化

魏超　徐賢　周建剛　陳偉　黃值儀

摘 要：本文針對某重型牽引車平順性進行分析，找出存在的問題。基于ADAMS/VIEW 建立重型牽引車多體動力學模型，采用OPTIMUS對底盤懸架剛度和減振器特性曲線以及駕駛室懸置剛度和減振器特性曲線進行優化設計，改善該車平順性。優化方案通過試驗驗證，整車平順性改善效果明顯。

關鍵詞：平順性；功率譜密度；ADAMS

中圖分類號：U461.4 文獻標識碼：A 文章編號：1005-2550（2016）05-0033-07

Abstract： A analysis has been researched in order to improve the tractors ride comfort. The virtual prototype model of the tractor is established based on the analysis software of ADAMS/View.The system working flow， design of experiment （DOE） is built up on OPTIMUS.For the abnormal vibration of the tractor. It optimizes the damping of shock absorber and the stiffness of cab mount and suspension system. At last ，the Optimization result verified on a test vehicle is remarkable.

Key Words： Ride Comfort； PSD； ADAMS

隨著車輛行駛速度的提高和行駛里程的加大，平順性作為影響乘員乘坐舒適度，貨物運輸效率，車上零件使用壽命和行駛安全的重要因素，已經成為現代高速、高效率汽車的主要指標。現價段，在正向設計過程中無法準確評估車輛的平順性能，對于車輛平順性的分析在很大程度上還依賴于試驗驗證的方法，為車輛的設計帶來很多的不確定因素。通過虛擬樣機技術建立整車參數化虛擬樣機模型，實現對汽車平順性的仿真分析及優化設計可大大縮短汽車平順性研究周期、降低研發成本，對實際工程中汽車平順性的改善有指導意義。

1 平順性問題分析

對某款重型牽引車平順性進行主觀評價時，駕駛員能明顯感覺到駕駛室的上下振動，整車主觀評價結果較差。

為分析異常振動原因，根據 GB/T4970-2009《汽車平順性試驗方法》，對該車進行整車平順性試驗。以ISO2631-1（1997）定義總加權加速度均方根值 來對整車平順性進行評價。試驗測得駕駛員腳部 Z 向振動加速度 f z ，座椅座墊上三向 Sx ，Sy ，Sz ，座椅靠背X向振動加速度 bx 和Z向振動加速度bz ，通過計算以上幾個測點的加權均方根值得到總加權加速度均方根值

從座椅各測點功率譜密度可以看出，座椅X向和Y向的振動能量主要集中在2Hz、3.2HZ和10.2Hz；座椅Z向、靠背X向和靠背Z向的振動能量則主要集中在3.2Hz左右，駕駛員腳部Z向能量則主要集中在1.8Hz，3.2Hz和5Hz左右。該車裝配輪胎的滾動半徑約為0.5m，車速60km/h時，車輪的旋轉基頻為5.3Hz，各測點5Hz和10.2Hz的頻率分別接近前橋車輪部分固有頻率、車輪旋轉基頻的一倍頻和兩倍頻，因此由前橋車輪部分固有頻率和車輪動不平衡產生的共振激勵最有可能是造成駕駛室異常振動的主要原因之一。

對懸置和懸架各測點的功率譜密度進行分析，3.2Hz的激勵頻率則是來自于底盤后懸下，根據圖2分析得知，底盤后懸架，駕駛室懸置沒有對該頻率下的激勵進行很好的衰減，導致座椅處各測點該頻率下的幅值偏大。

因此，需要對底盤懸架剛度和減振器，駕駛室懸置剛度和減振器進行優化設計，降低3.2Hz，5Hz，10.2Hz頻率下的能量，提升該車的平順性能。

2 多體動力學模型的建立

2.1 整車模型的建立

整車模型包括駕駛室及其懸置、車架、動力總成、前后懸架、貨箱和輪胎等部分。

駕駛室采用四點全浮懸置系統，懸置由彈簧減震器構成。座椅為機械式彈簧減震座椅。前懸架由前橋、板簧和減震器組成，后懸架則是由后橋、主板簧，副板簧和減震器組成。板簧則是多段梁結構。車架采用柔性體模型。將對平順性影響不大動力總成系統做相應的簡化，將發動機和變速箱簡化成質量塊，用襯套模擬懸置使其與車架相連。

整個模型擁有51個自由度，40個運動部件，26個固定副，1個圓柱副，3個旋轉副，3個球副，1個移動副。基于上述拓撲結構的整車模型如圖3和圖4所示：

2.2 模型仿真試驗

平順性仿真中采用與實際試驗相符的路面激勵。本文的試驗是根據GB/T4970-2009《汽車平順性試驗方法》在路面為A級平直瀝青路進行的。根據GB/T7031-2005《機械振動道路路面譜測量數據報告》選擇相應的路面功率譜密度，擬合仿真所需的隨機路面。

利用上述整車模型和隨機路面進行平順性仿真分析。使整車模型在額定載荷狀態下分別以50km/h、55km/h、60km/h、65km/h、70km/h車速勻速直線行駛，仿真計算得到座椅總加權加速度值。仿真結果與試驗結果對比如圖5所示。仿真結果與實車試驗結果的誤差均在10%以內，仿真模型精度能夠滿足實際工程需要。

3 平順性優化設計

3.1 目標函數

根據ISO2631-1（1997）定義，利用總加權加速度均方根值 來對整車平順性進行評價，故選擇座椅平面的加速度加權均方根值為目標函數，目標值越小，其平順性越好。

3.2 優化變量

底盤懸架、駕駛室懸置和座椅構成該車型的三級減振系統，影響座椅平面的加速度加權均方根值的主要有前后懸架板簧剛度和減震器特性參數、駕駛室的懸置參數、簧載質量和非簧載質量的質量參數。

由于是對現有車型的平順性能改善，優化時車輛本身的質量參數是無法改變的；調整前懸架板簧剛度和減震器特性參數可對簧下激勵進行有效隔振，減小因前橋簧下偏頻引起的共振；并結合駕駛室懸置參數、后懸架板簧剛度和減震器特性參數的優化，還能抑制3.2HZ處的低頻段激勵。考慮到整車承載能力和可靠性，無法對板簧剛度進行任意優化，故根據整車質量分配分別計算出前、后懸架的板簧剛度最大能夠調整的范圍，最低剛度分別為原剛度值的80%和90%。

因此，選擇駕駛室懸置和底盤減振器特性曲線比例系數，駕駛室懸置剛度進行優化變量，結合板簧剛度的調整，提升該車的平順性能。

3.3 約束條件

在確定各優化變量的取值范圍時，應根據企業的生產能力和懸置設置的基本原則確定，所以各優化設計變量的取值范圍如表1所示：

3.4 建立優化工作流

利用OPTIMUS和ADAMS軟件接口建立聯合優化工作流，利用OPTIMUS中的并行計算模型，大大提高優化效率。OPTIMUS與ADAMS聯合優化工作流中的控件包括設計變量，輸入輸出文件，輸出向量，輸出變量和聯合仿真接口。建立好的工作流如圖6所示：

3.5 優化結果

利用OPTIMUS參數進行優化計算，最終得到的參數最優值如表2所示。

優化后的特性曲線需要經過主觀調試，經過實車主觀調試后，優化前后的減振器曲線如圖7所示。

3.6 仿真及試驗驗證

將得到的優化后的參數值輸入到ADAMS模型中，獲取優化后駕駛員處各方向的加速度。圖8是優化后駕駛員處各個方向的加速度PSD對比。表3是優化前后加權加速度均方根值。

以仿真工況60KM/h時駕駛員處各測點的PSD可以看出，通過對板簧剛度、駕駛室懸置和底盤減振器特性曲線比例系數，駕駛室懸置剛度進行優化，優化后各測點3.2Hz處的幅值明顯降低，坐墊Z，靠背X，靠背Z，腳步Z在5Hz和10.2Hz處的幅值也有明顯降低。這些因素的改善都促使了乘坐總值的降低。

4 結論

本文對座椅各測點的振動加速度PSD進行分析得到了該車型乘坐總值過大的原因。利用ADAMS/View建立整車虛擬樣機模型，通過對底盤懸架板簧剛度和減振器特性、駕駛室懸置剛度和減振器特性進行優化匹配，能夠有效的衰減3.2HZ、5HZ和10.2HZ時的能量，改善車輛的平順性。

經試驗驗證，通過優化設計座椅總加權加速度在55～70km/h車速下均有所改善，其中60km/h車速下總加權加速度從1.03m/s2降低到0.857m/s2，降幅達到了16.78%，改善效果顯著，主觀評價中駕駛室上下振動明顯減輕。

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