基于Virtual.Lab的某電動車平順性研究

史利芳， 楊 林， 劉進偉， 歐陽旭

(隆鑫通用動力股份有限公司 技術(shù)中心， 重慶 400039)

汽車行駛的平順性主要指路面不平引起的汽車振動。研究平順性的目的是控制汽車振動系統(tǒng)的動態(tài)特性，使系統(tǒng)輸出的振動在一定范圍內(nèi)，對乘員舒適性或貨物完整性的影響在一定界限之內(nèi)。汽車平順性作為主要指標之一，主要用于評價乘坐舒適性[1-5]，還影響到零部件及路面的疲勞壽命和行駛安全性。各主機廠、各研究機構(gòu)和學者都將改善汽車平順性作為研究重點，是提高中國汽車制造水平的關鍵因素。縱觀國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，各國學者和研究機構(gòu)主要研究對象還是傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車，基于傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車的平順性研究模型和相關理論已較為成熟，在電動汽車領域內(nèi)的研究還相對較為欠缺。電動車以電機作為主要動力來源，因此路面激勵引起的振動導致的汽車平順性問題將作為主要的研究重點[6-8]。基于此，本文將兩種不同頻率的路面激勵作為振動源，建立兩種低頻平順性(1～5 Hz激勵路面)和高頻平順性(5～25 Hz激勵路面)作為平順性評價工況，對整車底盤參數(shù)進行靈敏度分析，研究相關參數(shù)對平順性的影響特性和影響程度，確定最終優(yōu)化方案。

1 整車動力學模型

動力學主要研究作用于物體的力與物體運動的關系。車輛動力學模型一般用于分析車輛的平順性和車輛的操縱穩(wěn)定性。對于車輛來說，研究動力學主要研究車輛輪胎及其相關部件的受力情況。整車動力學模型的創(chuàng)建步驟包括建立車輛前懸架系統(tǒng)、后懸架系統(tǒng)、白車身、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、驅(qū)動系統(tǒng)、輪胎等。車輛各個部件之間通過建立正確的連接關系如旋轉(zhuǎn)副、襯套、TSDA、固定副等，保證車輛可以正常進行平順性分析。

1.1 整車物理模型

實際汽車運動模型是一個融合了多自由度的復雜非線性系統(tǒng)，重建出完全符合其運動規(guī)律的物理模型極其困難。在實際研究過程中，根據(jù)研究重點的差異簡化模型復雜性。在本文中做出以下假設：汽車沿縱向中心線左右對稱，并作勻速直線運動，路面是平穩(wěn)的，具有各向同性，考慮4個輪輸入的相關性；路面以外的其他振源、輪胎阻尼暫不考慮[9]。

簡化后的整車運動模型包含8個自由度，如圖1所示，u、v、w、p分別為汽車的縱向速度、橫向速度、橫擺角速度和車身側(cè)傾角速度，再加上4個車輪的轉(zhuǎn)動角速度。圖1中Fxi、Fyi、Fzi(i=1,2,3,4)為路面對車輪的作用力在車輛坐標系上的分解；C為整車質(zhì)心；c′為簧載質(zhì)量質(zhì)心；h為整車質(zhì)心距地面的高度；h′為簧載質(zhì)心距離側(cè)傾軸線的距離；T為汽車輪距；I為汽車軸距；a、b分別為整車質(zhì)心至前、后軸的水平距離[9]。

圖1 8自由度汽車動力學模型

1.2 建立整車動力學模型

采用LMS Virtual Lab軟件中Motion模塊(西門子工業(yè)軟件公司，德國)建立整車動力學模型。主要包括柔性化的白車身、前懸架系統(tǒng)、柔性穩(wěn)定桿、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、后懸架系統(tǒng)、輪胎等，并且為了考慮路面激勵是否會激勵其他柔性零部件，對后橋、后橫撐桿、后搖臂、前搖臂、車身、穩(wěn)定桿等進行剛?cè)狁詈戏治觥?chuàng)建與電動車樣車相符的整車動力學模型的整車動力學模型，如圖2所示。

圖2 整車動力學模型

1.3 模型校核

為保證分析結(jié)果的準確性，需對模型進行校核。本文主要通過整備狀態(tài)前后各輪胎受力和整車自由模態(tài)的模型校核。為此對實車進行前/后懸架系統(tǒng)偏頻試驗，偏頻是汽車底盤的前懸架和后懸架與簧上質(zhì)量組成系統(tǒng)的固有頻率，其大小和比值決定整車的平順和操穩(wěn)性能，故必須滿足一定的標準。

偏頻試驗采用LMS Test Lab振動測試設備進行振動加速度信號采集。試驗時首先將4個三向振動加速度傳感器分別安裝在2個后懸架的簧上位置和簧下位置，測試后輪沖擊瞬間的振動信號，處理數(shù)據(jù)后得到左右后輪的偏頻。校核結(jié)果見表1、表2。

通過對該車動力學模型進行校準，與試驗結(jié)果誤差在8%以內(nèi)，判定動力學模型準確，可以進行平順性分析。

表1 載荷對比結(jié)果 單位：N

表2 偏頻對比結(jié)果

2 評價工況與指標

2.1 評價工況

完成電動車動力學模型及校核后，平順性研究中所使用的評價路況如圖3所示，包括了平順性研究的兩種分析工況低頻平順性(Primary Ride)和高頻平順性(Secondary Ride)。

1)低頻平順性：低頻振動(1～5 Hz)，豎直方向振動頻率主要考慮1.0～1.2 Hz，俯仰頻率主要考慮1.2～1.5 Hz，所有的車輛子系統(tǒng)可以被認為是一個剛體，主要考慮簧載質(zhì)量相振動。

2)高頻平順性：中頻振動(5～25 Hz)，涉及車身的結(jié)構(gòu)振動振型(如汽車車架、簧下質(zhì)量部件、柔性零部件、發(fā)動機的缸體模態(tài)的彎曲振型)，主要考慮非簧載質(zhì)量振動。

針對平順性分析的沖擊工況，即高級振型(Harshness)：車輛結(jié)構(gòu)和/或組件的更高頻率振動(25～100 Hz),視為噪聲分析工況，本文暫不考慮。

圖3 評價路況

2.2 評價指標

傳統(tǒng)平順性評價方法以座椅、靠背、地板、方向盤等與人體直接接觸的部位為檢測點[1,10-15]，本文提出增加車身與底盤的8個連接點以及車身等檢測點，能夠更加全面地檢測平順性。

車身加速度均方根值是衡量汽車平順性的常用指標，其大小直接影響乘員舒適性。本文以車身加速度均方根理論推導為例進行說明[1,4]。根據(jù)汽車理論可知，二自由度懸架振動模型為一線性模型，且當路面只有單個輸入時，振動響應的PSD(功率譜密度)Gx(f)與路面位移輸入PSD(功率譜密度)Gq(f)的關系式為

(1)

式中，|H(f)|x～q為系統(tǒng)輸出x對輸入q的幅頻特性。

由于路面速度功率譜密度函數(shù)通常為“白噪聲”，即在頻域內(nèi)為一常數(shù)。改寫式(1)得

(2)

(3)

(4)

依據(jù)《人體承受全身振動計算 第一部分:一般要求》(ISO 2631-1)，人體對于不同方向上的振動頻率敏感度不同。在垂直軸向方向，人體敏感頻率為4～12.5 Hz，在4～8 Hz頻率范圍內(nèi)，車身會與人體內(nèi)臟器官產(chǎn)生共振，其頻率為8～12.5 Hz。車身振動會對人的脊椎系統(tǒng)產(chǎn)生嚴重不良影響。所以，可以進一步研究考慮加權(quán)加速度均方根值作為評價指標時的情況[15]。對于垂向振動的頻率f加權(quán)函數(shù)w(f)表示為

(5)

考慮頻率加權(quán)函數(shù)的加權(quán)加速度均方根，其表達式[1,14]為

(6)

評價指標為RMS(均方根值)、RFG(原始信號的頻域均方根值)、RMQ(均四次方根值)，計算式分別為

(7)

(8)

(9)

3 靈敏度優(yōu)化分析

3.1 不同工況下各參數(shù)影響特性

首先，在建立整車動力學模型時將其底盤前、后減震器彈簧的剛度、阻尼器的壓縮和復原阻尼、襯套的軸向和徑向剛度、穩(wěn)定桿的扭轉(zhuǎn)剛度等23個參數(shù)進行參數(shù)化設置，基于整車的約束條件，確定每個變量的優(yōu)化范圍。為明確各參數(shù)對平順性的影響特性，這里采用RMS-SUM、RMQ-SUM、RFG-SUM 3個評價指標進行衡量。

通過仿真分析結(jié)果，分別得出對兩種工況影響“最靈敏”參數(shù)如下。

1)低頻平順性：前懸剛度和阻尼、穩(wěn)定桿剛度、后縱臂與車身連接處襯套剛度、后縱臂與后橋連接處襯套剛度，后懸剛度和阻尼影響。

2)高頻平順性：前懸剛度和阻尼、穩(wěn)定桿剛度、后懸剛度和阻尼影響。

通過分析整理各項指標參數(shù)可以得出如下結(jié)論：

1)后懸彈簧剛度、襯套剛度、結(jié)構(gòu)橡膠剛度3個參數(shù)的影響特性一致。

2)前/后減震器阻尼參數(shù)對兩種工況的影響特性為矛盾關系。

3.2 靈敏度優(yōu)化分析結(jié)果

車身原狀態(tài)PSD曲線和車身優(yōu)化狀態(tài)PSD曲線分別如圖4、圖5所示。圖中虛線代表車身x向，實線代表車身y向。

圖4 車身原狀態(tài)PSD曲線

圖5 車身優(yōu)化狀態(tài)PSD曲線

將各點位PSD曲線進行數(shù)據(jù)處理，得到兩個工況下平順性分析指標參數(shù)，見表3。表3中“-”表示在原狀態(tài)基礎上降低。通過與原狀態(tài)進行對比分析，優(yōu)化方案在保證高頻平順性工況的舒適性前提下，低頻平順性工況舒適性提升11%，優(yōu)化方案效果明顯。

表3 優(yōu)化分析結(jié)果 %

4 結(jié)論

以電動車為原型，利用動力學分析軟件Virtual.Lab 軟件的Motion模塊建立了剛?cè)狁詈险嚹Ｐ汀Ｍㄟ^在低頻平順性和高頻平順性兩種工況上進行平順性分析與優(yōu)化，得出如下結(jié)論:

1)在進行車輛動力學仿真前需對整車模型進行校核，可以通過偏頻試驗和前后輪胎載荷方法，仿真與整車模型誤差在8%以內(nèi)，動力學模型準確，可以進行平順性分析。

2)為保證平順性性能的準確評判，考慮實際路面激勵，建立低頻平順性和高頻平順性兩種平順性評價工況，確定每個工況下的評價指標和10個評價點。

3)平順性優(yōu)化分析中前/后減震器阻尼參數(shù)對兩種工況的影響會表現(xiàn)矛盾的情況，故而需要明確該車的實際使用工況，明確優(yōu)化分析目標。

4)為明確平順性優(yōu)化方向，對底盤參數(shù)進行靈敏度分析，確定每個參數(shù)的影響程度，明確優(yōu)化對象，為整車的正向開發(fā)提供相關理論基礎。