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        基于平順性和操穩(wěn)的某重型越野車懸架參數(shù)優(yōu)化

        2018-07-26 13:11:18居剛王凱峰陳興華
        汽車實用技術(shù) 2018年13期
        關(guān)鍵詞:主銷側(cè)向懸架

        居剛,王凱峰,陳興華

        (安徽江淮汽車集團股份有限公司,安徽 合肥 230601)

        前言

        懸架是汽車上的重要組成部件,其性能的優(yōu)劣直接影響著汽車的平順性與操縱穩(wěn)定性,懸架應具有良好的運動學特性,在其輪跳中應保證輪跳定位參數(shù)在合理的范圍內(nèi)變動,從而改善汽車的操縱穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向輕便性、減少輪胎的磨損等[1]。本文通過懸架模型的建立,并對懸架進行分析,再得到各種性能曲線,選取不合理的性能參數(shù)作為優(yōu)化目標,并對設計參數(shù)進行優(yōu)化,以改善懸架系統(tǒng)性能,提高設計效率。

        1 模型建立

        整車多體動力學模型的建立是在整車三維模型的基礎(chǔ)上建立的參數(shù)化模型,其不僅反映了整車及各部件的外形尺寸和質(zhì)量特征,還輸入了彈簧、阻尼器和襯套等所屬的力學參數(shù),能夠很好地還原整車的真實特性,所以在對整車多體動力學模型的仿真更接近整車試驗水平。

        本文所研究的是一款帶平衡軸懸架的 8X8重型戰(zhàn)術(shù)車輛,其第一軸和第二軸分別采用的是帶鋼板彈簧的非獨立懸架,第三軸和第四軸共同采用一等臂式平衡軸懸架,第一軸和第二軸懸架采用少片式鋼板彈簧,平衡軸懸架用一根反向安裝的少片式鋼板彈簧作為彈性元件,每一軸上均采用雙向筒式液壓減振器作為阻尼元件且安裝限位塊。

        整車建模具體的步驟:

        (1)將整車分解成若干個子系統(tǒng),本文所研究的車型分別如下:第一軸懸架子系統(tǒng)、第二軸懸架子系統(tǒng)、平衡軸懸架子系統(tǒng)、前鋼板彈簧子系統(tǒng)、后鋼板彈簧子系統(tǒng)、動力總成子系統(tǒng)、車身子系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)子系統(tǒng)和輪胎子系統(tǒng)。并分清各個子系統(tǒng)之間的相互連接關(guān)系,為下面的通訊器的建立做準備。

        (2)在Template Builder中,建立各個子系統(tǒng)相對應的模板,先從結(jié)構(gòu)形式上建模,由幾何參數(shù)對各個零部件建立模型,再由質(zhì)量參數(shù)和力學特性參數(shù)修改各個零部件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量以及屬性文件等,并建立用以連接的通訊器。

        (3)在上一步的基礎(chǔ)上,對建立好的的模板建立相對應的子系統(tǒng)模型。

        (4)將上述已經(jīng)建立好的子系統(tǒng)在Standard Interface中裝配成整車多體動力學模型。

        整車建模的拓撲關(guān)系圖如圖1所示:

        圖1 整車建模的拓撲關(guān)系圖

        2 平順性參數(shù)的優(yōu)化與分析

        2.1 優(yōu)化變量與目標的確定

        為了進一步改善車輛輪胎側(cè)磨狀況,對懸架參數(shù)進行進一步優(yōu)化。優(yōu)化設計中選擇車輪前束角、車輪外傾角在仿真過程中的最大絕對值作為優(yōu)化目標,使優(yōu)化目標的變動范圍盡可能縮小[2]。選擇板簧前卷耳點,吊耳點,橫向拉桿端點三個硬點的九個坐標值作為優(yōu)化的變量,硬點的坐標變化范圍設定為[-10,10]mm[3]。

        2.2 靈敏度分析

        利用Adams/Insight進行試驗設計,試驗策略采用二水平試驗設計篩分法,使用這種方法對九個設計變量進行篩選,選取其中影響度較大的設計變量,采用全因子設計方法[4]。

        運行試驗后,對仿真結(jié)果進行擬合。R2和R2adj表示擬合的好壞程度,當R2在0~1之間,越大越好,且理想的擬合狀態(tài)是大于0.9;R2adj 通常小于R2,R2adj 的值為 1 時表明擬合得非常好;P是指擬合表達式中是否含有有用項,擬合表達式中的有用項個數(shù)隨著P值的減小而增多;R/V是指模型計算值和原始數(shù)據(jù)點之間的關(guān)系,其值越高,表明預測結(jié)果越好,當R/V值高于10時,預測結(jié)果非常理想;當 R/V值低于4時,預測的結(jié)果非常不理想[5]。通過擬合良好程度(Goodness-of-fit)項檢查擬合得好壞,其各值見圖2,從表中可以看出擬合得比較理想。

        圖2 仿真擬合圖

        導出分析結(jié)果,從中可以看出各因素對應的影響度,對前束角影響度較大的變量如圖3,圖4所示。

        圖3 分析結(jié)果圖

        圖4 分析結(jié)果圖

        從圖3可以看出在第一軸中前卷耳點的x坐標對前束角的影響度超過10%,需對其進行優(yōu)化。圖4可以看出第二軸中前卷耳點的x,z坐標對前束角的影響度超過了10%,因此需要調(diào)整這兩個坐標對第二軸進行優(yōu)化。

        2.3 優(yōu)化前后仿真分析結(jié)果對比

        根據(jù)靈敏度分析,對影響較大的兩個坐標在相對范圍[-10,10]內(nèi)進行調(diào)整,優(yōu)化前后的結(jié)果對比圖如下。

        圖5 第一軸前束角優(yōu)化前后對比

        圖6 第一軸優(yōu)化前后主銷 后傾角對比

        圖7 第一軸優(yōu)化前后外傾角對比

        圖8 第一軸優(yōu)化前后主銷 內(nèi)傾角對比

        圖9 第一軸優(yōu)化前后輪距變動對比

        圖10 第二軸優(yōu)化前后 前束角對比

        圖12 第二軸優(yōu)化前后 外傾角對比

        圖11 第二軸優(yōu)化前后主銷后傾角對比

        圖13 第二軸優(yōu)化前后主銷內(nèi)傾角對比

        圖14 第二軸優(yōu)化前后輪 距變化對比

        由前后對比分析圖可以看出,優(yōu)化過后輪跳過程中,前束角、主銷內(nèi)傾角,外傾角,輪距變動的變化范圍都不同程度減小,達到了預期的目標,主銷后傾角的變化范圍有一定程度的增大,這是優(yōu)化前束角和外傾角的過程中所不可避免的,增大的程度完全是可以接受的。

        3 轉(zhuǎn)向回正性參數(shù)的優(yōu)化與驗證

        3.1 參數(shù)的選取

        根據(jù)上述對影響重型戰(zhàn)術(shù)車輛操縱穩(wěn)定性因素的分析,其中殘余橫擺角速度與主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角成反相關(guān),但受板簧剛度的變化的影響很小。而側(cè)傾角受主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角的影響很小,當板簧剛度降低時,側(cè)傾角也會隨之減小,但減小幅度很小,故不對板簧剛度做調(diào)整。由分析結(jié)果確定一組更優(yōu)的懸架參數(shù),一二橋的主銷內(nèi)傾角取7.8°,主銷后傾角取 4°。參數(shù)優(yōu)化前后的硬點坐標和板簧參數(shù)如表1和表2所示。

        表1 一橋優(yōu)化前后的硬點坐標和參數(shù)對比

        表2 二橋優(yōu)化前后的硬點坐標和參數(shù)對比

        3.2 優(yōu)化參數(shù)的驗證

        把優(yōu)化后的參數(shù)帶入整車仿真模型中進行操縱穩(wěn)定性仿真驗證,與優(yōu)化前的仿真結(jié)果進行對比。

        3.2.1 整車穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗仿真分析

        圖15 整車穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真軌跡

        圖16 縱向車速VS側(cè)向加速度

        圖17 橫擺角速度VS側(cè)向加速度

        圖18 側(cè)傾角VS側(cè)向加速度

        圖19 側(cè)偏角VS側(cè)向加速度

        把優(yōu)化后的參數(shù)帶入整車仿真模型進行穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗,使汽車以最低穩(wěn)定速度沿半徑為 15m的圓周行駛,待穩(wěn)定后,緩緩連續(xù)而均勻地加速(縱向加速度不超過0.25m/s2),直至汽車的側(cè)向加速度達到6.5m/s2(或受發(fā)動機功率限制而所能達到的最大側(cè)向加速度、或汽車出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài))為止,記錄整個過程。

        對上述數(shù)據(jù)進行處理得到轉(zhuǎn)彎半徑比的仿真結(jié)果和前后側(cè)偏角的仿真結(jié)果如圖20和圖21。

        圖20 半徑比VS側(cè)向加速度

        圖21 前后側(cè)偏角VS側(cè)向加速度

        依據(jù)QC/T 480汽車操縱穩(wěn)定性指標限值與評價方法,對整車穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)性能的評價計分如表3。

        表3 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)性能評分

        3.2.2 轉(zhuǎn)向回正試驗仿真分析

        轉(zhuǎn)向回正試驗用于確定車輛的轉(zhuǎn)向回正力,評價汽車由曲線自行恢復到直線行駛的能力。低速回正試驗是使汽車沿半徑為15±1m的圓周行駛,調(diào)整車速,使側(cè)向加速度達到0.4g,固定轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角,穩(wěn)定車速并開始記錄,待3s后,駕駛員突然松開轉(zhuǎn)向盤,記錄松手后4s的汽車運動過程。

        圖22 低速回正仿真行駛軌跡

        圖23 橫擺角速度響應

        圖24 方向盤轉(zhuǎn)角輸入曲線

        表4 轉(zhuǎn)向回正性能評分

        依據(jù)QC/T 480汽車操縱穩(wěn)定性指標

        限值與評價方法,對整車轉(zhuǎn)向回正性能的評價計分如表4所示。

        3.3 分析評價

        根據(jù)上述的評分結(jié)果可以看出,相對于優(yōu)化前的指標評分,優(yōu)化后的模型在穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)性能上基本沒有區(qū)別,分值不相上下,在轉(zhuǎn)向回正性能上,仿真后該車輛的殘余橫擺角速度由6.32 deg/s減小到5.09 deg/s,轉(zhuǎn)向回正的評分也由優(yōu)化前的66.9增加為優(yōu)化后的77.7,表明該車輛的操縱穩(wěn)定性在優(yōu)化后得到了較為明顯的改善。

        4 結(jié)論

        本文通過建立某重型越野車平順性和操縱穩(wěn)定性的模擬仿真分析模型,并基于各自評價指標進行分析計算,建立起該重型越野車的優(yōu)化設計模型和優(yōu)化目標,通過對懸架系統(tǒng)剛度值和阻尼值的優(yōu)化分析計算,得出新的優(yōu)化參數(shù),結(jié)果表明車輛的平順性和操縱穩(wěn)定性均得到了較好的改善,仿真模型對懸架系統(tǒng)關(guān)鍵性能的優(yōu)化起到重要指導作用。

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