陳 龍，方彥騰，何家興，鄭作民

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 510000）

0 前言

車輛駛過路面較大的障礙物（如減速帶、井蓋等）時所經(jīng)歷的沖擊，是乘客對車輛行駛平順性感知的主要關(guān)注點，也是整車公司著力提高的重要性能。大部分整車公司采用主客觀結(jié)合的方法對沖擊平順性進行評價，主觀評價一般采用十分制打分法，客觀評價一般采用《ISO 2631-1:1997人體全身振動暴露評價》[1]或《GB∕T 4970-2009汽車平順性試驗》[2]推薦的方法，但上述客觀評價方法較難與主觀評價建立很好的關(guān)聯(lián)性，另外它是一個整車級的綜合評價指標，不能單獨評價各子系統(tǒng)的好壞，不利于發(fā)現(xiàn)問題與優(yōu)化設計。

隨著虛擬試驗技術(shù)的進步，基于ADAMS多體軟件對沖擊平順性進行研究的方法得到了應用[3-4]；文獻[5]針對車輛沖擊平順性提出了發(fā)動機懸置配置評估和選擇方法[5]；文獻[6]從發(fā)動機懸置、前懸架、輪胎與后橋4個子系統(tǒng)出發(fā)，發(fā)現(xiàn)了影響車輛沖擊平順性的敏感因子。

為建立一套與主觀評價相關(guān)聯(lián)的客觀的評價方法，本文基于ISO與GB提出了一種新的評價方法，并應用Ad?ams∕Car對沖擊振動進行了機理解析與影響因素定量分析。

1 沖擊平順性客觀評價方法

通用的沖擊平順性主客觀評價試驗工況為以某一特定的車速通過規(guī)定尺寸的凸塊，以模擬實際行駛過程中車輛駛過較大障礙物的沖擊平順性。

1.1 沖擊平順性主觀評價方法

沖擊平順性可以劃分為兩個子性能：沖擊強度和沖擊殘余振動衰減快慢。沖擊強度指車輛駛過較大障礙物時乘員感受到的沖擊大小，沖擊殘余振動衰減快慢指駛過較大障礙物后乘員仍感受到的振動衰減快慢。

一般的主觀評價方法為：乘客分別評價前輪駛過凸塊時間歷程段（從前輪接觸凸塊到后輪接觸凸塊時間段）與后輪駛過凸塊時間歷程段（從后輪接觸凸塊到振動消失時間段）的沖擊平順性，并對沖擊強度和殘余振動衰減快慢進行打分，再根據(jù)兩項指標的權(quán)重系數(shù)來綜合評價。

1.2 通用的沖擊平順性客觀評價指標

《ISO 2631-1:1997人體全身振動暴露評價》采用一定時間內(nèi)的頻率加權(quán)加速度均方根值，或頻率加權(quán)加速度四次方振動劑量值評價。一定時間段的頻率加權(quán)加速度均方根值按式（1）計算：

其中：aw(t0)為一定時間段的頻率加權(quán)加速度均方根值，單位為m∕s2；aw(t)為頻率加權(quán)加速度時間歷程，單位為m∕s2；τ為時間段的長短，單位為s，標準中建議τ取1s；t為時間變量，單位為s；t0為沖擊響應消失時刻，單位為s。

頻率加權(quán)加速度四次方振動劑量值按式（2）計算：

其中：VDV頻率加權(quán)加速度四次方振動劑量值，單位為m∕s2；T為從汽車前輪接觸凸塊到車輛駛過凸塊且沖擊響應消失時間段，單位為s。

《GB∕T 4970-2009汽車平順性試驗》增加了指標加速度的最大絕對值，按式（5）計算：

其中：awz_max為垂向加速度的最大絕對值，單位為 m∕s2。

1.3新的沖擊平順性客觀評價指標與試驗驗證

根據(jù)大量試驗數(shù)據(jù)結(jié)果，座椅座墊與靠背表面較軟，試驗數(shù)據(jù)準確度較低（一致性差），不能真實地反映車輛的好壞。另外根據(jù)國標中的方法，加速度的最大絕對值基本出現(xiàn)在第一個波谷，不能完全反映乘客感受到的向上的沖擊感。

基于ISO與GB的評價方法，結(jié)合大量主觀評價與客觀試驗結(jié)果的對比分析，提出了一種新的客觀評價方法，即采用修正的基本評價方法評價沖擊強度，修正的輔助評價方法評價綜合沖擊平順性?？陀^評價的工況為以30 km∕h勻速直線駛過一長×寬×高為2 500 mm×100 mm×25 mm的長方形凸塊。客觀評價指標為：在前輪過凸塊引起的駕駛員座椅導軌處的頻率加權(quán)加速度時間歷程中，取最大值與最小值的差值（峰峰值）來評價前軸的沖擊強度，按式（4）計算，取0.3秒時間段（以30 km∕h的車速試驗時，前輪與后輪接觸凸塊的時間間隔一般大于0.3 s，且振動基本衰減，這樣能單獨提取出前輪或后輪過凸塊的加速度時間歷程）的三向軸加權(quán)加速度均方根總值的最大值來評價前軸的綜合沖擊平順性，按式（5）計算；后軸的評價方法與前軸一樣，但位置改為后右乘客座椅地板處。

PP為某個方向的頻率加權(quán)加速度時間歷程的峰峰值，單位為m∕s2。

RSS為三向軸加權(quán)加速度均方根總值的最大值，單位為 m∕s2； awx、awy與awz的頻率加權(quán)系數(shù)分別采用 GB∕T 4970—2009推薦的 wc、wd與wk進行計算； kx、ky與kz值取1，τ值取0.3 s。

本文對五輛乘用車（前麥弗遜與后刀鋒臂式多連桿懸架）進行主客觀評價，主觀評價采用十分制評價法，客觀評價采用新的方法，表1為沖擊平順性的主客觀評價結(jié)果。

表1 沖擊平順性主客觀評價結(jié)果

從表1可知，駕駛員處的主觀評分明顯好于后排乘客處，客觀結(jié)果也反映了這一趨勢；另外車輛之間的主客觀排序也基本一致，因此新的客觀評價方法能反映沖擊平順性的好壞，可用于實踐中。

2 Adams/Car模型校核

在Adams∕Car中建立整車模型，包括前懸架、后懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、前穩(wěn)定桿、后穩(wěn)定桿、輪胎、制動系統(tǒng)、車身及動力總成。其中前后懸架模型用K&C試驗結(jié)果校核，動力總成的安裝位置與懸置特性采用試驗結(jié)果，輪胎采用試驗參數(shù)辨識的FTire模型，襯套根據(jù)試驗結(jié)果設置阻尼特性。建立request測量前軸節(jié)、后軸節(jié)、駕駛員座椅導軌、右后乘客座椅地板、前減振器塔座及后減振器塔座的振動加速度。路面采用Adams中的3D路面，仿真與試驗工況一致。

試驗與仿真客觀評價指標對比結(jié)果如表2所示，試驗與仿真垂向振動加速度對比如圖1所示，試驗與仿真縱向振動加速度對比如圖2所示，從對比結(jié)果可知，除后排乘客座椅地板的橫向振動差異較大外（橫向振動值較小，不考慮），其它客觀評價指標差異均在30%以內(nèi)，仿真結(jié)果具有較高的準確度，可用Adams∕Car來分析沖擊平順性。

3 振動機理研究與關(guān)鍵影響因素分析

垂向與縱向振動加速度絕對值較大，對沖擊平順性有較大的影響，而橫向振動加速度的絕對值較小，因此本文只分析垂向與縱向振動的影響因素。

表2 試驗與仿真的客觀評價指標對比

圖1 試驗與仿真垂向振動加速度對比

圖2 試驗與仿真縱向振動加速度對比

3.1垂向與縱向振動的機理分析

3.1.1 垂向振動機理分析

根據(jù)車身與車輪雙質(zhì)量振動系統(tǒng)模型[7]，車輪駛過凸塊時，路面給車輪一個位移脈沖輸入，簧下質(zhì)量與簧上質(zhì)量以接近簧下質(zhì)量固有頻率的正弦波振動。假設簧上質(zhì)量只受到彈性力（與位移相關(guān)），簧下質(zhì)量上跳到最大時，簧上質(zhì)量受到的作用力最大，即簧上質(zhì)量加速度達到最大值；又根據(jù)簧下質(zhì)量的位移相位角滯后加速度相位角180°的關(guān)系，可以得到簧上質(zhì)量的加速度相位角滯后簧下質(zhì)量的加速度相位角180°。假設簧上質(zhì)量只受到阻尼力（與速度相關(guān)），同理可知簧上質(zhì)量的加速度相位角滯后簧下質(zhì)量的相位角90°。綜合彈性力與阻尼力的影響，簧下質(zhì)量與簧上質(zhì)量的加速度相位角差值應在90°至180°之間，具體滯后角取決于彈性力與阻尼力的大小關(guān)系。典型的歸一化的試驗的簧上與簧下質(zhì)量的垂向加速度相位角關(guān)系試驗結(jié)果如圖3所示，從圖3可知，簧上與簧下質(zhì)量的加速度相位角稍大于90°，理論與試驗結(jié)果吻合。

圖3 典型的歸一化的試驗的簧上與簧下質(zhì)量的垂向加速度相位角關(guān)系

3.1.2 縱向振動機理分析

縱向振動的機理與垂向振動基本一致，不同點在于簧上質(zhì)量的縱向振動主要決定于彈性力，而阻尼力較小，因此簧上與簧下質(zhì)量的加速度相位滯后角接近180°，典型的歸一化的試驗的簧上與簧下質(zhì)量的縱向加速度相位角關(guān)系如圖4所示。

3.2 垂向與縱向振動影響因素分析

3.2.1 垂向振動影響因素分析

影響簧上質(zhì)量垂向振動加速度大小的直接因素包括彈性力（彈簧力、上跳限位塊作用力、襯套垂向分力）、阻尼力（減振器阻尼力）、動力總成對車身的反作用力、簧上的質(zhì)量大小，其中彈性力與阻尼力為簧下質(zhì)量對簧上質(zhì)量的作用力。簧下質(zhì)量對簧上質(zhì)量的作用力與簧下質(zhì)量的振動特性相關(guān)，影響簧下質(zhì)量振動的因素包括路面激勵、輪胎屬性、簧下質(zhì)量大小、以及簧上質(zhì)量的反作用力等。為清晰地知道各作用力對簧上質(zhì)量振動的影響，應用Ad?ams∕Car進行仿真分析，首先排除動力總成的影響，把動力總成與車身固定，只考慮彈性力與阻尼力對簧上質(zhì)量振動的影響。表3為前后減振器塔座第一個垂向加速度峰值時刻的垂向作用力，從中可以看出：前輪過脈沖時，簧上質(zhì)量受到的作用力稍大于前軸簧上質(zhì)量與前減振器塔座加速度的乘積，后輪過脈沖時，簧上質(zhì)量受到的作用力稍大于后軸簧上質(zhì)量與后減振器塔座加速度加速度的乘積（這是因為前輪過脈沖時，后減振器塔座的垂向加速度很小，后輪過脈沖時，前減振器塔座的垂向加速度很小，所以垂向振動與測點的縱向位置有較大關(guān)系，人機布置時應讓乘客遠離輪心）；彈簧力與阻尼力是引起簧上質(zhì)量振動的主要作用力。

圖4 典型的歸一化的試驗的簧上與簧下質(zhì)量的縱向加速度相位角關(guān)系

表3 前后減振器塔座第一個垂向加速度峰值時刻的垂向作用力（動力總成剛性連接）

表4 前后減振器塔座第一個縱向加速度峰值時刻的縱向作用力（動力總成剛性連接）

3.2.2 縱向振動影響因素分析

縱向振動的影響因素包括輪跳輪心縱向位移變化梯度、縱向力輪心縱向柔性與阻尼、簧下質(zhì)量、簧上質(zhì)量、輪胎規(guī)格、動力總成懸置等。與垂向振動分析類似，應用Adams∕Car對影響縱向振動的因素進行仿真分析，表4為前后減振器塔座第一個縱向加速度峰值時的縱向作用力，從表4中可以看出：前輪過脈沖時，簧上質(zhì)量受到的作用力等于前后軸總簧上質(zhì)量與振動加速度的乘積，后輪過脈沖時，簧上質(zhì)量受到的作用力等于前后軸總簧上質(zhì)量與振動加速度的乘積；襯套縱向分力是引起縱向振動的主要作用力，而其它作用力基本可以忽略。

3.2.3 動力總成對垂向與縱向振動的影響

將動力總成分別采用剛性與柔性連接，客觀評價指標對比如表5所示，從對比結(jié)果可知，動力總成對座椅導軌處的垂向加速度影響較大，而對后排乘客地板處的垂向加速度影響較??；動力總成對駕駛員座椅導軌與后右乘客地板處的縱向加速度均有較大影響。動力總成的質(zhì)量與轉(zhuǎn)動慣量、質(zhì)心位置、懸置的安裝位置、懸置的剛度與阻尼特性都會影響簧上質(zhì)量的振動，設計時應慎重考慮動力總成的設計對沖擊平順性的影響。

綜上所述，彈簧力與阻尼力是引起垂向振動的主要因素，襯套縱向分力是引起縱向振動的主要因素，動力總成對垂向與縱向振動均有較大影響。

4 影響因素靈敏度分析與驗證

上文雖然分析了引起簧上質(zhì)量振動的主要因素，但實際設計過程中受各種條件的限制，各因素的調(diào)整范圍有限，下面將基于實際情況分析各因素對沖擊平順性的影響大小。

4.1 影響因素靈敏度仿真分析

影響因素選擇彈簧剛度、減振器阻尼、限位塊間隙、簧下質(zhì)量、輪跳輪心縱向位移梯度、縱向力輪心縱向柔性。各因素采用不同的設置方法，仿真方案參數(shù)與客觀評價指標結(jié)果對比分別如表6與表7所示。

表5 動力總成剛性與柔性連接時的客觀評價指標對比

表6 仿真方案設計參數(shù)值對比

表7 仿真方案客觀評價指標結(jié)果對比

從表7中可以得到以下結(jié)論：（1）橫向加速度均方根值（RMSX）相比垂向與縱向振動的加速度均方根值（RMSZ與RMSX）非常小，可以忽略；（2）對RMSZ與PPZ影響較大的因素為減振器阻尼與彈簧剛度，但RSS值均在5%以內(nèi)，說明減小垂向振動對RSS的優(yōu)化不明顯；（3）輪跳輪心縱向位移梯度與縱向力輪心縱向柔性對RMSX與PPX的影響較大，RSS值也分別減小5%與10%，優(yōu)化效果較明顯，不同后軸縱向力輪心縱向柔性的振動加速度對比如圖5所示。

圖5 不同后軸縱向力輪心縱向柔性振動加速度對比

4.2 影響因素的靈敏度試驗驗證

為了驗證沖擊平順性縱向振動加速度仿真結(jié)果的準確性，在同一輛車上安裝不同的零部件進行試驗驗證，圖6所示為不同后軸后縱擺臂襯套屬性的縱向振動加速度對比，試驗結(jié)果與仿真結(jié)果基本一致。

圖6 不同后軸后縱擺臂襯套屬性的縱向振動加速度對比

5 結(jié)論

通過沖擊平順性客觀評價方法研究與設計優(yōu)化的研究，可以得到以下結(jié)論

（1）加速度峰峰值與三向軸加權(quán)加速度均方根總值的最大值能與主觀評價建立較好的對應關(guān)系，且客觀評價結(jié)果與主觀評價結(jié)果基本吻合；

（2）彈簧力與阻尼力是引起垂向振動的主要因素，襯套力是引起縱向振動的主要因素，動力總成對垂向與縱向振動都有較大影響；

（3）修改各影響因素對垂向振動影響不明顯，而輪跳輪心縱向位移梯度與輪心縱向柔性對縱向振動有較大影響，改善沖擊平順性可從減小縱向振動加速度著手。