肖 飛，王 偉，栗廣生，馮 哲，葉明松

（東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545005）

關(guān)鍵字：載貨車；舒適性；二次開發(fā)；懸置系統(tǒng)

平順性作為舒適性的主要組成部分，已成為各大車企競爭的內(nèi)容之一，直接影響用戶的購車意向。由于國內(nèi)整車開發(fā)水平的限制，往往在整車試驗階段才發(fā)現(xiàn)舒適性問題，有的甚至在售后爆發(fā)批量問題后才意識到問題的嚴重性，造成的經(jīng)濟損失不可估量。利用ADAMS虛擬仿真軟件，可在設(shè)計階段進行舒適性虛擬仿真優(yōu)化，得到彈性元件的最優(yōu)參數(shù)值，可以提高一次設(shè)計成功率，縮短開發(fā)周期，降低開發(fā)成本。本文基于ADAMS虛擬仿真平臺，對故障車駕駛室懸置參數(shù)進行仿真優(yōu)化，得到最優(yōu)解，并實現(xiàn)工程化應(yīng)用。

1 原車平順性測試

1.1 整車平順性測試

參考GB/T 4970－2009《汽車平順性試驗方法》，對整車進行C級路面舒適性測試，車速選取30 km/h、35 km/h、40 km/h、45 km/h、50 km/h、55 km/h、60 km/h、65 km/h、70 km/h、75 km/h、80 km/h、85 km/h、90 km/h、95 km/h、100 km/h，測試駕駛員坐墊處的加權(quán)加速度均方根值即平順性值，傳感器布置如圖1所示。

圖1 座椅三向傳感器布置示意圖

測試得到的平順性值如表1所示。

表1 C級路面平順性數(shù)值

從測試結(jié)果看，車速80 km/h時，三向加速度加權(quán)值達1.37 m/s，最大值出現(xiàn)在車速100 km/h時，最大值達1.49 m/s，根據(jù)GB/T 4970－2009法規(guī)可知，該車舒適性較差，需要對其進行整改。

1.2 整車振動傳遞路徑分析

為了查找導致舒適性差的原因，對整車進行振動傳遞路徑分析，分別測試駕駛室懸置系統(tǒng)和前懸架系統(tǒng)主、被動端振動加速度，測試結(jié)果如圖2所示。

圖2 懸架及駕駛室懸置隔振率

從測試結(jié)果看，前懸架隔振率在60%以上，隔振效果較好。駕駛室后懸隔振率在50%以上，駕駛室前懸隔振率不到30%，隔振效果較差，故可判斷駕駛室懸置減振不足是導致該車舒適性差的主要原因。因此，考慮對駕駛室懸置隔振率影響較大的剛度及減振器阻尼等參數(shù)進行優(yōu)化。

2 整車多體動力學仿真

2.1 整車模型建立

利用ADAMS/Car軟件中的專家模式建立各系統(tǒng)模板，建模遵循“模板→子系統(tǒng)→整車”的規(guī)則。為了使仿真模型更加準確，對車架進行柔性化處理，在有限元Hypermesh軟件中將車架進行模態(tài)分析生成模態(tài)中性文件（mnf格式），導入ADAMS/car中創(chuàng)建生成柔性車架子系統(tǒng)。柔性體車架子系統(tǒng)如圖3所示。

鋼板彈簧模型的建立是建模的重要部分之一，板簧是懸架重要組成部分，對整車模型準確性有很大的影響。建立整車模型鋼板彈簧一般采用離散梁法、有限元法、三段梁法這三種基本方法。本次建模前后懸板簧子系統(tǒng)均采用三段梁法，建模時考慮板簧動剛度，動剛度由板簧實測而得。板簧動靜剛度測試實驗臺和測試結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖3 柔性體車架子系統(tǒng)

圖4 板簧動靜剛度測試實驗臺

圖5 不同振動頻率下板簧動剛度系數(shù)隨振幅變化曲線

結(jié)合路面激勵頻率與板簧動剛度測試結(jié)果，取板簧頻率為3 Hz時的測量結(jié)果為板簧模型垂向動剛度輸入值。利用MATLAB多項式擬合方法擬合出板簧動剛度變化曲線力與位移關(guān)系表達式，將擬合出的結(jié)果作為ADAMS/Car板簧三段梁垂向剛度參數(shù)。

其他各模塊根據(jù)實車進行相應(yīng)的簡化處理，最終建立的整車剛?cè)狁詈隙囿w動力學模型如圖6所示。

圖6 整車模型

2.2 路面模型建立

為了仿真的可行性，同時方便仿真與實測對比，選用具有明顯特征的搓板路和扭曲路作為對比路況。采集路面信息，并在ADAMS建立虛擬路面，如圖7—圖10所示。

圖7 搓板路

圖8 虛擬搓板路

圖9 扭曲路

圖10 虛擬扭曲路

2.3 整車虛擬仿真

為了驗證整車模型的準確程度，需要對比不同路況和不同車速、測點位置的試驗和仿真結(jié)果。本文對比8 km/h車速時扭曲路和搓板路前板簧轉(zhuǎn)耳對應(yīng)車架位置、前板簧后吊耳對應(yīng)車架位置、座椅導軌位置，共三個位置的垂向振動加速度實測值與仿真值。司機座椅導軌位置對比結(jié)果圖11、圖12所示。

圖11 車速8 km/h扭曲路仿真與實測對比

從對比結(jié)果可知，車速8 km/h扭曲路仿真與試驗加速度的趨勢基本一致，加速度波動范圍基本在-4 m/s～3 m/s，車速8 km/h搓板路仿真與試驗加速度波動范圍基本在-10 m/s～15 m/s。因整車路試試驗和仿真時間沒有一一對應(yīng)，所以在時間上有錯開。仿真與實測誤差值在10%以內(nèi)，吻合度較好，滿足后續(xù)車型開發(fā)優(yōu)化的要求。

圖12 車速8 km/h搓板路仿真與實測對比

3 駕駛室懸置優(yōu)化

3.1 駕駛室懸置優(yōu)化模型建立

通過CATIA軟件駕駛室及其懸置三維模型進行簡化，導入ADAMS中。根據(jù)實車建立各運動部件之間的連接，輸入各零部件質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動慣量信息。

為了對駕駛室懸置阻尼進行優(yōu)化，阻尼采用力的形式輸入。考慮已知阻尼參數(shù)是非線性的離散點而ADAMS只能對連續(xù)變化的變量進行優(yōu)化求解，為了解決這一問題，需要將非線性離散變量轉(zhuǎn)換成連續(xù)變量函數(shù)進行優(yōu)化求解。本文采用阻尼力的非線性模型為

其中，f為減振器的阻尼力，N；為減振器的阻尼系數(shù)，N.s/mm；為減振器的阻尼特性指數(shù)；為減振器阻尼非對稱系數(shù)；sgn()為速度的符號函數(shù)，它的含義是＞0時，函數(shù)值為1；=0時，函數(shù)值為0；＜0時，函數(shù)值為-1。

根據(jù)前后懸置減振器速度和阻尼力實測數(shù)據(jù)，用M ATLAB擬合得出阻尼力非線性模型，得到駕駛室前懸置各系數(shù)為=-0.015、=-50.030 3、=0.645 8，后懸各系數(shù)為=-0.034 5、=-158.798 6、=0.063 45。

3.2 駕駛室懸置阻尼優(yōu)化

3.2.1 設(shè)計變量選取

擬合系數(shù)和前后懸置彈簧剛度共有8個基本參數(shù)（前懸剛度）、（后懸剛度）、（前懸阻尼系數(shù)）、（后懸阻尼系數(shù)）、（前減震器阻尼非對稱系數(shù)）、（后減震器阻尼非對稱系數(shù)）、（前減震器阻尼特性指數(shù)）、（后減震器阻尼特性指數(shù)）影響懸置系統(tǒng)的減振能力。為了減小設(shè)計變量、縮短優(yōu)化計算時間，先對8個設(shè)計變量進行靈敏度分析。靈敏度分析結(jié)果表明，、、、、、對駕駛室質(zhì)心振動加速度影響靈敏度比較大，而參數(shù)、幾乎沒有影響。因此選擇、、、、、為本文的設(shè)計研究變量。

3.2.2 設(shè)計變量約束條件設(shè)置

綜合考慮生產(chǎn)簡易、樣件試制、樣件安裝的難易程度以及經(jīng)濟成本等實際情況和保證模型達到靜平衡和懸置設(shè)計基本要求，依據(jù)相關(guān)文獻，確定前懸剛度范圍為35 N/mm～105 N/mm，后懸剛度值范圍為12.5 N/mm～37.5 N/mm，前懸阻尼系數(shù)范圍為-0.157 65～-0.052 55，后懸阻尼系數(shù)范圍為-0.050 1～-0.016 7，前懸阻尼特性指數(shù)范圍為0.322 7～0.968 1，后懸阻尼特性指數(shù)范圍為0.317 35～0.952 05。

3.2.3 優(yōu)化目標確定

整車的舒適性能是指當車輛受到外部激勵時，駕乘人員的乘坐舒適性。當經(jīng)過各懸置系統(tǒng)減振后，傳遞到駕駛室的振動能量越低，說明匹配的懸置剛度和阻尼曲線越好，減振性能越好。本文研究駕駛室懸置系統(tǒng)剛度阻尼匹配時，對駕駛室進行了簡化處理為一個質(zhì)點。而在整車舒適性研究中一般關(guān)注垂向振動加速度幅值，所以選取質(zhì)心處的垂直方向振動加速度功率譜密度為優(yōu)化設(shè)計目標。

3.2.4 優(yōu)化計算及結(jié)果分析

圖13 優(yōu)化前后垂向振動加速度功率譜密度曲線

本文的優(yōu)化研究是在振動模塊中進行的受迫振動分析。以懸置下支座質(zhì)心點為輸入通道位置點輸入垂直向上的位移激振，激振方式采用正弦 掃頻，相位為0，幅值為10。以駕駛室質(zhì)心位置為加速度輸出通道。采用最優(yōu)化研究方法得到優(yōu)化前后質(zhì)心處的振動加速度值功率譜密度如圖13所示。

從優(yōu)化前后曲線對比可知，優(yōu)化后振動加速度功率譜密度幅值明顯下降，得到優(yōu)化前后各參數(shù)值如表2所示。優(yōu)化前后阻尼曲線如圖14、圖15所示。

表2 駕駛室前后懸阻尼優(yōu)化參數(shù)表

圖14 駕駛室前懸阻尼優(yōu)化前后對比

圖15 駕駛室后懸阻尼優(yōu)化前后對比

從優(yōu)化前后的阻尼曲線可知，前懸阻尼降低很多，后懸阻尼變化較小。

4 優(yōu)化前后舒適性對比

4.1 整車仿真對比

整車模型中輸入優(yōu)化后參數(shù)，進行仿真，得到優(yōu)化前后仿真曲線如圖16、圖17所示。

圖16 車速8 km/h搓板路優(yōu)化前后仿真對比

圖17 車速8 km/h扭曲路優(yōu)化前后仿真對比

從對比可知，優(yōu)化后振動加速度減小35.2%，說明在頻域條件下的優(yōu)化結(jié)果在整車中驗證是有效的。

4.2 實車驗證對比

參考《汽車平順性試驗方法》（GB/T 4970－2009），優(yōu)化后測試的駕駛員坐墊處的向、向、向加權(quán)加速度均方根值即平順性值，優(yōu)化后平順性值如表3所示，根據(jù)優(yōu)化懸置參數(shù)試制樣件，裝車驗證，優(yōu)化前后平順性對比數(shù)據(jù)如圖18所示。

圖18 優(yōu)化前后平順性對比

表3 優(yōu)化后C級路面平順性值

優(yōu)化后舒適性值明顯減小，車速80 km/h由原來的1.37 m/s降至0.92 m/s，車速100 km/h由原來的1.49 m/s降至0.97 m/s，降幅分別達32.8%和34.9%，說明優(yōu)化方案可應(yīng)用于工程實踐。

5 結(jié)論

本文針對某載貨車舒適性差的問題，采用虛擬樣機仿真技術(shù)，對駕駛室懸置參數(shù)進行了優(yōu)化，并在實車中得到了驗證，提高了整車舒適性能。研究過程中得到以下結(jié)論：

（1）整車舒適性問題可通過振動傳遞路徑分析分析找到問題點，是查找此類問題原因的有效方法。

（2）建立了剛?cè)狁詈系恼嚩囿w動力學模型，模型考慮了板簧動剛度，通過與實車試驗對比，仿真與實測誤差值在10%以內(nèi)，吻合度較好，滿足后續(xù)車型開發(fā)優(yōu)化的要求。

（3）實現(xiàn)了用力模塊來代替減振器阻尼的方法，建立了阻尼非線性模型，并在虛擬仿真中得到應(yīng)用，具有較高的工程應(yīng)用價值。

（4）整車開發(fā)中虛擬樣機技術(shù)的應(yīng)用是縮短開發(fā)周期、降低成本的有效方法。