【正文】 3) 獲取各子系統(tǒng)的幾何定位參數(shù)、 質(zhì)量特性參數(shù)、 物理參數(shù)和力學(xué)參數(shù)。 (7) 仿真計(jì)算結(jié)果的后處理。 經(jīng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化分析，建立 前懸架動(dòng)力學(xué)模型 子系統(tǒng) 如圖 所示。 圖 前減振器特性曲線 b) 前 彈簧模型 的建立 在 ADAMS 軟件里 首先建立一個(gè) 用戶自定義的彈簧特性文件，然后利用屬性對(duì)話框進(jìn)行修改，也可以直接在力－行程 變化 曲線上直接拖改，也可以通過參數(shù)列表進(jìn)行準(zhǔn)確的定義[26]，最終自動(dòng)進(jìn)行擬合得到 前懸架 彈力 隨 壓縮、拉伸行程 變化 曲線如圖 。它主要包括方向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸、橫拉 桿、齒輪齒條轉(zhuǎn)向器等。轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比 pi 指的是從輪胎接觸地面中心作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力 2 wF 與作用在轉(zhuǎn)向盤上的 手力 hF 之比；轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比 0i? 指轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比。p? ； 與 同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量 kB?之比。如圖 所示。 a) 減振器模型的建立 下單斜擺臂前后段分別與底盤和輪轂聯(lián)接，螺旋彈簧安裝在下單斜擺臂和車身 之間，減振器聯(lián)接下單斜擺臂與車身，建模時(shí)阻尼特性與前懸架減振器一樣處理。 圖 后懸架雙輪跳動(dòng)試驗(yàn)臺(tái) ① 外傾角 車 輪跳動(dòng)時(shí)外傾變化對(duì)車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)特性等有很大影響，應(yīng)盡量減少車輪相對(duì)車身跳動(dòng)時(shí)的外傾角變化。圖 輪同步上下跳動(dòng)時(shí)懸架車輪外傾角的變化曲線。 圖 外傾角隨雙輪跳動(dòng)變化曲線 ② 前束角 車輪跳動(dòng)時(shí)的前束變化對(duì)車輛的直線穩(wěn)定性，車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)特性有很大的影響，是汽車懸架的重要參數(shù)之一?！?76。 為了分析輪胎的復(fù)雜特性，國(guó)內(nèi)外學(xué)者做了很多研究工作來將輪胎進(jìn)行模型化，并建立了 Fiala 模型、 Frank 模型、 Sakai 模型、 Pacejka 模型等理論模型。 Pacejka 模型將胎體的變形考慮為張緊的弦，提出所謂“弦”模型，并在此基礎(chǔ)上考慮了有驅(qū)動(dòng)和制動(dòng)力情況下的聯(lián)合側(cè)偏特性。 該 車的車胎型號(hào)是 195/55R15 。修改剛體質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為簧載質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以定義與各子系統(tǒng)之間正確的連接關(guān)系。利用模型進(jìn)行測(cè)試可以自動(dòng)算出模型共有 181 個(gè)自由度，模型如圖 所示。模型的驗(yàn)證主要是考察系統(tǒng)模型與計(jì) 算機(jī)實(shí)現(xiàn)之間的關(guān)系，主要判斷模型的計(jì)算機(jī)實(shí)現(xiàn)是否正確。 本章小結(jié) 本章首先闡述了多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)以及 ADAMS軟件的基本理論， 詳細(xì)介紹了整車多 剛 體模型的建模思路 ；其次，介紹了 ADSAM軟件各主要模塊的功能。振動(dòng)影響著人的舒適性、工作效能和身體健康。然后，根據(jù)人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)－乘員的舒適程度來評(píng)價(jià)越野車的行駛平順性。于 1997 年公布的 ISO 2631:1997 (E)，此標(biāo)準(zhǔn)對(duì)于評(píng)價(jià)長(zhǎng)時(shí)間作用的隨機(jī)振動(dòng)和多輸入點(diǎn)多軸向振動(dòng)環(huán)境對(duì)人體的影響時(shí)，能與主觀感覺更好的符合。表 給出了三個(gè)輸入點(diǎn) 12 個(gè)軸向，分別選用哪一個(gè)頻率加權(quán)函數(shù)和應(yīng)軸加 權(quán)系數(shù) k . 表 頻率加權(quán)函數(shù)、軸加權(quán)系數(shù) k 圖 各軸向振動(dòng)的軸加權(quán)系數(shù) 由表 上各軸向的軸加權(quán)系數(shù)可以看出，椅面輸入點(diǎn) sx 、 sy 、 sz 三個(gè)線振動(dòng)的軸加權(quán)系數(shù) k ＝ 1，是 12 個(gè)軸向中人體最敏感的，其余各軸 向的軸加權(quán)系數(shù)均小于 。 平順性的評(píng)價(jià)方法 （ 1） 人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南 國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織 ISO 提出了 ISO2631《人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南》。 舒適－降低界限與保持舒適有關(guān)。 暴露極限通常作為人體可以承受振動(dòng)量的上限。 圖 33 a )和圖 33 b )分別為在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)下的垂直和水平方向振動(dòng)對(duì)人體影響的 “ 疲勞－工效降低界限 ” 。在 以下，同樣的暴露時(shí)間，水平振動(dòng)加速度容許值低于垂直振動(dòng)。 對(duì)記錄的加速度時(shí)間歷程 )(ta 進(jìn)行頻譜分析得到功率譜密度函數(shù) )(fGa ，按下式計(jì)算 2180 2 ])()([?? dffGfwa aw () 頻率加權(quán)函數(shù) )(fw （漸進(jìn)線）可用以下公式表示，式中頻率 f 的單位為 Hz ????????????????)(/)(1)42(4/)()(fffffffw k () ??? ?? ??? )802(/2 )(1)( ff ffw d () ??? ?? ??? )808(/8 )(1)( ff ffw c () ??? ?? ??? )801(/1 )(1)( ff ffw e () 為了使仿真試驗(yàn)分析的結(jié)果更加逼近實(shí)際情況，需要同時(shí)考慮 sx 、 sy 、 sz 這三個(gè)軸向的振動(dòng)，三個(gè)軸向的總加權(quán)加速度均方根值按下式計(jì)算： 21222 ])()[( zwywxwv aaaa ??? 。 為了用 “ 疲勞－工效降低界限 ” 評(píng)價(jià)汽車平順性，首先要對(duì)經(jīng)過汽車座椅傳至人體的振動(dòng)進(jìn)行頻譜分析，得到 1/3 倍頻帶的加速度均方值譜。所以，可用達(dá)到某一界限允許暴露時(shí)間來衡量人體感覺到的振動(dòng)強(qiáng)度的大小。 三個(gè)界限只是振動(dòng)加速度容許值不同。 疲勞 工效降低界限與保持工作效率有關(guān)。我國(guó)參照 ISO2631 制定了國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》和《客車平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)及極限》。標(biāo)準(zhǔn)還規(guī)定靠背水平軸向 bx 、 by 可以由椅面 sx 、 sy ，水平軸向代替，此時(shí)軸加權(quán)系數(shù)取 k =。 ISO 2631:1997 (E)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了圖 32 所示的人體坐姿受振模型，在進(jìn)行舒適性評(píng)價(jià)時(shí)，它除了考慮座 椅支承面處輸入點(diǎn) 3 個(gè)方向的線振動(dòng)，還考慮該點(diǎn) 3 個(gè)方向的角振動(dòng)，以及座椅靠背和腳支承面兩個(gè)輸入點(diǎn)各 3 個(gè)方向的線振動(dòng)，共 3 個(gè)輸入點(diǎn) 12 個(gè)軸向 的振動(dòng) [18]。 人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng) 機(jī)械振動(dòng)對(duì)人體的影響，取決于振動(dòng)的頻率、強(qiáng)度、作用方向和持續(xù)時(shí)間，而且每個(gè)人的心理與身體素質(zhì)不同，故對(duì)振動(dòng)的敏感程度有很大的差異。舒適的振動(dòng)環(huán)境對(duì)于乘員，不僅在行駛過程中很重要，而且可以保證在達(dá)到目的地后以良好的身體和心理狀態(tài)投入工作 。 第三章 基于虛擬試驗(yàn)的平順性仿真 引言 整車行駛平順性是保證整車在行駛過程中司乘人員所處的振動(dòng)環(huán)境具有一定舒適度的性能。模型的確認(rèn)考察的是系統(tǒng)模型與實(shí)際研究系統(tǒng)之間的關(guān)系，即通過比較在相同輸入條件下和運(yùn)行環(huán)境下模型與實(shí)際系統(tǒng)輸出之間的一致性，評(píng)價(jià)模型的可信度。仿真模型往往是為某一特定目的而建立的，絕大多數(shù)仿真模型并不是對(duì)原系統(tǒng)完全準(zhǔn)確的描述，其只是在一些假設(shè)條件下對(duì)實(shí)際系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，因此它并不能百分之百地反映所研究的系統(tǒng)，模型是否有效是相對(duì)于問題的研究目的以及用戶需求而言的。該模型能多方位的呈現(xiàn)在計(jì)算機(jī)屏幕上，較真實(shí)和準(zhǔn)確的反映整車各部件在實(shí)際運(yùn)動(dòng)過程中受力運(yùn)動(dòng)情況。 mm1) 280 高寬比 55 斷面名義寬度 (mm) 195 輪輞直徑 (in) 15 靜摩擦系數(shù) ( ou ) 動(dòng)摩擦系數(shù) (u1) （ 7） 車架 和 車身 模型 為了使問題簡(jiǎn)便與直觀，把不包括發(fā)動(dòng)機(jī)的整個(gè)車架和車身作為一個(gè)剛體來考慮。 在 ADAMS 軟件中，提供了 4 種輪胎模型，即 Fiala 模型、 UA(University of Arizona)模型、 Smithers 模型及 DELET 模型，此外用戶還可以自定義模型。 Frank 模型把胎體簡(jiǎn)化為彈性支承上的無限長(zhǎng)梁的一部分，并考慮胎體變形時(shí)受拉以及受力分布載荷作用而彎曲等特點(diǎn)。 圖 前束角隨雙輪跳動(dòng)變化曲線 （ 6） 輪胎模型 輪胎模型是車輛模型中的重要組成部分，輪胎結(jié)構(gòu)由橡膠、簾布層等合成的外胎固定于金屬輪輛上，內(nèi)部充入壓縮空氣。圖 右車輪同步上下跳動(dòng)時(shí)前束角的變化曲線。～ 176。～ 1176。 圖 后減震器特性曲線 b） 后懸架模型約束的確定 拖曳式懸架的鉸鏈類型與數(shù)目如表 所示。本文利用 ADAMS 多體動(dòng)力學(xué)軟件成功建立了該懸架動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)其進(jìn)行了雙輪跳動(dòng)的仿真分析。整個(gè)剛體的質(zhì)量集中在質(zhì)心位置，具體位置由整車參數(shù)確定。0 ????????????????? ?????? ?? ????? ppHp iiiMMi () 式中： M? － 轉(zhuǎn)向阻力矩； hM － 轉(zhuǎn)向盤的力矩； R － 轉(zhuǎn)向盤的半徑； ? － 主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長(zhǎng)線與支承平面的交點(diǎn)至車輪中心平面與支承平面的交線的距離 ； i? － 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，等于方向盤轉(zhuǎn)角增量 ?? 必與轉(zhuǎn)向搖臂的相應(yīng)增量 pB? 之比 ； 39。 圖 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型 建模分析中必須考慮的一個(gè)重要參數(shù)是轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比。橫向穩(wěn)定桿采用兩根斷開軸中間通過轉(zhuǎn)動(dòng)鉸連接，并在轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈上施加扭轉(zhuǎn)力進(jìn)行簡(jiǎn)化建模，其扭轉(zhuǎn)力為 [27]: oF=K( )?? () 其中 : K : 橫向穩(wěn)定 桿扭轉(zhuǎn)剛度 ? :轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈運(yùn)動(dòng)角度 o? :初始扭轉(zhuǎn)角度 建立的橫向穩(wěn)定桿模型如圖 所示： 圖 橫向穩(wěn)定桿模型 （ 3） 動(dòng)力系統(tǒng) 及轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 模型 本文采用 Car 模板自帶的動(dòng)力系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型，對(duì)其參數(shù)進(jìn)行修改得到所要建立的發(fā)動(dòng)機(jī)模型，如圖 所示。 麥弗遜式前懸架 (不含轉(zhuǎn)向系 )的約束方程 M1 為： M1=4x3+4x5+4x3+2x5+6x4+10x6+2x4+3+1=150 模型中存在兩個(gè) Gruebler Count(相當(dāng)于兩個(gè)自由度 )，故自由度 K1 為 : K1=25x6+2150=2 a) 前減振器模型的建立 減振器是懸架系統(tǒng)的主要阻尼元件，與彈性元件并聯(lián)安裝，車輪與車身間的相對(duì)振動(dòng)，主要是通過減振器衰減的，即由于懸架匹配了適當(dāng)?shù)淖枘彳嚿淼淖杂烧駝?dòng)被迅速衰減，車身的強(qiáng)迫振動(dòng)會(huì)受到抑制?？紤]到汽車基本上為一縱向?qū)ΨQ系統(tǒng)，軟件模塊已預(yù)先對(duì)建模過程進(jìn)行了處理，故只需建立左邊或右邊的 1/2 懸架模型，另一半就會(huì)自動(dòng)生成 [20][23][24][25]。 (5) 在 Standard 下建立整車的 assembly 文件，構(gòu)建各子系統(tǒng)模型組成整車系統(tǒng)模型。 (2) 模板是整個(gè)模型中最基本的模塊 ，然而模板又是整個(gè)建模過程中最重要的部分。用戶可以在各種不同的路面下仿真，分析模型的操縱穩(wěn)定性，安全性，乘坐舒適性及其它性能參數(shù)。 此外，還包括 Hydraulics(液壓系統(tǒng)模塊 )、 Linear(線性分析模塊 )、 Exchange(圖形接口模塊 ). Controls(控制模塊 )、 Flex(柔性體模塊 )、 Animation(動(dòng)畫模塊 )、 MECHANISM/Pro(機(jī)構(gòu)分析模塊 )、 Driver(駕駛員模塊 )等模塊。 ADAMS/Insight 具有多種功能 :可以更快的修改和優(yōu)化模型，進(jìn)行模型的參數(shù)化分析、找出模型的關(guān)鍵參數(shù)和非關(guān)鍵參數(shù)等。該模塊既可以在 ADAMS/View 環(huán)境下運(yùn)行也可以獨(dú)立運(yùn)行。該軟件模塊提供各種建模和 求解選項(xiàng)，以便用戶根據(jù)具體要求精確有效的解決各種工況問題。 CAD 幾何造型可通過 IGES 接口輸入 ADAMS/View，豐富了 ADAMS/View 自身的建模功能。用戶不僅可以采用通用模塊對(duì)一般的機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行仿真，而且可以采用專用模塊對(duì)特定行業(yè)應(yīng)用領(lǐng)域的問題進(jìn)行快速有效的建模與仿真分析 [3][19]。 （ 6） 對(duì)初 始加速度、初始拉氏乘子的分析，可直接由系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程和系統(tǒng)約束方程的兩階導(dǎo)數(shù)確定 將矩陣形式的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程寫成分量形式 : ? ?? ? ? ?? ?11221, , 0nmjik k k j i k kkj injji j k ki im q q Q q q tqd q h q q tdt q??????? ??? ??? ? ? ???? ? ? ???? ??????? i=1,2,? ,n。 對(duì)初始速度分析，定義相應(yīng)的速度目標(biāo)函數(shù) 1L ? ? 2101112 nm ji i i jij dL W q q dt??? ?? ? ???′ ＇ () 其中： 1L —— 用戶設(shè)定的準(zhǔn)確的或近似的初始速度值或程序設(shè)定的缺省速度值； iW′ —— 對(duì)應(yīng) 0iq 的加權(quán)系數(shù)； 1 0nj j jkk kd qd t q t?? ?? ??? ? ????—— 速度約束方程； j?＇ —— 對(duì)應(yīng)速度約束方程的拉氏乘子。如果用戶指定的 0iq 是準(zhǔn)確坐標(biāo)值， iW 取大值；如果用戶指定的 0iq 是近似坐標(biāo)值， iW 取小值；如果是程序指定的 0iq 坐標(biāo)值，則 iW 取零值。 總之，微分一代數(shù)方程的求解算法是重復(fù)預(yù)估、校正、進(jìn)行誤差控制的過程，直到求 解時(shí)間達(dá)到規(guī)定的模擬時(shí)間。 改寫式 ()得： 1 1 1101