【導(dǎo)讀】[1]余志生主編.汽車?yán)碚摚ǖ谌妫本簷C(jī)械工業(yè)出版社，20xx.[3]《汽車工程手冊(cè)》編輯委員會(huì)．北京：人民交通出版社，20xx.[6]李軍，刑俊文，覃文潔.ADAMS實(shí)例教程.北京:北京理工大學(xué)出版社，20xx.浙江:浙江大學(xué)，20xx.[9]李莉.基于ADAMS_Car的某轎車平順性仿真分析與改進(jìn)：[碩士學(xué)位論文].吉林:吉林大學(xué)，20xx.師的指導(dǎo)下進(jìn)行的研究工作及取得的成果。而使用過的材料。究所取得的研究成果。究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體，均已在文中以明確方式標(biāo)明。全意識(shí)到本聲明的法律后果由本人承擔(dān)。同意學(xué)校保留并向國家有關(guān)部門或機(jī)構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán)大學(xué)可以將本學(xué)位。涉密論文按學(xué)校規(guī)定處理。設(shè)計(jì)是否有創(chuàng)意？

　　

【正文】 拖曳式后懸架 (不含轉(zhuǎn)向系 )的約束方程 M3，為 : M3=3x4+4x5+2x5+4x4+8x6+4x4+3+1=126 模型中存在兩個(gè) Gruebler Count(相當(dāng)于兩個(gè)自由度 )，自由度 K3 為 : K3=21x6+2126=2 c) 后懸架 模型 的建立 圖 后懸架模型 d） 后懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真 基于建立的后懸架系統(tǒng)分析模型，利用 ADAMS/Car軟件將車輪跳動(dòng)仿真的激振臺(tái)架上下激振位移設(shè)置為 100mm，使左右車輪同步上下跳動(dòng)，對(duì) 縱臂扭桿彈簧后懸架 進(jìn)行仿真（如圖 ），分析懸架平行跳動(dòng)過程中外傾角、前束角的變化，懸架各部件之間的相互影響，從而預(yù)估評(píng)價(jià)前懸架系統(tǒng)的性能。 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。一般上跳時(shí)，對(duì)車身的外傾變化為－ 4176。～ 1176。 /100mm。圖 輪同步上下跳動(dòng)時(shí)懸架車輪外傾角的變化曲線?？梢钥闯?，車輪跳動(dòng)過程中變化為176?！?176。 /100mm，變化范圍均較小，較為理想。 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。設(shè)計(jì)時(shí)希望在車輪跳動(dòng)時(shí)，前束不變或變 化幅度較小。圖 右車輪同步上下跳動(dòng)時(shí)前束角的變化曲線?？梢钥闯?， 車輪跳動(dòng)過程中變化為 176。～176。 /100mm， 范圍均較為合理。 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。輪胎的材料具有非線性、可壓縮、各向異性和粘彈性等特 點(diǎn)，因此其物理模型的建立較為復(fù)雜。 為了分析輪胎的復(fù)雜特性，國內(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。其中比較知名的是用于理論解析輪胎側(cè)偏特性的 Fiala 彈性圓環(huán)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)。 Sakai 模型在“梁”模型基礎(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。 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。國內(nèi)主要有郭孔輝從胎體變形與垂直載荷的一般模式出發(fā)，導(dǎo)出側(cè)偏特性的一般理論模型，進(jìn)而考 慮了有驅(qū)動(dòng)和制動(dòng)力情況下的聯(lián)合側(cè)偏特性，并與半經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ徒Y(jié)合形成便于仿真的“統(tǒng)一”模型 [30][31]。 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。在這些模型中， DELET, Smithers 和 UA tire 輪胎模型所需的參數(shù)較多，不易得到，而 Fiala 輪胎模型所需的參數(shù)較少，因此在本文研究中采用 Fiala 輪胎模型。 該 車的車胎型號(hào)是 195/55R15 。此輪胎參數(shù)如表 ： 表 輪胎 特性參數(shù) 參數(shù)名稱及單位 數(shù)值 輪胎自由半徑 (R1/m) 徑向剛度 (CN/N 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。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。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。 整車模型的構(gòu)建及校核 （ 1） 整車模型的構(gòu)建 將上述建好的各子系統(tǒng)按照相應(yīng)的約束連接在一起，即可構(gòu)成完整的汽車模型。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。對(duì)模型進(jìn)行仿真前需測(cè)試模型的正確性，要確保模型沒有過約束。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。 圖 整車模型 （ 2） 整車模型的校核 在建立整車動(dòng) 力學(xué)仿真模型之后，為了得到正確的結(jié)果，必須保證仿真模型能夠準(zhǔn)確地反映實(shí)際系統(tǒng)并能在計(jì)算機(jī)上正確運(yùn)行，因此必須對(duì)仿真模型的有效性進(jìn)行研究與評(píng)估。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。 仿真模型有效性的研究和評(píng)估主要包括兩方面的內(nèi)容：模型的驗(yàn)證 (Verification)和確認(rèn)(Validation)。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。在本文中，利用 ADAMS/View 中的 Model Verify 功能來驗(yàn)證模型的正確性，確保整車模型中沒有過約束。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。在本文中，通過對(duì)實(shí)車進(jìn)行道路試驗(yàn)來確認(rèn)模型的可信度。 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。最后，在 ADAMS/Car模塊下 建立各子系統(tǒng) 模型的基礎(chǔ)上，構(gòu)建了整車模型，并對(duì)其進(jìn)行驗(yàn)證。 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。汽車行駛時(shí)，由于 路面不平度等因素激起汽車的振動(dòng)，使乘員處于振動(dòng)環(huán)境之中。振動(dòng)影響著人的舒適性、工作效能和身體健康。保持振動(dòng)環(huán)境的舒適性，以保證駕駛員在行駛和操縱條件下具有良好的心理狀態(tài)和準(zhǔn)確靈敏的反應(yīng)，它將影響“人－汽車”系統(tǒng)的操縱穩(wěn)定性。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 。汽車的行駛平順性是由輸入激勵(lì)、車輛本身的動(dòng) 態(tài)特性、車體上的加速度響應(yīng)輸出及人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)決定的，汽車的輸入主要是由以一定的速度駛過隨機(jī)不平的路面時(shí)引起的，此輸入經(jīng)由輪胎、懸架系統(tǒng)傳 遞到車體和人產(chǎn)生加速度響應(yīng)輸出。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。 平順性評(píng)價(jià)指標(biāo) 汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過程中產(chǎn)生的振動(dòng)和沖擊環(huán)境對(duì)乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)，因此平順性主要根據(jù)乘員主觀感受的舒適性來評(píng)價(jià)，對(duì)載貨汽車還包括保持貨物完好的性能，它是現(xiàn)代高速汽車的主要性能之一。 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。直到 1974 年 ，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織 (ISO)在綜合大量有關(guān)人體全身振動(dòng)研究成果的基礎(chǔ)上，制定了國際標(biāo)準(zhǔn) ISO 2631:《人體承受全身振動(dòng)評(píng)價(jià)指南》，后來對(duì)它進(jìn)行過修訂、補(bǔ)充。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。我國對(duì)相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了修訂，公布了 GB/T49701996《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》。 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]。 圖 人體坐姿受振模型 此標(biāo)準(zhǔn)仍認(rèn)為人體對(duì)不同頻率振動(dòng)的敏感程度不同，在圖 上給除了各軸向 的頻率加權(quán)函數(shù) (漸近線 )，又考慮不同輸入點(diǎn)、不同軸向的振動(dòng)對(duì)人體影響的差異，還給出了各軸向振動(dòng)的軸加權(quán)系數(shù) k 。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 。另外，ISO 2631:1997 (E)還規(guī)定，當(dāng)評(píng)價(jià)振動(dòng)對(duì)人體健康的影響時(shí)，就考慮 sx 、 sy 、 sz 這三個(gè)軸向，且 sx 、 sy 兩個(gè)水平軸加權(quán)系數(shù)取 k ＝ ，比垂直向更敏感。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 =。因此，我國在修訂的相應(yīng) GB/T49701996《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》時(shí)，評(píng)價(jià)汽車平順性就考 慮椅面 sx 、 sy 、 sz 這三個(gè)軸向。 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》。該標(biāo)準(zhǔn)用加速度均方根值 (RMS)給出了在中心頻率 1～ 80HZ 振動(dòng)頻率范圍內(nèi)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三種不同的感覺界限。我國參照 ISO2631 制定了國家標(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》。 ISO2631 用加速度均方根值給出了人體在 1～ 80Hz 振動(dòng)頻率范圍內(nèi)對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三個(gè)不同感覺界限：舒適－降低界限、疲勞－ 工效降低界限和暴露極限。 舒適－降低界限與保持舒適有關(guān)。在此極限內(nèi)，人體對(duì)所暴露的振動(dòng)環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動(dòng)作。 疲勞 工效降低界限與保持工作效率有關(guān)。當(dāng)駕駛員承受振動(dòng)在此極限內(nèi)時(shí)，能保持正常地進(jìn)行駕駛。 暴露極限通常作為人體可以承受振動(dòng)量的上限。當(dāng)人體承受的振動(dòng)強(qiáng)度在這個(gè)極限之內(nèi)，將保持健康或安全。 三個(gè)界限只是振動(dòng)加速度容許值不同。 “ 暴露極限 ” 值為 “ 疲勞－工效降低界限 ” 的 2倍 （ 增加 6dB）；“ 舒適－降低界限 ” 為 “ 疲勞 － 工效降低界限 ” 的 1/（ 降低 10dB） ；而各個(gè)界限容許加速 度值隨頻率的變化趨勢(shì)完全相同。 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 ” 。在一定的頻率下，隨著暴露 （ 承受振動(dòng) ） 時(shí)間加長(zhǎng)，感覺界限容許的加速度值下降。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。 a ) 垂直方向 (Z－ 軸向 ) b ) 水平 方向 (X－縱向， Y－橫向 ) 圖 ISO2631人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的“疲勞－降低工效界限” 由圖 的曲線族可知，人體最敏感的頻率范圍，對(duì)于垂直振動(dòng)為 4～ 8Hz；對(duì)于水平振動(dòng)為 1～ 2Hz 以下。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)。頻率在 以上則相反 [3]。 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。 （ 2） 總加權(quán)值評(píng)價(jià)方法 [32][33][34][35][36] ISO 26311:1997 (E)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，當(dāng)振動(dòng)波形峰值系數(shù) 9(峰值系數(shù)時(shí)加權(quán)加速度時(shí)間歷程aw(t) 的峰值與加權(quán)加速度均方值 aw 的比值 )時(shí)，用基本的評(píng)價(jià)方法 — 加權(quán)加速度均方根值來評(píng)價(jià)振動(dòng)對(duì)人體舒適和健康的影響。 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 ???