整车平顺性试验

关键词： 载荷 好坏 影响 车辆

整车平顺性试验（精选六篇）

整车平顺性试验 篇1

汽车平顺性直接影响到人和车辆两个方面。对于人而言,汽车平顺性的好坏直接影响到乘员的舒适性、工作效能和身体健康,对确保安全行驶非常重要。对于车辆而言,由于振动产生动载荷会加速零件的磨损,使某些部件过早发生疲劳失效,因此平顺性的好坏将影响车辆的动载荷和寿命。本文以某车型装前固定后浮动驾驶室悬置和装前后浮动驾驶室悬置的平顺性为研究内容,得出装配两种不同驾驶室前悬置对整车平顺性的影响。

2. 整车平顺性评价方法

2.1. 人体对振动的反应

机械振动对人体的影响,取决于振动的频率、强度、作用方向和持续时间,而且每个人的心理与身体素质不同,对振动的敏感程度有很大差异。参照ISO 2631-4-2001标准,加权振级与人体感觉的关系如下:

注:ISO2631-4-2001标准规定:人体感觉“不舒服”等级高于“相当不舒服”一个不舒服级别。

2.2. 平顺性的评价方法

ISO 2631-4-2001标准规定,当振动波形峰值系数<9(峰值系数是加权加速度时间历程αw(t)的峰值与加权加速度均方根值αw的比值)时,用基本的评价方法—加权加速度值来评价振动对人体舒适和健康的影响,有两种方法计算轴向加权加速度均方根值。

对记录的加速度时间历程加权加速度时间α(t),通过相应频率加权函数w(f)的滤波网络得到加权加速度时间历程αw(t),按下式计算加权加速度均方根值:

式中,T为振动的分析时间,一般取120s。

2.2.2 对记录的时间历程α(t)进行频谱分析得到功率Ga(f),按下式计算:

2.2.3 当同时考虑椅面xs、ys、zs这三个轴向振动时,三个轴向的总加权加速度均方根值按下式计算:

3. 平顺性试验

3.1. 试验设备

试验仪器设备见表1、主要设备图片见图1、图2。测量时分别使用同一驾驶室,加速度传感器布置于驾驶室内地板中部。

3.2 试验数据分析

使用Flex Pro 8.0软件对试验数据进行分析处理。

3.2.1 两种驾驶室悬置,在不同速度、路面下的三方向加权振级对比如下:

沥青路面:

从上表可以看出,在50km/h和70km/h的速度行驶时,两种驾驶室前悬置的加权振级都在110dB以下,相应的评价标准为没有不舒适,固定式前悬置的加权振级比液压前悬置平均高出2.5dB。

在60km/h时,固定式前悬置驾驶室加权振级已达到110d B以上,评价标准为有一些不舒适,比液压式前悬置高出一个不舒适等级。

沙石路面:

沙石路面仅进行了车速20km/h的平顺性对比试验,从上表可以看出固定式前悬置车型的加权振级为118dB,人体感觉为不舒适。液压前悬置车型的加权振级为114.4dB,人体感觉为相当不舒适,比固定式前悬置车型低一个不舒适等级。

通过以上分析可以得出:无论在沥青路面还是在沙石路面上液压前悬置车型的平顺性均优于固定式前悬置车型。

3.2.2 固定式前悬置和液压前悬置垂直方向[z方向]振动对比

固定式前悬置车型和液压前悬置车型z向功率谱的对比(60km/h):

沥青路面:

垂向振动方向上,在人体敏感区范围内(4-12.5Hz),固定式前悬置车型峰值为0.00025,液压前悬置车型为0.00027,两种车型的峰值相当。但是高能量区域频带宽度上,液压前悬置车型明显较大。

所以,从峰值和频带两方面综合考虑,液压前悬置车型人体“上下颠”的感觉强烈。

沙石路面:

在垂向振动方向上,固定式前悬置车型峰值为0.018,液压前悬置车型为0.0027,固定式前悬置车型比液压前悬置车型峰值高出一个数量级。频带分布上两种车型都避开人体敏感频率(4-12.5Hz)。

所以,在坏路上固定式前悬置车型“上下颠”的人体感觉强烈。

3.2.3 固定式前悬置和液压前悬置前进方向[x方向]振动对比

固定式前悬置车型和液压前悬置车型x方向功率谱的对比:

沥青路面:

在x方向上,固定式前悬置车型峰值为0.001,液压前悬置车型为0.9×10-5,固定式前悬置车型峰值较液压前悬置车型高出两个数量级,且其峰值在人体敏感区(0.5-2Hz)范围内,固定式前悬置车型能量较大,液压前悬置车型能量较分散。

所以,在x方向上固定式前悬置车型的人体不适感觉强烈。

沙石路面:

在x方向上,固定式前悬置车型峰值为0.00065,液压前悬置车型为8×10-5,对比数据可以发现固定式前悬置车型峰值较大,液压前悬置车型峰值较小,而且两种车型都没避开人体敏感区(0.5-2Hz),但是液压前悬置车型能量分散。

所以,在x方向上固定式前悬置车型的人体不适感觉强烈,相对固定式前悬置车型,液压前悬置车型在x方向上的平顺型较好。

3.2.4 固定式前悬置和液压前悬置侧向[y方向]振动对比

固定式前悬置车型和液压前悬置车型y向功率谱的对比:

沥青路面:

在y方向上,固定式前悬置车型峰值为0.0007,液压前悬置车型为6.5×10-5,固定式前悬置车型峰值较液压前悬置车型高了一个数量级,在人体敏感区域内(0.5-2Hz)固定式前悬置车型数值几乎为零。

所以,在y方向上固定式前悬置车型左右振动强烈,但是人体感觉固定式前悬置车型较舒适。

沙石路面:

在y方向上,固定式前悬置车型峰值为0.001,且其峰值处于人体敏感区(0.5-2Hz)内。

所以,在y方向上固定式前悬置车型人体不适感觉强烈。

四、结论

车辆装配前后浮动悬置驾驶室时,其平顺性整体优于装配前固定后浮动悬置的驾驶室,仅在沥青路面上,前固定后浮动悬置驾驶室,在y方向上平顺性优于前后浮动悬置驾驶室。

摘要：某车型分别装配固定式前悬置、液压式前悬置驾驶室,在沥青路面以50km/h、60km/h、70km/h的速度,沙石路面以20km/h的速度进行平顺性试验,使用FlexPro8.0软件对试验数据进行分析处理,得出两种驾驶室悬置对整车平顺性的影响。

关键词：驾驶室前悬置,整车平顺性试验,对比分析

参考文献

基于虚拟样机的整车平顺性仿真分析 篇2

数字化虚拟样机VP (Virtual Prototype) 技术是缩短车辆研发周期、降低开发成本、提高产品设计和制造质量的重要途径。ADAMS就是采用虚拟样机技术, 将强大的大位移、非线性分析求解功能与使用方便的用户界面相结合。改善了传统的车辆动力学数建模方法中存在的研究结果受模型的简化、模型参数的影响较大等问题[2]。

本试验建立了整车虚拟样机模型, 对模型在国标规定的脉冲输入路面和随机输入路面上分别进行了仿真试验和平顺性分析。验证了应用虚拟验机对车辆系统动力学仿真分析的有效性。

1 整车模型的建立

利用ADAMS/Car中提供的约束库建立的某车的前后悬架系统, 分别为麦弗逊和多连杆独立悬架, 模型中考虑了阻尼器、弹簧等;转向系统为齿轮——齿条式转向系统;轮胎模型采用ADAMS中提供的可以进行平顺性分析的FTIRE模型;建立了简单的发动机和传动系模型。

将建好的各子系统按照相应的约束连接在一起, 即可构成完整的汽车模型。在建立上述的各子系统模板时, 考虑悬架系统, 转向和操作系统以及减振器、轮胎等非线性环节, 仿真模型能够较准确、真实地反映实际车辆系统的细微结构。对模型进行仿真前要测试模型的正确性, 确保模型没有虚约束。图1为整车的三维示意图。

2 整车平顺性仿真分析

目前, 对汽车振动的评价主要分两类, 即主观评价和客观评价。主观评价方法主要考虑乘坐者的主观反应, 进行统计分析并对车辆进行评价。由于人的主观感受较复杂需要考虑心理, 生理特性, 需要专门人员来进行评价。客观评价方法主要以机械振动的各物理量 (如, 频率、振幅、加速度等) 作为评价指标。因此, 客观评价是利用较广的一种方法, 故采用客观评价研究整车的平顺性问题。

国家标准规定的平顺性试验分为两种:第一类试验的道路是冲击型不平整路面;第二类为接近平稳随机的不同路面。本试验即针对脉冲输入和随机输入两种路面对整车进行平顺新试验分析。

2.1 脉冲输入典型路面平顺性仿真试验

汽车在路面上行驶时, 有时会遇到突出的障碍物, 如, 石块、土堆、凹坑、铺装在路面上的管道及公路的铁轨等, 这些障碍物使路面对汽车的振动输入突然增大很多, 通常称为脉冲输入, 这种路面称为典型路面。脉冲路面虽然出现次数少, 作用时间短, 但会使乘坐者立刻感到不舒服。

脉冲输入试验就是针对这种极端状况研究汽车振动的。三角形凸块频率成分丰富, 能激起汽车较强的振动, 而且实际路面的许多障碍物都可以简化为三角形凸块。根据GB5901-86《汽车平顺性脉冲输入行驶试验方法》中的规定建立典型路面。仿真中路面特征为平路上有一个高60 mm, 长400 mm的凸块, 如图2所示。

车在道路上行驶过程中, 当发现障碍物时, 一般是降低车速后驶过, 但有时发现障碍物时已来不及减速, 只好以较高的车速驶过。为了模拟实际使用工况, 进行脉冲输入行驶试验时, 汽车分别以10、20、30、40、50、60 km/h车速驶过凸块。以下为汽车的一些重要参数随车速的变化而变化的动态变化规律, 分别如图3～5所示。

由图3的仿真曲线可知, 车身垂直加速度是随车速的增加而增加的, 但随车速增加而变缓, 这和人们的乘车经验是一致的, 而且加速度的最大值低于国标规定, 说明汽车的平顺性较为优越, 但需要与其它汽车相比较才能进一步确定其平顺性品质。

由图4可知, 车身垂直位移随车速增加变化的幅度变小, 但变化速度要快一些。

由图5可知, 车身垂直速度随车速增加质心的垂直速度随车速的增加而变化要剧烈一些, 但速度变化变得平缓, 这说明车辆在高速情况下有较好的平顺性, 这与人们的日常经验也是相符合的。

图6～9为汽车的减振器阻尼力和轮胎力在不同车速下的仿真试验变化曲线图。由前后减振器受力、前后轮胎受力变化曲线图6～9可知, 车辆在低速通过凸块时, 上述受力变化较小, 在高速通过凸块时, 会产生动载荷, 使减振器阻尼力、轮胎受力增大, 而且车速达到一定值时轮胎会离地, 造成轮胎的冲击, 仿真基本符合实际情况。

2.2 随机输入路面平顺性仿真试验

在整个汽车行驶中, 最多的工况是汽车在接近平稳随机的路面上行驶。在这种工况下激起的振动是随机振动, 一般可以用研究平稳随机振动的方法进行研究。随机输入行驶试验就是采用平稳随机振动的研究方法评价汽车在一般路面上行驶平顺性的一种试验方法。

机械振动对人体的影响, 取决于振动的频率、强度、作用方向和持续时间, 而且每个人的心理与身体素质不同, 故对振动的敏感程度有很大的差异。我国1997年对相应标准进行了修订, 公布了GB/T4970-1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》[11]。IS02631:1997 (E) 标准规定, 当振动波形峰值系数<9 (峰值系数指加权加速度时间历程aw (t) 的峰值与加权加速度均方根值的比值) 时, 用基本的评价方法——加权加速度均方根值来评价振动对人体舒适和健康的影响。用基本的评价方法来评价时, 先计算各轴向加权加速度均方根值。具体有两种计算方法:

(1) 分别计算各轴向加权加速度均方根值aw。对记录的加速度时间历程a (t) , 通过相应频率加权函数w (f) 的滤波网格得到加权加速度历程aw (t) ;在整个振动分析时间T内, 通过时域积分方法可由式1求出aw (t) 的加速度均方根值aw

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(2) 根据随机过程理论, 某一时域信号的均方根值等于其功率谱密度函数在频率范围内积分的开方值。因此, 加权加速度均方根值aw还可由频域积分求出。具体计算方法是, 首先对时间历程a (t) 进行频谱分析, 得到功率谱密度函数a (t) 进行频谱分析, 得到功率谱密度函数Ga (f) ;再根据式2计算频率加权后的加速度均方根值aw

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在得到垂向 (Z) 、纵向 (Y) 、横向 (X) 方向加速均方根值后, 用式3算得汽车总加权加速度均方根值

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表1给出了加权加速度均方根值av与人的主观感觉之间的关系。

在随机路面输入仿真试验中, 基于第一类功率谱对随机路面激励进行描述是目前应用最为广泛的方法, 本试验采用ADAMS提供的随机路面的生成器[10]。对单个轮胎路面给定速度v, 运用波动量来定义, 如式 (4) :

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式中:Gd (v) ——速度为v的路面在Y向的波动量;

Ge——白噪声的波动位移;

Gs——白噪声的波动速度;

Ga——白噪声的波动加速度。

对于左、右车轮路面Y的波动量计算为式 (5) :

ZL=ZV1+ZV2+ZC

ZR=ZV1+ZV2+ZC (5)

式中:ZV1——白噪声未滤波量;

ZV2——以波长低通滤波的量undefined;

LB——修正长度, 一般取为5.0 m;

ZC——以波长V2高通滤波的量。

根据国标GB/T4970-1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》中有关路面等级的规定, 建立了随机路面C级路面, 均按常用车速80 km/h进行了仿真, 使样车沿直线稳速行驶, 保持转向盘转角及车速不变。如图10～12是在C级路面仿真中, 汽车车身垂向、纵向和横向的振动加速度时域曲线。

本试验采用式1提供的方法, 计算得到汽车车身的垂向、纵向、横向加权加速度均方值分别为0.37212、0.16205、0.36212 m·s-2, 代入式3, 得到车体总加权加速度均方根值m·s-2。由表1可知, 该车在C级路面上, 以车速80 km/h直线行驶时, 乘坐者的感受是不够舒适的, 汽车的平顺性一般, 需要进一步的优化。

3 结论

本试验在ADAMS/Car中建立了整车模型, 选取国标中规定的试验方法对整车在脉冲输入、随机输入两种路面上进行了仿真试验, 并分析了该虚拟样车的平顺性。在传统的汽车平顺性试验中, 都是通过实车道路试验, 用专门的仪器测量相应值输入处理器中得到其评价指标。而通过ADAMS机械系统动力学仿真分析软件, 则可以在计算机中进行虚拟样机试验, 预测产品性能, 从而大大缩短开发时间、节约成本。

参考文献

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[5]Georg Rill.Vehicle Dynamics[EB/OL].University ofApplied Sciences, 2002.

履带车辆行驶平顺性仿真及试验 篇3

车辆行驶平顺性,是车辆机动性能的重要指标之一.传统的车辆平顺性评价方法,通过实车在各种选定路面上进行行驶试验,获取各项振动数据,进行平顺性计算来确定,其缺点是产品开发周期长、费用高等[1].

随着虚拟样机技术、随机振动理论、平顺性分析方法的研究发展,利用计算机对车辆的行驶平顺性能进行仿真研究已成为现实.通过建立虚拟样机模型,利用车辆行驶平顺性仿真技术,在车辆的设计研发阶段,就能对设计车辆进行仿真,及早发现不足并实施改进,从而获得最佳的设计方案;对于现有车辆,通过仿真找出其薄弱环节、参数影响规律,为实车的改进提供可靠的数据和修改方案.

基于虚拟样机技术,建立了某履带车辆的虚拟样机模型和不平路面模型,并进行了行驶仿真,参照ISO标准对车辆随机路面行驶平顺性进行了评价分析.通过与实车测试数据评价结果进行对比,验证了所建模型及分析方法的合理性.

1 履带车辆平顺性仿真模型建立

1.1 履带车辆虚拟样机模型

已有文献的车辆平顺性仿真研究中,车辆的各零部件通常采用刚体模型[2,3].考虑到实际车辆行驶过程中,零部件会产生柔性变形,因此研究中将车体作为柔性体进行仿真计算,以减少仿真误差.

履带车辆虚拟样机模型建立过程如下:(1)采用三维CAD软件建立车辆各零部件模型;(2)抽取车体中面导入有限元分析软件中,根据车辆实际结构,添加支撑梁单元,对车体划分网格,建立柔性车体;(3)将各零部件模型、柔性车体模型导入多体动力学软件中,添加平衡肘、负重轮、履带、配重等其他部件模型;(4)根据实车数据,设置悬挂、座椅、履带板、地面等系统的参数[3],并添加相应的约束和作用力关系[4],建立起履带车辆的刚柔混合虚拟样机模型.

1.2 随机路面模型

行驶地面凸凹不平是引起车辆振动的主要原因.研究表明:路面不平度具有随机、平稳及各态历经的特征,可以用平稳随机过程理论来描述.通常把道路垂直纵剖面与道路表面的交线作为路面不平度样本,通过样本的功率谱密度来描述路面.功率谱密度是路面不平度最重要的数学特征,它能够表示路面不平度的能量在空间频域的分布,用以说明路面不平度或者路面波的结构.

通常情况下,道路纵剖面的高度曲线服从Gaussian分布.对于平稳Gaussian随机过程有多种方法可以生成路面不平度时域模型.其中主要方法有:滤波白噪声生成法、基于有理函数PSD模型的离散时间随机序列生成法、谐波叠加法、基于幂函数功率谱的快速Fourier反变换生成法等.文中采用谐波叠加法来构建随机路面不平度时域模型,获得特定路面的轮廓曲线[5].

谐波叠加法拟合不平路面的原理是:设路面为平稳的、各态历经的、均值为0的Gaussian过程,则可以利用不同形式的三角级数进行模拟,文中使用有限个离散空间频率的三角级数来描述这一随机过程[6]

$q(l)={\displaystyle \sum _{k=1}^{{\rm N}}a}{}_{\kappa }\sin (2\text{π}n{}_{{\rm K}}l+$《K) (1)

式中,l表示路程长度;《K表示相角,为0~2π区间均匀分布的随机变量;N表示参考空间中心频率数,N=3×(lgnu-lgnl)/lg2;nl表示路面谱的下限空间频率,nl=0.011 m-1;nu表示路面谱的上限空间频率,nu=6.667 m-1;nK表示参考空间第K个中心频率,nk=2(K-0.5)βnl;aK表示离散空间频率三角级数幅值,aK≈0.51n0(Gqn0/nl)0.5(2-K/6);n0表示参考空间频率,n0=0.1 m-1;Gq(n0)表示路面不平度系数.

国际标准ISO2631按照功率谱密度将路面分为8级,从A级到H级的Gq(n0)数值逐级增大,表示路面的不平度相应变大,并规定了每级路面下的不平度系数取值范围和平均值.根据要生成的路面等级选取标准中相应的Gq(n0),计算得出路面不平度随机过程q(l)的值.文中研究的实车试验路面为鹅卵石路面,选用F级路面进行模拟,F级路面不平度系数的取值范围为8 192×10-6~32 768×10-6 m3,模拟路面选取Gq(n0)=10 000×10-6 m3,生成了200 m长的F级路面,路面纵剖面曲线如图1所示.图1中横轴代表长度,纵轴代表路面高度.

生成路面不平度的数据后,按照三角单元方法和多体动力学软件所要求的格式编制路面谱文件,在多体动力学软件环境中,生成F级路面模型.

2 行驶平顺性评价方法

根据ISO/ISI 2631-1:1997(E)“机械振动与冲击—人体承受全身振动评价[7]”标准,评价振动时,在基本频率范围为0.5~80 Hz的人体坐姿受振模型中,用总的振动加速度均方根值与人的主观感觉来判断乘员舒适性,通过乘员舒适性来评价车辆的行驶平顺性.该标准在试验的基础上给出了详尽的频率加权函数和轴加权系数,以及明确的舒适性界限.具体计算加速度均方根值的方法如下:先对各轴向加速度时间历程a(t)进行频谱分析,得到功率谱密度函数Ga(f);再根据式(2)即可计算出频率加权后的加速度均方根值aw

aw=[∫${}_{0.5}^{80}$w2(f)×Ga(f)df]0.5 (2)

式中,w(f)为频率加权函数;f表示振动频率,对于垂直方向(z轴),有

$w(f)=\{\begin{array}{l}0.50.5<f<2\\ f/42<f<4\\ 14<f<12.5\\ 12.5/f12.5<f<80\end{array}(3)$

对于水平方向(x轴和y轴),有

$w(f)=\{\begin{array}{l}10.5<f<2\\ 2/f2<f<80\end{array}(4)$

根据ISO2631标准,在同一暴露时间下,人体水平方向最敏感频率范围(1~2 Hz)内振动的加权加速度均方根允许值比垂直方向最敏感频率范围(4~8 Hz)内振动的加权加速度均方根允许值低1.4倍,即人体对水平方向振动的敏感程度要高于垂直方向.因此总加权加速度均方根值可计算为

a=[(1.4awx)2+(1.4awy)2+awz2]0.5 (5)

根据式(5)可以计算驾驶员座椅位置处的加权加速度均方根值,以此来评价车辆的行驶平顺性.

3 平顺性仿真与分析

3.1 仿真与数据处理流程

基于所建立的履带车辆虚拟样机以及随机路面模型,按照行驶平顺性评价方法,进行了履带车辆平顺性仿真.使用的软件环境分别为:三维造型软件Pro/E、有限元分析软件ANSYS、多体动力学软件RecurDyn,并使用MATLAB进行数据处理.整个仿真流程如图2所示.

平顺性仿真中部分仿真参数设置如下:车辆行走速度为:20/30/40(km/h);仿真时间为:35/30/25(s);仿真路面长度:200(m);履带与地面接触刚度:8 000(N/m);履带与地面接触阻尼系数:10(Ns/m);路面等级:F.

3.2 平顺性仿真

根据仿真参数设置,履带车辆在F级路面上分别以20、30、40 km/h的速度行驶进行仿真.得到各速度下驾驶员座椅处振动加速度曲线,并采用式(2)和式(5)计算各速度下的振动加速度均方根值.

如图3所示为车辆在20 km/h速度下,驾驶员座椅处前进方向(图3a)、垂直方向(图3b)、左右方向(图3c)的振动加速度曲线.

从图3中可以看出,0~5 s车辆经历了由悬空到落地,然后加速到设定速度的过程,该过程中3个方向的振动加速度均较大,并存在很大波动.从第5.0 s起至仿真结束,车辆在F级不平路面行驶,振动加速度曲线开始出现不规则起伏,这是车辆随路面不平的振动反映.

将上述驾驶员座椅处的3个方向的振动加速度曲线数据,转化为数据文件进行数据处理,编程计算可得到车辆3个方向加权后总的加速度均方根值.

同理,文中分别仿真获得车辆在30 km/h、40

km/h速度下驾驶员座椅处的振动加速度曲线,经加权计算后,得到总的加速度均方根值,以此来评价车辆的行驶平顺性.

3.3 仿真结果与实车试验数据对比分析

为了验证虚拟样机模型的可信度,该研究对实车行走试验的振动加速度测试数据进行计算分析,并与计算机仿真结果进行比较.

测试设备采用美国IOtech公司的便携式高速数据采集分析系统Wavebook/516A.该系统可测量多种参数,支持多种数据采集、信号分析软件,可完成多参数信号采集.试验在鹅卵石路面上进行,设备采样频率为51 200 Hz,采样时间25 s,在车速为20、30、40 km/h 3种情况下,分别采集驾驶员座椅、变速箱、发动机等车辆关键部位的振动加速度数据.

为了进行乘员舒适性计算,提取驾驶员座椅通道的测试数据,并对该数据进行再采样(每隔50个数据采样一次),生成数据文件计算振动加速度均方根值.同样,对于计算机仿真模型系统,仿真后采集相同位置的振动加速度数据.然后对2种数据计算总的加速度均方根值,评价乘员舒适性.为了对2种计算结果进行对比,文中按计算公式:(aw仿真-aw实测) /aw实测,计算差值.速度分别为20、30、40 km/h时,仿真数据与实测数据的计算结果差值分别为:1.33%、6.08%和9.88%.

由计算结果可以看出,仿真误差总体上在可以接受的范围内.特别是在低速状态下,计算机仿真与实车试验结果非常接近,说明文中建立的平顺性仿真模型系统具有合理性.同时说明对于履带车辆这一复杂机械系统,通过虚拟样机技术进行性能分析和评价是可行的,可以用于预测和评估车辆的平顺性,这对履带车辆的动力学性能评价,以及车辆设计、改进具有重要的现实意义.

经多次仿真实验及其计算结果分析可知:对于车辆系统参数,应采用实车或接近实际的数据,如扭杆弹簧和减振器的刚度阻尼系数、座椅弹簧参数、履带预张紧力、负重轮刚度系数等;对于仿真环境参数,则应尽量与实际测试环境一致,如路面等级及其参数、履带板与地面接触参数等.这些参数的设置对车辆的平顺性结果均有较大影响,应选择实际、合理的参数,才能反应和评价车辆的实际性能.

4 结 束 语

通过建立履带车辆刚柔混合虚拟样机模型,并生成平顺性仿真系统,基于F级随机路面模型进行车辆行驶仿真模拟,对仿真数据进行处理来分析评价车辆的行驶性能.经过与实车测试数据的计算结果进行对比分析,说明研究中所建立的模型和评价方法合理,进一步可扩展到各种车辆在各种等级路面上的行驶平顺性仿真分析评价中.因此可以对车辆的优化设计、性能分析、改进创新提供有效方法及理论参考.

参考文献

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整车平顺性试验 篇4

汽车滑移门系统由车门、走轮臂、转动销、滚子以及3根导轨组成。滑移门沿着导轨运动实现车门的开关。为了保证滑移门运动过程中, 不与车身侧围发生干涉, 导轨的形状、布置以及转动销的位置都是非常关键的。滑移门技术是整车技术的重要组成部分, 设计的优劣能够迅速、直接地反映给客户[1,2]。

滑移门运动平顺性主要研究滑移门在开启过程中是否能够保持运动的顺畅和一致的手感。对于高质量的汽车设计而言, 滑移门平顺性分析过程是必需的。本研究利用正交试验法, 优化某些关键因素, 对汽车滑移门平顺性做定量的研究。

1 正交试验与极差分析

由于工程问题的实际性和复杂性, 理论分析往往会缺乏足够的依据而难以得出较好的结果。汽车设计过程中很多问题的解决, 都依赖于人的经验和实物试验。实物试验的成本是高昂的, 正确的试验设计方法可以在保证结果可靠性的前提下, 缩减试验次数, 从而极大地降低成本。试验设计主要是对试验参数的合理搭配, 是数理统计学在试验方法方面的重要应用。试验设计是整理多个待变量的各种可能取值, 进行变量值搭配形成多种试验方案。除此以外, 试验设计通常会对试验所得的数据进行科学地分析。在实际应用中, 此类试验设计的方法有很多, 包括正交试验设计法、均匀试验设计法、单纯形优化法、双水平单纯形优化法、回归正交设计法、序贯试验设计法等。这些设计方法针对不同的问题都有其独特的地方, 根据实际问题选择合适的试验方法。

正交试验设计是根据正交表给出的试验要求, 进行多因素试验的方法。正交试验法所采集的数据点分布非常均匀, 对于多因素、多水平的试验而言, 正交试验所需的实验次数相对较少, 试验效率非常高[3]。其次, 在试验结果处理方面, 可以运用极差分析方法、方差分析方法、回归分析方法等, 对试验结果进行科学分析和综合评价。

试验设计前, 首先要搜集数据, 制成如表1所示的因素水平表。其中因素指待变量, 水平表示待变量的各种可能取值, 指标表示试验结果。实际问题的影响可能是多方位、大范围的, 因而因素和水平需要谨慎加以选择, 通常是选择对指标即试验结果影响最大的各种因素及其水平范围[4]。根据表1列出的因素水平表头如表2所示。

如上表2所示, 正交试验法需要做4次试验, 试验号分别为1至4。试验结束后需要对试验结果进行分析, 使用极差分析方法可以简单、直观地处理数据。极差分析法要求分别求出各因素具体水平对应的试验指标平均值, 平均值中最大值的与最小值的差表征了该因素的极差。极差越大, 说明该因素的变更对指标的影响越大。利用极差分析方法还可以描述试验指标随各因素的变化趋势[5,6,7,8], 如图1所示试验指标随X因素水平的变化量。

2 建立仿真分析模型

根据滑移门运动学关系, 笔者建立了ADAMS仿真分析模型。滑移门在实际运动过程中, 除了X方向的移动外, 在开门的瞬间侧门会绕Z方向有一定转动。该转动能够保证滑移门在开启的瞬间与后侧围保持一定的间隙, 不至于发生干涉现象。这是由3根导轨相对弯曲程度决定的, 相对弯曲程度越大, 越有利于保证运动间隙, 防止滑移门及其附件与车身侧围发生干涉。但是, 相对弯曲程度过大, 会导致开门力增大, 滑移门运动平顺性变差。

在滑移门闭合状态下开始建模, 根据机构运动关系添加合适的运动副, 加载滑移门质心。在侧门手柄位置处添加大小为10 N, 方向分别指向车后和车门外侧的两个恒定力。滑移门的模型如图2所示。仿真结构要求给出滑移门质心位置处的运动轨迹曲线。以滑移门中间导轨及中导轨走轮臂转动销轴的X、Y向坐标位置为优化变量;以滑移门质心运动轨迹曲线的曲率大小为优化指标, 对滑移门运动平顺性能做综合评价。

3 正交试验方案设计

在分析模型建立完成之后, 需要进行正交试验方案的设计。基于对滑移门运动平顺性能特点的考量, 选择中导轨及其走轮臂转动销轴的位置作为试验因素。中导轨的布置位置、中走轮臂转动销轴的空间形态等因素对平顺性的影响至关重要, 具体零件结构如图3所示。现有的4个因素有:中导轨X向移动, 用字母A表示;中导轨Y向移动, 用字母B表示;转动销轴X向移动, 用字母C表示;转动销轴Y向移动, 用字母D表示。各因素指定包含初始状态的相同数量的水平数。运用L16 (45) 正交表作为表头, 进行试验方案设计内容如表3所示。

4 试验结果对比

根据正交试验表, 本研究做出了16组滑移门质心运动轨迹点。运用最小二乘法将这些轨迹点分别拟合成多项式, 拟合完成后, 其效果如图4所示。对比这些曲线的形状特点, 可以估计滑移门的平顺性能优劣。具体评价滑移门运动性能的方法有间隔描点法和曲率判断法。描点法是从初始位置开始每间隔一定的时间在质心轨迹线上作出相应的位置标记。这些质心位置标记点的分布越是均匀, 则滑移门的运动平顺性能将越好。采用曲率判断法较为简单、直接。曲率判断法是求出这些轨迹曲线的最大曲率, 最大曲率越小, 则说明该试验方案的效果越好。

通过数值计算可知试验1至试验16的最大曲率依次为:4.79 rad/m、4.75 rad/m、4.86 rad/m、4.86 rad/m、4.95 rad/m、5.37 rad/m、4.74 rad/m、4.49 rad/m、5.11 rad/m、5.13 rad/m、4.48 rad/m、4.48 rad/m、4.62 rad/m、4.87 rad/m、4.90 rad/m、4.63 rad/m。其中试验6、9、10的数值最大, 都超过5.00 rad/m;试验6与试验1相比, 性能下降12%;试验8效果最好, 与试验1相比, 性能上升6%左右。极差分析结果如表4所示, 第2至第5纵坐标列分别代表因素A、B、C、D的计算取值, 横坐标行由均值和极差组成。各因素各水平都有其对应的均值, 同一因素不同水平的均值之差的最大值就是该因素的极差值。某一因素的极差越大, 说明在试验范围内, 该因素对试验指标的影响越大[9,10]。表4显示因素B的极差为0.415 rad/m、因素D的极差为0.475 rad/m, 远远大于因素A、C的极差。说明在本试验范围内, 影响滑移门运动平顺性能的主要因素是中导轨与走轮臂销轴的Y向位移。

根据表4提供的试验数据, 分别绘制试验指标随各因素变化的趋势图, 如图5所示, 以便能够更加直观地了解因素对试验结果的影响。图5横坐标为A、B、C、D各因素的取值范围。这些因素都分别有-4、0、4、84个水平试验值。纵坐标为对应水平下的试验指标平均值, 即最大曲率的平均值。如图所示, 就变化趋势而言, 随着因素A、B的增大, 试验指标不断减小;随着因素C、D的增大, 试验指标不断增大。就变化速度而言, 随着因素A、C的增大, 试验指标变化缓慢;随着因素B、D的增大, 试验指标变化相对较快[11]。

5 结束语

运用正交试验法对滑移门的平顺性进行了优化研究。将中导轨与走轮臂销轴的X、Y向位移作为优化变量, 将滑移门质心处的运动轨迹作为优化指标。按照L16 (45) 正交表分别进行16次正交试验, 运用极差分析法对试验数据进行了综合分析, 结合图表阐述了具体因素变化对试验指标产生的不同影响。在评价滑移门运动平顺性方面, 采用了曲率判断法, 即滑移门质心处运动轨迹曲线的最大曲率越小, 则滑移门的平顺性能越好。

在设计滑移门时不仅要防止运动过程中门与侧围发生干涉, 而且要保证运动的顺畅性。试验证明导轨与走轮臂销轴的空间位置对滑移门的运动特性影响很大。其中中导轨的Y向位移、走轮臂销轴的Y向位移对滑移门平顺性是至关重要的。总体来说, 中导轨在Y向每正向移动10 mm, 平顺性能提升7.5%;中走轮臂销轴在Y向每负向移动10 mm, 平顺性能提升8.6%。

摘要：针对某汽车滑移门系统平顺性能, 运用正交试验设计方法进行了优化研究。在滑移门的开、闭过程中, 以中导轨及其走轮臂转动销轴的X向、Y向位移作为优化变量, 以滑移门质心运动轨迹优劣程度作为设计指标。在保证滑移门在运动过程中不与车身发生干涉的情况下, 初步给定了4个优化变量在各自方向上的取值范围。运用正交试验提取多组试验方案, 分别求解出滑移门质心运动轨迹, 对比分析轨迹曲率特性。研究结果表明, 中导轨及其走轮臂转动销的位置对于汽车滑移门运动平顺性能有着重要的影响。

关键词：滑移门,平顺性,正交试验

参考文献

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整车平顺性试验 篇5

汽车内部的发动机和传动系统、转向系统、制动和车身系统、悬架系统、车身和车架都会在行驶中因为路面不平的激励产生振动。因此,改善汽车平顺性主要是缓和由地面不平激励传递给车身悬挂的振动以及减小质心加权加速度和弹性座椅振级。[1]总之,研究汽车的平顺性主要在于控制车身动态振动特性,将车身振动幅度和强度控制在一定范围之内,以保持驾驶员和乘员乘坐舒适性,对于载货汽车是保持装载的货物完好不受车身的振动而损坏。

1汽车平顺性实验方案

1.1制定试验方案及流程。车辆的行驶平顺性实验分为随机输入行驶实验和脉冲行驶实验。在整个汽车行驶中,使用最多的工况是汽车在接近平稳随机的路面上行驶,此工况下激起的振动是随机振动。汽车在公路上行驶是,有时还会遇到很多突出的障碍物,例如石块、土堆、凹坑等,这些障碍物会使汽车振动输入突然增大很多,通常称这种输入为脉冲输入。本文主要对实车进行随机输入行驶实验。

设计实验共4个测点,测点放置位置分别为四个车轮上15cm处车身上,粘贴加速度传感器于测点处,收集该测点位置的垂直方向加速度信号。

由于实验在校园内进行,所以考虑校园内行车安全及国家标准规定故设计实验车速分别为三档情况下30km/h、40km/h、50km/h和四档情况下30km/h、40km/h、50km/h,实验时,汽车应该在稳速段内稳住车速,然后以规定的车速匀速驶过实验路段,测量个测点处的加速度时间历程。样本记录长度要满足数据处理的最少数据量要求。

1.2实验流程(图1)

1.3实验对象及实验条件

1.3.1实验实用车辆。实验车辆车型为长安之星II代,车体的长宽高分别为3860mm、1500mm、1900mm,轴距2500mm,前轮距1280mm,后轮距1290mm,整备质量1015kg,满载质量1670kg,发动机中置后驱,最大功率51kw,最大扭矩92 N·M,前悬挂为麦佛逊式独立悬架,后悬挂为螺旋弹簧多连杆式,前后轮胎规格为165/70R13LT。

1.3.2实验道路条件。实验道路平直,纵坡小于于1%,路面干燥,不平度均匀无突变,累计的实验路面总2km,并且两端有40m的稳速段。路面材质为沥青路面。

1.3.3风速条件技术状况及车速条件。实验风速为4m/s,风向为南风,汽车各总成、部件、附件及附属装置(包括随车工具与备胎)配备齐全,并装在固定的位置上。调整状况符合该车设计技术条件的规定。轮胎充气压力符合汽车设计技术条件的规定。

1.3.4实验车速。根据GB/T 4970-2009中的规定,随机输入行驶实验中,要针对特定车的设计原则确定实验用良好路面或一般路面。

良好路面实验车速:40km/h~最高设计车速(不应超过实验路面要求的最高车速),每隔10km/h或20km/h选择一种车速为实验车速。

一般路面实验车速:

⑴M类车辆:40km/h、50km/h、60km/h、70km/h

⑵N类车辆:30km/h、40km/h、50km/h、60km/h

根据本次实验具体情况,实验车辆长安之星II为M类车辆,实验道路为一般路面,且考虑校园内实验的局限性和安全性,故规定实验车速为40km/h、50km/h、60km/h。

1.3.5垂直方向加速度传感器安放位置。加速度传感器主要功能是用来测被测点的纵向横向以及垂直方向即在空间立体坐标系中建立的X、Y、Z三个方向,以便得出三个方向的加速度曲线,再转换成加速度功率谱曲线,进而分析实验车辆平顺性。

加速度传感器测点具体安放位置:(1)测点一安放在实验车辆左前轮上方车体外壳,高度距离车轮上缘15厘米。(2)测点二安放在实验车辆右前轮上方车体外壳,高度距离车轮上缘15厘米。(3)测点三安放在实验车辆左后轮上方车体外壳,高度距离车轮上缘15厘米。(4)测点四安放在实验车辆右后轮上方车体外壳,高度距离车轮上缘15厘米。

利用事先加工好的正方体模块,用502强力胶粘贴在车体测点处,再将传感器按垂直方向利用正方体模块上的螺纹孔、螺栓与传感器上的螺纹孔链接起来并拧紧,这样就把传感器稳定的安放在了车体测点出。

1.4实验测试内容。测试内容包括:四个车轮上方15cm处车身上的振动加速度信号由于本次实验研究平顺性问题,为讨论汽车纵轴上任意一点的垂直振动,所以要采用前、后车轮有两个路面输入的双轴汽车模型,在这里我们把复杂的汽车整体看成是单纯的双轴汽车。我们主要的目的是为了测量前、后轴中心的振动加速度信号,但为了方便操作我们将加速度信号传感器安放在前轴的左右车轮和后轴的左、右车轮处,通过左、右车轮所测数据的平均值,可以近似看做前、后轴中心处的振动加速度。

1.5实验测试方法。安装在车轮上方15cm处车身上的加速度传感器均能测量垂直振动(Z轴方向振动)的加速度时间历程。实验时,汽车在稳速段内要稳住车速,然后以规定的车速分别匀速行驶过实验路段。[2]在进入实验路段时启动测试仪器以测量测试部位的加速度时间历程,同时测量通过实验路段时间以计算平均车速,为确保准确性,每个实验车速测量三次。驶出实验路段后关闭测试仪器。[3]

2实验系统设备介绍及设置

2.1 DASP数据自动采集和信号处理系统介绍。DASP主菜单由六大部分组成:(1)参数设置;(2)采样;(3)编辑滤波;(4)分析;(5)显示;(6)示波。

参数设置用来设置实验名、采样数据存放路径、分析结果存放路径、采样类型等。

采样功能相当于磁带机,记录数据以供分析,有随机、触发、多次触发、变时基、单踪变时基和整周期采样七种采样方式。随机方式包括采样数据进行基本内存、扩充内存和进硬盘三种方式;触发方式包括采样数据进基本内存和扩充内存两种方式。

滤波功能可以对记录数据进行低通、高通、带阻及梳状滤波,并可以对记录波形进行压缩和选点删除等编辑工作。编辑滤波一批数据进行滤波和编辑。跟踪滤波可以对跟踪主题进行带通滤波。

分析功能相当于信号分析仪,可进行数据格式转换,时域波形批处理,非线性数据转换,单踪时域分析,冲击系数计算,非平稳信号批处理和分析,多踪时域分析,抽心轨迹分析,数据合成,转速分析,车速分析等等一系列功能。

示波功能相当于示波器,可以进行随机、触发和变时基三种采样方式的示波,多通道在线监测以及静载荷实验与检测,可以进行声级计测量,Z振级测量,扭矩测量,索力测定,幅频和相频特性曲线测量,失真度测量。具有频率计和阻尼计的功能。[4]

2.2实验设备介绍。在本次实车实验中,用到的实验设备包括四个单方向加速度传感器(已编号)及连线,INV11870电荷放大器及连线,16通道数据采集仪及连线,装有DASP系统的笔记本电脑一台。

2.1.1单方向加速度传感器。单方向加速度传感器由强力胶作用粘合在实验车辆事先确定好的测点上,连接好与电荷放大器之间的线路,编号分别为1、2、3、4的加速度传感器分别对应连线1、2、3、4。

2.2.2 INV11870电荷放大器。本次实验中用到的INV11870电荷放大器是一款高性能几何信号调理器,该电荷放大器共有十六通道程控性信号放大器,仪器由主控单元,双通道信号调理单元组成。信号调理的所有功能都由主控单元直观设置完成,并且相关设置参数提前保存。主控单元采用液晶屏直观显示相关单元的各项参数,操作简便,放大单元都采用电子化设置,提高了产品的可靠性。

2.2.3数据采集仪。数据采集仪是链接电脑和放大器的中间枢纽,要求连接后传感器的通道与数据采集仪上的通道完全对应上,这样才可以保证数据的准确。本次实验中只用到4个传感器测4测点,故16通道数据采集仪中只使用其中的4个通道,在这里我们设置为前4个通道即第1、2、3、4通道。

2.2.4实验中的参数及设置。实车实验中,为确保实验的结果准确及明显,方便数据的收集和结果的显示,故对实验中的仪器参数进行选择和设置,包括电压式加速度传感器的电压灵敏度、测量方向的确定,电荷放大器的放大倍数(一般为10倍或者30倍),DASP系统中的参数设置和采样方式的选择等等。部分设置参数见表1。

DASP系统在本次实验中一些必要参数的设置如图2。

各通道参数设置见表1。

选择采样方式及采样参数设置

根据实验要求选择基本内存方式的随机采样,其中参数设置如下:

实验号———1通道总数———4程控系数———8测点号码———1-4采样频率———300hz采样时间———5s

这样关于采样的基本参数就设置完成了。在实验采样之前,要先示波,以检查实验信号的传递情况。

3实验结果

本次平顺性实验共设计了六次随机输入行驶实验,分别属于六种不同工况,三档30km/h、40km/h、50km/h和四档30km/h、40km/h、50km/h。根据实验数据,以及实验车辆的具体参数(长安之星轴距2350mm)分别计算三档和四档质心加速度和俯仰角加速度均方根。得到以下结果见表2和表3。

三档和四档内质心加速度随速度变化规律如图3所示。

4结论

4.1 3档质心垂直加速度均方根值随车速升高而变大,即车速升高振动感越强,同样的4档质心垂直加速度均方根值也随车速的升高而变大,证明此时随车速升高振动感也增强。

4.2在30km/h~50km/h之间相同车速时,4档的质心加速度均方根值小于3档的质心加速度均方根值,说明在这个速度范围内4档的运行相对较为平稳。其主要原因在于档位不同,变速器传递的发动机扭振引起的振动成分变化,使3档情况下的振动比4档情况下的振动更加剧烈。

4.3汽车的每个档位都对应着合适该档位的车速,当车速与档位相适应时,车辆运行更加平稳。因此选择合适的档位和车速,对车辆行驶中乘员的舒适和安全,车辆本身的稳定性都极为重要。

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整车平顺性试验 篇6

关键词：草坪机,行驶平顺性,Matlab/Simulink,加速度均方根值

0 引言

随着人工种植草场及草坪业的飞速发展, 人们对乘坐式草坪机的需求量日渐增加[1]。零转弯半径草坪机可以实现原地转向, 工作效率高, 常常应用于高尔夫球场斜坡、庄园洼地等复杂的工作环境[2]。零转弯半径草坪机行驶作业时, 车身在起伏草坪路面激励下的振动响应会使得驾驶者产生不舒适感, 同时草坪机的动力性也得不到充分的发挥, 如果振动响应过大甚至会损坏草坪机的零部件, 缩短草坪机的使用寿命[3]。因此, 研究评价零转弯半径草坪机行驶平顺性对今后零转弯草坪机设计发展具有重要价值。

目前, 行驶平顺性的研究主要集中于普通道路车辆, 而对草坪机等园林及农业非道路车辆研究较少。为此, 本文对零转弯半径草坪机行驶平顺性进行了研究:以操作者位置的加速度均方根值及加权振级作为振动响应的评价指标, 应用Lagrange方程法建立了零转弯半径草坪机三自由度半车振动模型, 并用软件Mat Lab/Simulink进行了行驶平顺性仿真研究;采用扬州维邦园林机械有限公司生产的WBZ12219K-S零转弯半径草坪机在高尔夫球场草坪路面进行了实车试验, 验证了仿真模型的有效性。

1 行驶平顺性分析模型

1.1 三自由度半车振动几何模型

当为一个实际振动系统建立物理模型时, 建立的模型若过于复杂会使得计算过程变得冗长;模型过于简单会使得结果不够准确[4]。因此, 在实际建立物理模型时需要综合考虑振动系统的特点, 对模型进行合理简化假设[5]。

通过大量实验得知, 车身左右、前后的振动很小, 其对平顺性的影响小于3%, 所以在建立动力学模型时忽略了这些自由度所引起的误差。目前研究普遍认为五自由度半车模型已经拥有足够的精度, 因此五自由度半车模型应用较为广泛[6]。本文研究对象为扬州维邦园林机械有限公司生产的WBZ12219K-S零转弯半径草坪机, 如图1所示。

由于此型号零转弯半径草坪机无悬架系统, 即车轴直接与车身刚性连接, 因此建立动力学模型时可以省去非悬挂质量 (轮胎质量模块) 。本文以零转弯半径草坪机三自由度振动模型为研究对象进行研究, 如图2所示。

图2中:m1为草坪机车身集中质量;m2为座椅集中质量;kf为草坪机前轮胎刚度;kr为草坪机后轮胎刚度;k为座椅刚度;cf为草坪机前轮胎阻尼系数;cr为草坪机后轮胎阻尼系数;c为座椅阻尼系数;θ为草坪机车身俯仰角位移;J为草坪机绕车身质心的转动惯量;q1、q2分别为前、后轮路面激励;z1为车身垂直振动位移;z2为座椅垂直振动位移;a、b、L分别为前轴到草坪机车身质心距离、后轴到草坪机车身质心距离及座椅到草坪机车身质心距离。

1.2 振动微分方程建立

建立系统多自由度振动微分方程的方法主要有牛顿第二定律法、Lagrange方程法、能量法及虚位移原理法等[7]。本文采用Lagrange方程法建立零转弯半径草坪机振动微分方程。Lagrange方程法是从能量的观点建立系统的动能、势能、耗散能和功之间的标量关系, 是研究静、动力学问题的一种方法。Lagrange方程的一般形式可表示为[8]

其中, T是系统的动能函数;U是系统的势能函数;D是系统的散逸函数;qi是广义坐标, 对于n自由度系统有n个广义坐标。

将系统的动能、势能、耗散能带入式 (1) , 得到系统振动微分方程组, 以矩阵形式表示为

将式 (2) 的系统振动微分方程转化为状态空间方程的形式, 有

2 仿真模型建立及分析

2.1 仿真参数确定

本文研究对象为扬州维邦园林机械有限公司生产的WBZ12219K-S零转弯半径草坪机, 其主要参数如表1所示。

2.2 草坪激励仿真时域模型

路面激励准确性直接影响分析的结果[9]。草坪机在作业时草坪路面的高程变化是草坪机振动的主要外部激励来源, 获取路面路谱的最直接的方法就是实际测量;但是由于测量需要专业人员, 专业仪器设备成本高, 在实际研究中很少采用。本文借鉴道路车辆路面功率谱密度的表示方法[10], 采用目前应用较广泛的滤波白噪声法建立路面激励时域模型[11], 即

其中, q (t) 为路面高程 (m) ;Gq (n0) 为参考空间频率n0=0.1m-1时的路面不平度系数, 试验路面选取Gq (n0) =1024×10-6m-3;u为车辆行驶速度, 由于草坪机作业时行进速度较慢, 因此u取1.11m/s;W (t) 均值为零的高斯白噪声;f0为下截止频率, f0=0.1Hz。

2.3 Mat Lab/Simulink仿真模型建立

根据式 (2) 建立的系统振动微分方程以及式 (3) 建立的路面激励时域模型, 在软件Matlab/Simulink下建立零转弯半径草坪机行驶平顺性仿真模型, 如图3所示。

将表1中的WBZ12219K-S零转弯半径草坪机主要参数代入Mat Lab/Simulink行驶平顺性仿真模型计算得到路面激励下操作者位置的加速度时域仿真曲线 (见图4) 及功率谱密度仿真曲线 (见图5) , 并计算得到加速度均方根值为0.346 9m/s2, 加权振级为110.805d B。

3 行驶平顺性实验与仿真结果对比分析

3.1 实验测试系统搭建

为了验证Mat Lab/Simulink中所建立仿真模型的正确性。本文采用WBZ12219K-S零转弯半径草坪机进行实车的行驶平顺性试验。试验所用的加速度传感器及数据采集卡选用北京启创莫非电子科技有限公司生产的MPS-ACC01X ICP加速度传感器, 灵敏度1000mv/g, 量程为±50g;数据采集卡选用MPS-060602高性能双通道IEPE (ICP) 数据采集卡。试验测试系统所需仪器如图6和图7所示。

3.2 实车试验及结果分析

试验场地选择某高尔夫球球场, 将ICP加速度传感器与数据采集卡、笔记本电脑相连接并垂直安放在实验车的座椅位置上。操作者驾驶零转弯半径草坪机在高尔夫球球场草坪行驶, 由加速度传感器采集行驶时间段的座椅位置的加速度时域信号。试验所得操作者位置加速度时域曲线及加速度功率谱密度曲线如图8、图9所示, 计算得到加速度均方根实验值为0.301 9m/s2, 加权振级为109.596d B。表2为将行驶平顺性的实验结果与仿真结果对比。

从表2数据可以看出:平顺性模型仿真结果与试验结果基本吻合;存在的误差可能由于试验场地环境、传感器精度及信号干扰等因素产生。因此, 通过试验与仿真结果对比可以说明, 本文所建立的零转弯半径草坪机Mat Lab/Simulink仿真模型是正确有效的。综合考虑仿真与分析结果, 根据表3可以看出:操作者对该型号草坪机行驶平顺性的主观感受为“有一些不舒适”, 因此该型号草坪机行驶平顺性需要改善。

4 结论

1) 应用Lagrange方程法建立了零转弯半径草坪机三自由度模型及系统振动微分方程, 并应用MatLab/simulink软件进行了行驶平顺性仿真研究。

2) 以WBZ12219K-S零转弯半径草坪机为实例, 进行了行驶平顺性实车试验, 并以操作者位置的加速度均方根值及加权振级作为评价指标。比试验数据与仿真结果基本吻合, 验证了所建立仿真模型的有效性, 为零转弯半径草坪机和类似草坪机非道路车辆的行驶平顺性研究提供了理论指导。

3) 综合分析结果, 得出操作者对该型号草坪机行驶平顺性的主观感受为“有一些不舒适”, 因此该型号草坪机行驶平顺性有待提高。

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