汽车行驶平顺性（精选八篇）
汽车行驶平顺性 篇1
1 平顺性的评价
1.1 ISO2631的评价方法。
国际标准ISO 2631用加速度均方根值给出了在1~80Hz振动频率范围内人体对振动反应的三个不同界限。
(1) 暴露极限。当人体承受的振动强度在这个极限之内, 将保持健康或安全。通常把此极限作为人体可以承受振动量的上限。 (2) 疲劳一工效降低界限TFD。该界限与保持工作效能有关。当驾驶员承受的振动强度在此界限之内时, 能准确灵敏地反应, 正常地进行驾驶。 (3) 舒适降低界限TCD。此界限与保持舒适有关, 在这个界限之内, 人体对所暴露的振动环境主观感觉良好, 能顺利的完成吃、读、写等动作。
图1为ISO2631在不同暴露时间下的“疲劳-工效降低界限”, 图1a为垂直方向的, 图1b为水平方向的。另外两个不同反应界限的振动允许值随频率的变化趋势与此完全相同, 只是振动加速度均方根允许值不同。“暴露极限”的值为“疲劳-工效降低界限”的2倍, “舒适-降低界限”为“疲劳-工效降低界限”的1/3.15。
由图1可以看出, 随着暴露时间的加长, 感觉界限容许的加速度值下降。图上注明的暴露时间是指常年累月每天重复在振动环境中持续的时间, 对于偶尔乘车的人, 加速度的容许值可以高很多。人最敏感的频率范围, 对于垂直振动是4~8Hz, 对于水平振动是2Hz以下。而且在2.8Hz以下同样的暴露时间, 水平振动容许的加速度值低于垂直振动;在2.8Hz以下则相反。
1.2 国家标准对行驶平顺性的评价方法。
GB4970-1985《汽车平顺性名词术语及定义》规定, 用平顺性随机输入行驶试验测定汽车在随机不平的路面上行驶时振动对乘员及货物的影响来评价汽车的平顺性。因为随机输入是汽车行驶中遇到的最基本情况, 所以这种试验是评定汽车平顺性最主要的试验。该标准规定, 以“疲劳-工效降低界限”TFD和“降低舒适界限”TCD为人体承受振动能量的主要评价指标;以TFD和TCD与车速的关系曲线——车速特性来评价汽车的平顺性。其中轿车和客车用“舒适降低界限”车速特性TCD——v来评价, 货车用“疲劳——工效降低界限”车速特性TCD——v来评价, 并对试验条件及车速范围作了相应的规定。“车速特性”可以在整个使用车速范围内全面地评价汽车的平顺性。
汽车行驶时偶尔会遇到凸块或凹坑, 尽管遇到的概率并不多, 但过大的冲击会严重地影响平顺性, 甚至会损害人体健康, 会使运输的货物损坏。GB5902-1986《汽车平顺性单脉冲输入行驶试验方法》规定, 采用单凸块作为脉冲输入, 让汽车驶过规定尺寸单凸块, 测定坐垫上和座椅底部地板加速度的最大值作为评价指标。
GB/T12477-1990《客车平顺性评价指标及限制》进一步对各种客车降低舒适界限TCD作了明确规定。空气悬架旅游车TCD≥2.5h, 非空气悬架旅游车TCD≥1.0h, 长途大、中型客车TCD≥0.5h, 城市大中型客车TCD≥0.4h, 高级轻型客车TCD≥1.2h, 普通轻型客车TCD≥0.8h。
2 影响侧偏特性的因素
影响侧偏特性的因素很多, 如轮胎的尺寸、形式和结构参数对侧偏刚度影响较明显。尺寸较大的轮胎有较高的侧偏刚度。子午线轮胎接地面宽, 一般侧偏刚度较高。钢丝子午线轮胎比尼龙子午线的侧偏刚度还要高些。轮胎断面高于轮胎断面宽之比×100%称为扁平率。早期轮胎的扁平率为100%, 现代轮胎的扁平率逐渐减小, 目前不少轿车已采用扁平率为60%或称60系列的宽轮胎。扁平率对轮胎侧偏刚度影响很大, 采用扁平率小的宽轮胎是提高侧偏刚度的主要措施。扁平率为60%的60系列轮胎的侧偏刚度有大幅度提高。当扁平率为50%时, 侧偏力即侧偏刚度比扁平率为80%的轮胎提高了70%。
汽车行驶中, 轮胎的垂直载荷常有变化。如转向时内侧车轮轮胎的垂直载荷减小, 外侧车轮轮胎的垂直载荷增大, 垂直载荷的变化对轮胎侧偏特性影响较大。轮胎的充气压力对侧偏刚度也有影响。随着气压的增加, 侧偏刚度增大, 但气压过高后刚度不再变化。
3 汽车平顺性试验
3.1 汽车振动系统结构参数测定。
测定轮胎、悬架、坐垫的弹性特性, 求出规定载荷下, 轮胎、悬架、坐垫的刚度。由加、卸载曲线包围的面积, 可以确定轮胎、悬架、坐垫的阻尼。另外还要测定悬挂质量、非悬挂质量、车身质量分配系数等。
3.2 悬挂系统部分固有频率和阻尼比的测定。
将汽车前、后轮分别从一定高度抛下, 记录车身和车轮质量的衰减振动。可以得到称身质量振动周和车轮质量振动周期。
3.3 实际路面随机输入行驶试验。
此项试验是评定汽车平顺性的最主要试验。按照GB4970-85《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》进行。各种车轮因工作条件不同, 试验要求的路况、车速、传感器安装位置等也有所不同。
3.4 脉冲输入试验。
汽车行驶时偶尔会遇到凸块或凹坑, 其冲击会影响汽车平顺性, 严重时会损害人体健康, 破坏运载的货物。此项试验按GB5902-86《汽车平顺性单脉冲输入行驶试验方法》进行, 汽车以一定车速驶过规定尺寸的三角形凸块得到脉冲输入。评价指标用坐垫上和地板上加速度最大值或加权速度最大值。
摘要：汽车是一个复杂的多质量振动系统, 其车身通过车架的弹性元件与车桥连接, 而车桥又通过弹性轮胎与道路接触, 其他如发动机、驾驶室等, 也是以橡皮垫固定于车架。在激振力作用下, 如道路不平而引起的冲击和加速、减速时的惯性力, 以及发动机与传动轴振动等, 系统将发生复杂的振动, 对乘员的生理反应和所远货物的完整性, 均会产生不利的影响。
关键词：汽车行驶,平顺性,评价分析
参考文献
[1]徐璋.汽车平顺性评价方法的研究[J].西南交通大学, 2012.
[2]王岩松, 石晶, 耿艾莉, 等.汽车平顺性的模糊评价方法的研究及应用[J].辽宁工学院学报, 2003 (5) .
悬架对汽车行驶平顺性的影响 篇2
悬架对汽车行驶平顺性的影响
悬架系统是现代汽车上的重要组成之一.为了实现载货汽车悬架系统的优化设计,提高载货汽车悬架系统开发的.可靠性、可预见性、缩短开发周期,本文针对载货汽车的实际特点,分析了悬架对汽车行驶平顺性的影响.
作 者：李志彪 作者单位：南昌工程学院机械与电气工程学院,江西,南昌,330099刊 名：考试周刊英文刊名：KAOSHI ZHOUKAN年，卷(期)：“”(18)分类号：关键词：悬架 汽车行驶平顺性 影响
汽车行驶平顺性 篇3
关键词：三轴半挂汽车列车,行驶平顺性,平面系统,鞍座
半挂汽车列车一般行驶路程较远, 长期在满载、振动与冲击条件下行驶, 振动比较强烈。在提高运输速度的同时, 需要综合考虑半挂汽车列车行驶平顺性, 以减少振动对乘坐者、运输物品和路面的影响。
鞍座是牵引车和半挂车的支撑连接装置, 以往对半挂汽车列车的研究, 将鞍座简化成刚性模型[1—4], 即牵引车和半挂车铰接, 不能反映牵引车和半挂车在鞍座点存在的相对运动。将鞍座简化成由弹簧和阻尼器组成的弹性模型, 既可以通过调节弹簧和阻尼值将其转化成刚性模型, 又可以通过弹性模型反映牵引车和半挂车在鞍座点存在的相对运动, 更接近实际。
本文将考虑鞍座弹性建立三轴半挂汽车列车振动模型, 应用频域分析方法对其进行随机振动理论分析, 以某三轴半挂汽车列车为研究对象对其进行行驶平顺性仿真, 并对仿真结果进行分析。
1 系统振动的模型
1.1 基本假设
三轴半挂汽车列车, 由两轴牵引车和单轴半挂车通过牵引鞍座连接。牵引车, 由其车体 (簧载质量) 、悬架、车轴和轮胎组成;半挂车, 由其车体 (簧载质量) 、悬架、车轴和轮胎等组成。
为建立三轴半挂汽车列车振动的力学模型, 引入以下基本假设
(1) 汽车左右对称, 左右轮的路面激励相同, 只考察垂直振动和纵向角振动, 忽略其他方向振动。
(2) 汽车等速行驶, 在平衡位置做微幅振动。
(3) 车体与车轴视为刚体, 悬架视为无质量并联的弹簧和阻尼器, 轮胎视为无质量的弹簧、鞍座视为无质量并联的弹簧和阻尼器, 即牵引车和半挂车之间弹性连接。
(4) 悬架、轮胎和鞍座的刚度视为相对位移的线性函数, 悬架和鞍座的阻尼视为相对速度的线性函数。
(5) 路面激励一直作用在轮胎与路面的接触点中心上。
1.2 力学模型
由基本假设, 可建立三轴半挂汽车列车七自由度平面系统的力学模型, 如图1所示。图1中, mfb是牵引车的簧载质量, mfby是牵引车绕其簧载质心的俯仰转动惯量, mf和mm分别是牵引车前轴和后轴的非簧载质量, mrb是半挂车的簧载质量, mrby是半挂车绕其簧载质心的俯仰转动惯量, mr是半挂车车轴非簧载质量;cf和cm分别是牵引车前悬架和后悬架的阻尼系数, cr是半挂车悬架阻尼系数, cfw是鞍座阻尼系数;kf和km分别是牵引车前悬架和后悬架的刚度, kft和kmt分别是牵引车前轴轮胎和后轴轮胎的刚度, kr是半挂车悬架刚度, krt是半挂车车轴轮胎刚度, kfw是鞍座刚度;a和b分别是牵引车簧载质心至牵引车前轴和后轴的距离, l1是牵引车簧载质心至鞍座点距离, l2是半挂车簧载质心至鞍座点距离, l3是半挂车簧载质心至其车轴距离;zfb是牵引车簧载质心垂直位移, zfby是牵引车绕其簧载质心角位移, zf和zm分别是牵引车前轴和后轴非簧载质量的垂直位移, zrb是半挂车簧载质心垂直位移, zrby是半挂车绕其簧载质心角位移, zr是半挂车车轴非簧载质量垂直位移, qf、qm和qr分别是前轮、中轮和后轮的路面激励。
1.3 数学模型
运用拉格朗日方程[5], 建立三轴半挂汽车列车七自由度平面系统的振动微分方程, 有
式中, m为质量矩阵;c为阻尼矩阵;k为刚度矩阵;kt为右端与路面激励对应的矩阵;x为c或k;z为位移向量;q为路面激励向量。
1.4 车轮静载
将牵引车和半挂车在鞍座点分离, 建立两个受力隔离体, 如图2所示。
由半挂车静力平衡关系, 有
式中, Gr为半挂车车轮静载。
由牵引车静力平衡关系, 有
式中, Gf、Gm为牵引车前、后车轮静载。
由式 (2) ~式 (5) , 得
1.5 振动响应量
对于三轴半挂汽车列车七自由度平面系统, 振动响应量分别如下[6]:
(1) 牵引车簧载质量的质心加速度z¨fb和z¨fby, 半挂车簧载质量的质心加速度z¨rb和z¨rby。
(2) 牵引车前轴悬架动挠度ffd, 后轴悬架动挠度fmd, 半挂车车轴悬架动挠度frd。
(3) 牵引车前轮相对动载Ffd/Gf, 后轮相对动载Fmd/Gm, 半挂车车轮相对动载Frd/Gr。
悬架动挠度和车轮相对动载的表示为
2 振动响应量的统计特性
2.1 系统的频率响应特性
对式 (1) 两边进行傅里叶变换, 有
式 (15) 中, j为虚数单位;z (ω) 为z的傅里叶变换;q (ω) 为q的傅里叶变换。
由式 (15) , 得
式 (16) 中, H (ω) 为以路面激励向量q为输入、各质量位移向量z为输出的系统频率响应特性。
2.2 各车轮处路面激励的关系
时域内, 三轴半挂汽车列车车轮处的路面激励存在如下关系:
式中, u为车速, 单位为m/s。
由式 (17) , 根据傅里叶变换性质, 有
于是
2.3 等效的系统频率响应特性
由式 (16) 和式 (20) , 三轴半挂汽车列车的等效系统频率响应特性为
式 (22) 中, h (ω) 为以前轮路面激励qf为输入、各质量位移向量z为输出的等效系统频率响应特性。
2.4 簧载质量质心加速度的频率响应特性
根据傅里叶变换性质, 各质量加速度响应向量对前轮处路面激励的频率响应特性为
由式 (23) , 牵引车簧载质量的质心加速度z¨fb和z¨fby、半挂车簧载质量的质心加速度z¨rb和z¨rby, 对前轮处路面激励的频率响应特性为
2.5 悬架动挠度的频率响应特性
由式 (9) ~式 (11) , 牵引车前轴悬架动挠度ffd、后轴悬架动挠度fmd和半挂车车轴悬架动挠度frd, 对前轮路面激励的频率响应特性为
2.6 车轮相对动载的频率响应特性
由式 (12) ~式 (14) , 牵引车前轮相对动载Ffd/Gf、后轮相对动载Fmd/Gm和半挂车车轮相对动载Frd/Gr, 对前轮路面激励的频率响应特性为
2.7 振动响应量的功率谱密度
当采用前轮路面激励作为汽车系统输入时, 各振动响应量的功率谱密度Gx (f) 与前轮路面激励的功率谱密度Gqf (f) 的关系为
式中, f为时间频率;Gx (f) 为振动响应量x的功率谱密度;|h (f) |x-q为在|h (ω) |x-q中代入ω=2πf得到的振动响应量的幅频特性;Gqf (f) 为前轮处路面激励的功率谱密度;n0=0.1 m-1为参考空间频率;Gq (n0) 为参考空间频率n0下的路面不平度功率谱密度值, 由国际标准和国家标准确定[6]。
3 行驶平顺性仿真
根据前面的理论分析, 以某三轴半挂汽车列车为仿真对象, 在B级路面, 车速为50 km/h时进行了仿真, 牵引车和半挂车的主要振动响应量功率谱密度的结果, 如图3和图4所示。
由图3和图4可以看出, 三轴半挂汽车列车悬架动挠度功率谱密度主要出现在0~4 Hz范围内, 均在1~3 Hz之间出现波峰, 4 Hz以后基本为零;车轮相对动载荷功率谱密度在1~3 Hz之间出现波峰, 其他频率范围曲线较为平缓, 在允许的范围之内;牵引车质心垂直加速度功率谱密度在1~3 Hz之间出现波峰, 半挂车质心垂直加速度功率谱密度在2 Hz附近出现波峰。
4 结论
(1) 将鞍座简化成弹性模型, 能更好反映半挂汽车列车的行驶平顺性, 为更复杂的多轴半挂汽车列车行驶平顺性研究提供了研究基础。
(2) ) 三轴半挂汽车列车平顺性的仿真与分析方法, 适用于半挂汽车列车振动的预测和分析, 能够反映牵引车和半挂车振动性能的好坏, 可以迅速求出其振动响应量的主要数值, 为参数的选择匹配提供了方便。
参考文献
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汽车行驶平顺性 篇4
随着人们对高品质生活的不断追求,车辆行驶的平顺性和乘坐舒适性越来越受到关注。联合收割机作为一种大型复杂的农业机械,在我国农业生产中,占有非常重要的地位[1]。联合收割机田间作业时,由于路面十分不平整,起伏较大,机体受到地面随机激励较大,振动十分严重。联合收割机振动直接影响了其行驶平顺性和乘坐舒适性,对驾驶员的身心健康产生极大危害。作为车辆振动的基本输入[2],路面模型的准确性对分析结果有着根本的影响[3,4,5,6]。目前,在汽车行驶平顺性方面,通过建立车-路相互作用模型的虚拟试验方法已经十分成熟[7],对于农用车辆行驶平顺性的评价,主要还是以传统的试验方法为主。例如,郑志刚等利用振动测试系统对拖拉机的主要部位进行振动分析[8];苏锦涛以心率增加率和疲劳评价值为指标,研究了拖拉机座椅振动加速度对驾驶疲劳的影响[9];陈建恩等通过公式推导,建立了小麦联合收割机驾驶室基座横向振动解析模型[10]。本文通过实测实际耕作地路面不平度,建成面向农机作业的三维随机路面模型;通过建立车-路相互作用模型,对路面不平度激励下的联合收割机行驶平顺性进行评价。
1 路面不平度与路面模型
1.1 路面不平度测量
路面不平度是反映道路表面相对于理想平面的竖向偏差。路面不平度曲线一般由以下两种方法得到:一是试验测试。即把道路垂直纵断面与道路表面的交线作为路面不平度的样本,当样本的数学特征方差均值为0时,可以描述路面不平度大小的总体情况。二是用路面不平度功率谱密度函数逆推得到。路面不平度的测试方法主要有两种:一是直接式测定法,即测出路面纵断面的曲线;二是响应式检测法,即测出车辆对路面纵断面变化的力学响应。本文采用第一种方法,利用连续式五轮平整度仪,对北京市上庄试验田5块大小均为1 300m2试验田路面不平度进行测量。
假设拖拉机的行驶速度为v(单位:m/s),路不平度的空间频率为n,根据我国国家标准GB/7031-87[11]规定,车轮受到的激振频率f=n·v,若拖拉机的主要固有频率范围是(fh,fl)则可推出路面不平度功率谱的有效空间频率上、下限截止频率,分别为nh=fh/v和nl=fl/v。假设采样频率为n,采样间隔是ΔL,采样长度为L,在计算功率谱密度时,为了避免频率混叠,一般要求ΔL≤1/2nh、L≥1/nl。一般来讲[12],国产拖拉机的固有频率范围为2~4Hz,平均作业速度为0.9~3.2m/s。为确保拖拉机在作业时,路面不平度引起振动的时间频率范围能覆盖车身、车座、车轮等车辆主要部件的固有频率范围,假设地面作用于轮胎的激励时间频率上限fh=4Hz,频率下限fh=2Hz,则由上式可得出空间截止频率的上、下限为nh=4.2m-1,nl=0.63m-1,进而可得,L≥1.6m,ΔL≤0.11m。本次试验中,选取间隔ΔL=0.108m,长度L=108m,采样点数N=L/ΔL=1 024,由公式L'=N/ns可知,此次试验的分辨率Be=1/L'=0.005m-1,满足国标试验要求。试验场景如图1所示。
图2为路面不平度曲线,计算可得,路面不平度均值=3.2×10-19m≈0,标准差δ=76.8×10-3mm。
1.2 路面功率谱密度
功率谱密度函数表示路面不平度能量在空间频域的分布,表明了道路的频率结构及各频率成分多于振动能量的贡献,反映路面不平度结构。在坐标图上,功率谱密度曲线下的面积是路面不平度的方差,反映路面总体特征[13]。根据我国国家标准GB/7031-87路面不平度位移功率谱密度可由单道位移功率谱密度标准拟合,有
式中n—空间频率的有效频带中的某一空间频率,其有效带宽(fh,fl);
n0—空间参考频率,一般n0=0.1;
G0—路面不平度系数,即当空间频率n0=0.1时,空间功率谱密度;
w—频率指数,一般情况下取经验值。
在随机数据的处理中,对采样点数据进行Fourier变换后可得频率域内的幅度谱、相位谱、功率谱[14],公式为
式中X(k)—离散傅里叶变换,k=0,1,2,…,N-1;
x(n)—采样数据,n=0,1,2…,N-1;
N—采样点数。
根据文献[15],路面位移功率谱密度为
式中ΔL—距离采样间隔。
由图3和4可知,路面的功率谱密度曲线频率范围为0.1~10 Hz,实测位移功率谱密度Gq(n)=53270×10-6m3,处于F与H级理想路面之间,与G级理想曲线贴近。路面不平度标准差δ=76.8×10-3mm,对比表1可知,该路面模型十分合理。根据随机相位特征的正弦函数叠加原理,利用MATLAB程序生成随机节点,编制ADAMS路面文件road_r.rdf。
以某国产联合收割机单一工况下的行驶平顺性为研究对象,选择需要参数少、构造较为简单的Fiala轮胎模型和本文所建的三维路谱作为输入,简化样机结构,施加样机质量、转动惯量和约束,构建车—路相互作用模型,表2为联合收割机技术参数表,图5为车—路模型。
2 平顺性评价
参照GB/13441-2007,4~8Hz频率范围,人的内脏器官易产生共振,8~12.5Hz频率范围,人的脊椎系统影响很大。当振动波形峰值系数<9时,利用加权加速度均方根值来评价振动对人体舒适和健康影响。考虑垂直、纵向、横向3个方向振动,用联合加权加速度Aw评价[16]为
式中axw—座椅处X(纵向)加速度的有效值(m/s2);
ayw—座椅处Y(横向)加速度的有效值(m/s2);
azw—座椅处Z(垂向)加速度的有效值(m/s2)。
X、Y、Z 3个轴向的振动加权加速度aw为
式中W(f)—椅面垂直轴向的频率加权函数;
Ga(f)—功率谱函数。
本文采用近似评价法,以车身质心处垂直方向的加权加速度均方根值作为评价指标,对联合收割机样机行驶平顺性进行评价。
由图6可知,当振动频率在0.5~4Hz时,加权因子w(f)呈线性增加;当振动频率在4~12.5Hz时,加权因子w(f)为定值;当振动频率在12.5~80Hz时,加权因子w(f)缓慢下降并趋于稳态。
由图7可知,当振动频率在0~4Hz时,垂直加速度功率谱密度Ga(f)呈指数增长,且在2.93Hz时,达到最大值0.62m/s2,成功避开了人体共振频率范围;当振动频率在4~12.5Hz,Ga(f)迅速下降;当振动频率在12.5~80Hz时,Ga(f)趋于稳态。
由图8可知,当振动频率在0~4Hz时,加速度均方根Aw呈指数增长;当振动频率在4~12.5Hz时,Aw缓慢增长;当振动频率在12.5~80Hz时,Aw趋于稳定大小为2.11 m/s2。根据GB/13876-92,联合加权加速度值不大于3.00 m/s2,故该型号联合收割机设计达到国标要求。但由表3可知,这时人的主观感觉“很不舒服”。
3 结论
1)利用五轮仪实测实际耕作地路面不平度,通过快速Fourier转换得到功率谱密度函数,利用MATLAB软件编制成面向农机作业的三维路面模型。
2)以轮胎-路面模型作为输入,以国产某机型联合收割机样机为实例,建立路-车相互作用模型;利用加权加速度均方根法,对路-车模型的平顺性进行虚拟试验。结果表明,该型号联合收割机在随机路面输入下的最大加权加速度为2.11m/s2,共振频率为2.93Hz,满足设计要求;但驾驶员感觉很不舒服,故该联合收割机的乘坐舒适性还有待改善。
摘要：在农机专业底盘快速设计中,需对农机行驶平顺性进行性能分析。为此,采用五轮仪法,实测实际耕作地的路面不平度,通过快速Fourier变换,获得功率谱密度函数,构建面向农机作业的三维路面模型。将该路面模型导入ADAMS/view中,建立车-路相互作用模型,利用加权加速度均方根法,对某国产联合收割样机行驶平顺性进行评价。仿真结果为:最大加权加速度为2.11 m/s2,共振频率为2.93Hz。
汽车行驶平顺性 篇5
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。
参考文献
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汽车平顺性的评价方法 篇6
汽车行驶时,外部环境和内在因素激励因素引起汽车产生噪音和振动,影响驾驶员的操控和乘坐人员的舒适度,另外由于振动和噪音引起零部件的损坏。平顺性是指在一定的范围内,让驾驶员和乘客避免有不舒适感,又能保证所运货物的完整性。
人们对于汽车的品质衡量标准,主要无非就是汽车的安全性动力性经济性以 及舒适性等。而其中的舒适性主要就是汽车对路面情况的反应通过车轮悬架汽车座椅传递给驾驶员和乘客的直观感受,而这种感受往往成为人们购车时的重要考量因素。汽车本质上是一个多质量复杂的非线性振动系统 , 当其受到激励作用或者各部分总成振动作用时 , 系统将会出现复杂的振动响应。这种振动对于驾驶员以及乘客甚至所载货物会产生影响。平顺性不仅影响乘员的舒适性 , 同时还关系到行驶安全、环境污染等问题。综上所述对汽车平顺性的研究具有重要的现实意义。
对汽车平顺性的评价方法,有三种情况 :主观评价方法(乘坐人员的感觉)重视人的感觉的舒适度,客观评价方法(物理量)汽车的振动对人体的影响,主客观综合评价方法综合以上两点优点。而每一种评价方法有分成几类,本文从几个具体方面来进行讨论汽车的平顺性。
1 ISO2631-1:1997(E)标准评价法
ISO2631系列标准是20世纪70年代提出来的,其中ISO2631-1:1985在新版本发布以前应用比较广泛,其评价方法分为两种 :倍频带评价方法和总的加权值评价方法。最新是1997年的ISO2631-1:1997《人体承受全身振动评价》。这与以前的旧标准有不同的地方主要表现在 :全身振动测量方法(周期、随机和瞬态)上做了规定。给出了人体在坐、卧和站立时的受振模型。ISO2631-1:1997(E) 规定了给出了两种评价方法。
1)基本评价方法
加权振动级和加权加速度均方根值aw:
单轴向加权速度均方根值时计算公式 :
三个轴向振动都需要考虑时总加权加速度均方根值的计算公式 :
Law和aw与人感觉的关系见下表1 :
2)辅助评价方法
当峰值系数大于9时,振动剂量VDV作为评价指标 :
该评价指标能更好的反应出,脉冲值过大引起高峰值系数振动时对人体的影响。同时ISO2631还分别给出了对承受上下和左右振动的评定界限 :1)疲劳 - 降低工效界限。试验表明,人在上下振动时的敏感频率是4~8Hz之间 , 左右为小于2Hz ;2) 降低舒适界限,用来衡量乘客在车辆运行中进行写作和阅读的感觉困难的情况。3)暴露极限,车在强度振动时危及到人身健康或生命安全的界限 [3,4]。
2 乘坐舒适性系数法(RCL 法)
现代人们不仅对车的质量有很高的的要求,而且对乘坐的舒适性要求也很高。乘坐舒适性系数法是建立在Janeway建议的基准容许临界曲线的基础上的, RCL是振动信号与基准曲线之比的倍数。RCL系数与人体的舒适度之间的关系见表2。
3 吸收功率法(AverageAbsorbed Power)
LeeR.A和ParadkoF. 提出了人体对振动的反应与人体所吸收能量有关系,在小的范围里面匠人看做一个弹性体,振动能量被人吸收,则振动能量逐渐减少。人体的吸收率等于能量随时间的变化率。
在一定时域内 :
平均吸收功率
式中, F(t)- 输入力
V(t)- 输入速度
在一定频域内,吸收功率
Pav- 吸收功率
G- 第i个频率的输入加速度自谱值
K- 加权系数
其中k值在不同的振动方向上值不相同。有下面公式来决定 :
得出总的吸收率 :
吸收功率法计算过程比较复杂,应用较少。
4 总体乘坐值法(BS 6841-1987)
1986年,Griffin提出了“总体乘坐值法”,该标准使用具有12个振动输入的人体坐姿受振模型。需要考虑座椅支撑面处输入3个方向的线振动和3个方向的角振动,以及座椅靠背处和支承处3个方向的线振动 , 三个输入点及12个轴向振动。该标准认为,原标准中夸大了暴露时间的严重性,而实际中对人体舒适性的影响程度没有那么严重。总体乘坐值法是目前较为全面、适用范围较广的一种评价方法。经过大量实验研究,由于它涉及到的自由度数目较多 , 评价时需要考虑的因素过多,该方法不被大量使用。
5 汽车综合振动舒适度 Cgv法
这种方法是在“总乘坐值法”的基础上提出来的,结合大量实验来评定汽车平顺性的方法,这种方法多用于公交车评价。构建一辆车在特定工况下的平顺性的中间参量Cv。
用一个新矩阵R来表示不同的值的集合 :
Cvnm表示车辆第n个测量点在第m个速度的平顺性的评价量 , 上述矩阵表示有m个不同的车速,n个不同测点的振动评价量。
在实际中还要确定加权系数向量 :速度加权系数向量A1和不同测点位置加权系数A2。
为了使结果更为准确,根据路面的级别确定路面的加权系数 :
式中,bq表示q种不同的路面所占总路程的比例。所以得出新的值 :
如果需要考虑到另外因素的情况,则需要增加新的加权系数向量。
6 平顺性模糊评价法
随着人们的要求越来越高,评价指标不能满足人们的需要,近些年有学者提出模糊评价理论,经过试验取得一定的效果。模糊评价法是综合了主客观的评价方法,得到了大家的认可。模糊评价方法使用模糊的概念来定义的,很难用具体的数字来表示。用模糊集合来表示,然后进行运算,运算中主要涉及到U( 考虑因素集 )、A( 权重 )、V( 评判集 )、B( 评判结论集 ) 和R( 模糊评价矩阵 )。模糊综合评价的过程如下 :
(1)确定U和V;
(2)建立R ;
(3)选取模糊运算模型进行运算,获得B ;
(4)对B中元素作归一化处理,也可进一步对评判集V中的元素作二次权重合成,即可得出模糊综合评判的最终结果。
运算过程中主要涉及以下分别是 :
U中的元素作为评价指标,对评判结果影响大小不同,需要结合A对U进行量化描述。V中个元素的个数为划分的等级数,可作为评判结果。R描述的是U与V之间的关系 , 它的每一行对应着一个考虑因素 , 每一列对应着V中一个评判结果。
7 小结
改善汽车的平顺性要在实用的评价指标基础上进行大量的试验。本文概述了几个方面的评价方法,很多方法到目前为止还存在很大的争议。目前应用比较广泛的评价方法是综合评价方法(例如 :汽车综合振动舒适度Cgv法),该方法结合了主、客观评价方法的优点。随着科学技术的进步,学者们不断提出新的的数据处理方式,比如 :遗传算法、神经网络等。这为以后的评价体系提供了更多的标准。
汽车平顺性的仿真分析 篇7
汽车悬架作为车身与车轮之间一切传力连接装置, 是保证汽车行驶安全的重要部件。汽车悬架对汽车的平顺性、操稳特性都起着重要的影响, 因此, 提高汽车平顺性最主要就是要提高汽车悬架系统的性能。本文通过双横臂式独立悬架进行建模分析, 选择设计变量, 确定目标函数, 并对悬架进行优化, 找到侧向滑移量的最优值, 从而达到改善平顺性的效果。
1 悬架模型的建立
在ADAMS/View模块中建立设计硬点, 创建悬架模型。其中弹簧的刚度、阻尼分别为118.9、5000。在各个构件间加上合适的运动副。双横臂独立悬架的两个摆臂长度可以相等, 也可以不等。得到如下模型:
2 悬架模型的仿真分析
选择车轮的上跳和下跳行程均为100mm, 创建直线驱动, 对模型进行动力学仿真。在纵向垂直平面内, 主销轴线与垂线之间的夹角, 称为主销后倾角。主销后倾的作用是当汽车直线行驶偶然受外力作用而稍有偏转时, 主销后倾将产生与车轮转向反方向的力矩使车轮自动回正, 可保证汽车直线行驶的稳定性。一般不超过2度到4度。由主销后倾角随车轮的跳动的变化曲线可以看出车轮位移为-100mm时主销后倾角为2.53度, 随着向上到-25mm处稍有降低, 当向上跳动至100mm时增大至2.55度。主销后倾角变化范围为2.53度到2.55度, 变化量很小。
主销内倾角使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离减小, 从而减小转向时驾驶员加在方向盘上的力, 使转向操纵轻便, 同时也可减少从转向轮传到方向盘上的冲击力。主销内倾角也不宜过大, 否则加速了轮胎的磨损。
前轮外倾角是指前轮所在平面不是完全与地面垂直的, 而是与地面有一个向外的倾斜角, 当在比较平坦的路面上行进时, 汽车方向会有一定误差的偏离, 在一定等到误差范围内, 前轮能够自己回到中间向前的方向的位置, 这样, 即使路面稍有一点不平也没关系, 汽车的行进方向都会基本不变。前轮外倾有使前轮向外转向的趋势, 前轮前束有使车轮向内转向的趋势, 可以抵消因前轮外倾带来的不利影响, 使车轮直线滚动而无横向滑拖的现象, 减少轮胎磨损。
车轮上跳及车轮回落时的外倾变化对车辆直行稳定性、车辆的稳态响应特性等有很大影响。在车辆直行状态下, 由路面不平引起车轮跳动而使外倾变化时, 会由外倾推力而引发横向力, 因此较大的对地外倾变化会使车辆的直行稳定性不好。综合考虑转向性能和直行稳定性, 车轮上跳及下跳时的外倾变化应有一个适当的范围。一般上跳时, 对车身的外倾变化为2。士0.5。/5mm较为适宜。
分析前轮外倾角随车轮的跳动变化可以得出车轮位移为-100mm、100mm时侧向滑移量分别为-5mm、37mm, 变化范围很大, 使操纵稳定性大大的减弱。
通过对汽车的悬架模型的仿真分析, 以及对各测量曲线的对比分析, 可以看出车轮接地点的侧向滑移量变化太大, 过大会使车辆的操纵稳定性和平顺性受到影响, 使车辆偏离原行驶轨迹。因此, 选择车轮接地点的侧向滑移量作为分析目标, 通过对分析目标进行优化计算, 找到最优值。从而使汽车的平顺性得到改善。
3 模型优化
通过对上横臂长度、上横臂在汽车横向平面的倾角、下横臂长度等做为优化目标不断优化改进, 分析目标函数, 得到侧向滑移量最优值。对目标函数进行五次迭代, 得到优化结果:上横臂长度341.01mm (-1.43%) 、上横臂在汽车横向平面的倾角11.815度 (+7.3%) 、下横臂长度502.31mm (+0.45%) 、下横臂在汽车横向平面的倾角6.0554度 (-36.3%) 、车轮接地点的侧向滑移量由初始的19.6154mm下降为4.6762mm (-76.1%) 。
优化以后的主销后倾角的变化曲线如图2所示。主销后倾角的变化范围为3.83度到5.64度, 变化量为1.81度, 变化范围有所减小。
优化以后的前轮外倾角的变化曲线如图3所示。前轮外倾角的变化范围为-3.14度到2.2度, 变化量为5.36度, 变化范围有所增大。
由上图可以看出车轮接地点的侧向滑移量的变化范围明显减小, 可有效提高汽车的舒适性、平顺性、稳定性。
4 结论
通过对双横臂独立悬架模型的动力学分析, 得到一系列曲线, 不难看出车轮接地点的侧向滑移量变化范围很大, 严重了影响了汽车的操稳、平顺性等, 故设定车轮接地点的侧向滑移量为目标函数, 并对其进行进一步的优化分析, 通过优化分析的结果可以得出车轮接地点的侧向滑移量由初始的43mm下降为4.67mm, 侧向滑移量得到进一步的改善, 有效的提高了汽车的平顺性。为汽车悬架的平顺性分析提供了有利的依据。
参考文献
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碎石路面上汽车平顺性仿真分析 篇8
1、整车ADAMS仿真模型的建立
简化的汽车模型包括:汽车底盘、双横臂式前独立悬架、转向机构、斜置臂式后悬架模型、轮胎模型[1]。将汽车底盘简化为一个带有质量的球体, 车身质量为1800kg, 转动惯量IX, IV, IZ分别为:1.06*109kg*mm2, 2.28*109kg*mm2, 2.18*109kg*mm2。悬架刚度为129.8kn/mm, 阻尼为6000k N·s/m。该汽车采用的是齿轮齿条式转向系, 转向系统的传动比设定为15:1。后悬架采用的是斜置臂式后悬架。其中, 弹簧减振器组合在一起由ADAMS中的弹簧减振器模块代替, 输入相应的刚度160.8 kn/mm和阻尼6000 k N·s/m就可以较真实地模拟其性能[2,3]。
根据以上参数, 建立整车的ADAMS模型[4,5]。整车动力学模型包括4各车轮在内, 共有25个运动部件, 模型自由度15个, 模型效果如图1:
2、碎石路谱文件的建立
谐波叠加法是目前使用较普遍的方法, 特别适合用于国际标准道路谱时域模型的生成。因此, 本文采用谐波叠加法来构建碎石路面不平度的时域模型。
谐波叠加法拟合不平路面的原理是:设路面高程为平稳的、遍历的均值为0的Gaussian过程, 则可以用不同形式的三角级数进行模拟。根据国标GB7031-86《车辆震动输入—路面不平度表示方法》, 路面不平度位移功率谱密度拟合表达式采用下式[6]:
按照路面功率普密度把路面按不同程度分为8级 (A、B、…、H) , 我国公路路面普基本上在A、B、C三级范围内, B、C级路面占的比重较大。
对汽车振动系统的输入除了路面不平度, 还要考虑车速这个因素。根据车速u, 将空间频率功率谱密度Gq (n0) 换算为时间频率功率谱密度Gq (f) 。当汽车以一定车速u驶过空间频率n的路面不平度时输入的时间频率f是n与u的乘积, 即
通过换算, 时间功率普Gq (f) 的表达式为:
已知在时间频率f1<f<f2内的路面位移谱密度为Gq (f) , 利用平稳随机过程的平均功率的频谱展开性质, 路面不平度的方差σx2为:
将区间 (f1, f2) 划分为n个小区间, 取每个小区间的中心频fmid-i (i=1, 2, 3…, n) 处的谱密度值Gq (fmid-i) 代替Gq (f) 在整个小区间内的值, 则式离散化后近似写为:
将对应于各个小区间的正弦波函数叠加起来, 就得到时域路面随机位移输入:
式中:iθ--[0, 2π]上均匀分布的随机数。
可以验证, 当区间划分足够细密即n取足够大时, 由式上式生成的时域路面随机位移输入的频率特征与给定的路面谱是一致的。这样q (t) 即可代表当前车速和越野路面条件下的路面随机输入。
按照上述路面原理和上一小节的不平路面拟合理论, 用VB编制[7]出随机路面程序。
利用该程序可以很方便的生成A~H级路面。我们用该程序, 输入各级路面的相应参数, 即可生成格式为.rdf的路面文件。
3、汽车平顺性的评价指标
一般采用总加速度均方根值加权比较法, 振动加速度和人对舒适度的主观感觉对应关系如表1。
4、不同强度的碎石路面对汽车平顺性的影响
利用VB编程建立的碎石路面生成系统, 生成不同强度的碎石路面文件。整车以20m/s的车速分别在B、C、D、E级越野路面上行驶时, 所得的车辆质心垂向加速度和垂向加速度自功率谱分别为:
由以上仿真结果可得:
在B越野级路面上, 车身垂向加权加速度均方根植为0.619 m/s2, 在2.3—3.1Hz时振动最强烈。此时人会感到有一点不舒服
在C级越野路面上, 车身垂向加权加速度均方根植为1.266 m/s2, 在2.2—2.9Hz时振动最强烈。此时人会感到有不舒适的感觉。
在D级越野级路面上, 车身垂向加权加速度均方根植为2.121 m/s2, 在2.2—2.8Hz时振动最强烈。此时人会感到非常的不舒适。
在E级越野级路面上, 车身垂向加权加速度均方根植为4.829 m/s2, 在1.7—2.8Hz时振动最强烈。此时车身垂向加速度产生了极大的波动, 人会感到极度的不舒适。
5、结束语
本文利用三角级数叠加的思想构建了碎石路普路面模型。并使用VB编程建立了越野路面特性文件生成系统。利用该系统可以方便的生成不同强度、不同长度和宽度的越野路面。利用该系统生成的越野路面可以方便的被ADAMS调用。研究了路面强度变化对汽车平顺性的影响。通过仿真分析可知, 随着路面强度的不断加大, 对汽车的平顺性的影响也就越来月大, 特别是在E级路面上, 车身垂向加速度出项了较大的波动。这表明为了适应较差的越野路面, 车辆轮胎、悬架等相关平顺性的设计应相应提高。
参考文献
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