大学本科优秀毕业论文模板

大学本科优秀毕业论文模板 2012届毕业生毕业论文(设计) 院(系)别 专 业 班 级 学 号 姓 名 指导教师 题目: 汽车工程学院 车辆工程 二?一二年六月 原 创 声 明 本人郑重声明:所呈交的论文“”是本人在导师的指导下开展研究工作所取得的 成果。除文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含任何其他个人或集体 已经发 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 或撰写过的研究成果，对 论文作者(签字): 月 日 日期: 年 摘 要 关键词:平顺性，八自由度建模，路谱，MATLAB/Simulink I Abstract This paper analyzes the significance of ride comfort and contents of research based on the principle of mathematical simulation based on the theory established by an economy car for the prototype vehicle eight degrees of freedom vehicle model Lagrange equation, and applying simulation software MATLAB / Simulink to establish a simulation model of vehicle ride comfort. Simulated in accordance with national standards of vehicles under different speed test results, the simulation ride at different speeds time domain and frequency domain simulation results. This article also during the actual car test ride, test the light of the implementation of national standard GB/T4970-1996. B-class roads in the country at different speeds on the driver’s seat, co-pilot seat and left rear seat of the vertical acceleration signal was measured, obtained test ride in the time domain and frequency domain results. In the car ride simulation and experiment based on the text of the processed data results were compared, the test used in ride comfort has been evaluated, the simulation and testing the corresponding conclusions. Key words: Comfort,Eight degrees of freedom model, Road spectrum, MATLAB/Simulink II 目 录 前 言 ..................................................................... 1 1绪论 .................................................................... 2 1.1汽车平顺性研究的意义 ............................................... 2 1.2汽车平顺性研究的主要III 前 言 汽车平顺性主要是指保持汽车在行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在一定界限之内，对载货汽车还包括保持货物完好的性能，它是现代高速汽车的主要性能之一。 随着现代科技的不断发展以及人们生活水平的日益提高，汽车已经成为人们日常生活和生产中不可缺少的重要交通工具。汽车的行驶里程变得越来越长，乘客乘坐的时间也越来越长，汽车的平顺性更加受到汽车厂商和用户的关注。保证汽车的振动在一定范围内，可以保证驾驶员能够在长时间的驾驶条件下，具有良好的心理和生理状况，准确灵敏的反应能力。这对“人——车——路”系统的操纵稳定性，确保安全行驶非常重要。对于载货汽车而言，良好的平顺性能保证货物在运输过程中不受损。人们在不断提高汽车经济性与动力性指标的同时，也更加注重了对整车行驶平顺性等性能的要求。 汽车平顺性影响乘员乘车时的舒适性，同时也会影响驾驶人员的工作强度和心理，进而影响到行车安全，影响交通事故发生的概率。因此研究汽车的行驶平顺性，对于保证行车安全、提高乘坐舒适性具有现实意义。 各国学者在汽车平顺性领域中研究的传统方法是通过试验或人为地把汽车各个子系统加以简化，抽取出能够代表系统或总成特性的本质因素，建立起较简单的数学、力学模型进行求解，并把求得结果进行验证。经过学者们的努力，力学模型逐渐由线性模型发展到非线性复合参数模型，模型的自由度由两个发展到十几个。但在这类模型中，许多总成是通过试验或人为简化的，获得的参数一般都是系统的静态和准静态试验参数，与汽车实际运动状态中的动态参数有一定的误差，所以，要想得到高精度的模型，就要经过反复试验、修改和验证，工作周期较长。 针对实车平顺性方面的特点， 1 1绪论 1.1汽车平顺性研究的意义 汽车行驶平顺性是汽车的重要使用性能之一，其优劣不仅影响着驾乘人员的乘坐舒适性和货物的安全可靠运输，而且也影响着汽车多种使用性能的发挥和行驶系的寿命。随着高速公路的不断发展和车速的提高，汽车行驶平顺性能日益显得重要，它是现代高速、高效率汽车的一个主要性能，也是同类汽车在市场竞争中 的一项重要性能指标。汽车平顺性是指使驾驶员、乘客和运载的货物免于受到不平道路激励产生的振动而受到损伤的性能[1]。 首先，汽车行驶时，车辆系统本身的振动以及路面不平度会激起汽车的振动，使驾乘人员处于振动环境之中。振动影响了乘坐的舒适性，工作效能和身体健康。不仅使工作效率降低，还严重影响着人的身心健康，长期处于不舒适的振动环境中，不仅容易引起疲劳、心慌，还容易引发各种心脏疾病;对于载货汽车来说，特别是在中长途运输中，会极大地影响行车安全性，因此，改善汽车行驶平顺性也是提高主动安全性的一个重要方面[2]。 其次，在汽车行驶过程中，强烈振动产生的动载荷会冲击汽车的零部件，加速零部件的磨损，降低零部件的疲劳寿命。汽车的强烈振动还会使车轮跳离地面，影响汽车的动力性、制动性以及操纵稳定性。为了减小汽车振动，驾驶员必须放慢车速，使运输效率降低。汽车低速行驶又会导致燃油燃烧不充分，使燃油经济性变差，排放性能也变差。 另外，随着我国经济建设的迅猛发展，高速公路和高等级公路里程也在高速增长，汽车运输业务因其无可比拟的灵活性成为了货物传递的首选。良好的平顺性能保证了汽车的振动在一个较好舒适程度范围内，使得驾驶员在长时间复杂的行驶和操纵条件下，具有良好的心理和生理状态，准确灵敏的反应，这对影响“人 道路”系统的操纵稳定性，确保安全行驶非常重要。舒适的振动环境——车—— 对于乘员，不仅在行驶过程中很重要，而且可以保证乘员到达目的地后，可以以良好的状态投入工作[3]。 由此可以看出研究改善汽车行驶平顺性的意义是非常必要的，具有良好的行驶平顺性是现代高速，高效率汽车的主要标志之一。目前，所有新开发的车辆或者经过改进的车辆都要进行平顺性试验，它是产品开发过程中不可缺少的一个重要环节。 1.2汽车平顺性研究的主要内容 汽车平顺性讨论的对象是“路面——汽车——人”构成的振动系统汽车的平顺性可由图1.1所示的“路面——汽车——人”系统的框图来 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 。其中，路面不平度和车速形成了汽车振动系统的“输入”，此“输入”经过轮胎、悬架和座垫等弹性元件、阻尼元件和悬挂、非悬挂质量构成的振动系统的传递，得到振动系统的“输出”是悬挂质量进一步经座椅传至人体的加速度。然后，根据人体对振动的反应——舒适性来评价汽车 2 的平顺性。当把振动系统的“输出”作为优化目标时，通常还要综合考虑车轮与路面间的动载荷和悬架弹簧的动挠度。它们分别影响“行驶的安全性”和撞击悬架限位块的概率[1]。 车辆是一个动态系统，能对激励的输入产生振动响应。这些响应特性确定加在乘员 [4]图1.1 “路面——汽车——人”系统的框图 Fig 1.1 "Road - car -people" the system block 处的振动的大小和方向，且最终决定乘员对车辆的感受。因此分析平顺性只要包括三个方面的研究:激励来源、车辆振动响应、人体对振动的反应和界限。除此之外，还包 括汽车行驶平顺性的试验研究和影响汽车行驶平顺性的各部件研究等内容。 激励源一般分为两大类——路面不平度和车上的激振。车上的激振来自包括轮胎车轮总成，传动系统和发动机这些旋转部件。汽车的激励主要来源于路面，研 究汽车行驶平顺性必须研究路面。大量的测量分析结果表明，路面不平度具有随机、平稳和各态历经的特性，可以用平稳随机过程理论来分析描述。通常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，通过样本的数学特征——方差或功率谱密度函数来描述路面。均值为零时，方差可以反映路面不平度大小的总体情况;功率谱密度函数能够表示路面不平度能量在空间频域的分布，它说明了路面不平度。路面不平度的时域模型可以采用多种方法生成[5][6]，如:滤波白噪声生成法(线性滤波法)，基于有理函数PSD模型的离散时间随机序列生成法，根据随机信号的分解性质所推演的谐波叠加法(也称频谱表示法)，以及基于幂函数功率谱的快速Fourier反变换生成法等。 为了研究汽车平顺性建立了各种汽车模型，从单自由度到多自由度;从平面模型到空间模型。通常，如果自由度的选择符合汽车的力学特性，自由度数目越多，其仿真结果就越接近汽车的实际振动规律。整车模型由于考虑了轮胎、悬架等元件之间的耦合作用，因此比四分之一车模型、二分之一车模型更为准确。然而，系统自由度越多，计算所需测定的有关参数就越多，困难的是有些参数在新车的设计阶段不能准确测定(如结构刚度，结构阻尼等)，这就会给计算结果带来误差。此外就研究平顺性而言，由路面不平度激起的各种振动成分的作用也有大小和主次之分。在试验的基础上得知，车身地板左右或前后的振动很小，对顺性的影响不到3%，所以在构造模型时略去这些自由度所引起的误差不会比用粗略参数代入的更多自由度的数学模型要大。而在应用中却节省了参数测定工作。因此，从实用观点出发确定力学模型的自由度时，应比较几种不同模型以便找到既能满足工程精度又不至于太复杂的一种。 3 有了路面特性的描述和合适的汽车振动模型后，就要求解汽车振动的响应。因此，需要研究求解汽车振动响应的方法，对求解方法的基本要求就是既要保证准确性又要提高计算效率。 汽车平顺性的研究离不开评价方法和评价指标，这就涉及到评价方法和评价指标研究的问题。汽车平顺性的评价是一个相当复杂的过程，它包括人、车、路三个环节，其中人是最活跃的因素。当前对汽车振动评价主要分两类，即主观评价和客观评价。由于人的自身复杂的心理、生理特征，即使是相同的的振动，也需要专门人员进行评价。客观评价主要考虑车辆的隔振性能，以机械振动的各物理量(如振幅、频率、加速度等)作为评价指标，并适当的考虑人体对振动反应的敏感程度来评价汽车的平顺性，这是一种较为合适的评价方法。 此外还有，汽车结构动力学模型及平顺性计算模拟的研究，动力学模型的时频域响应分析，应用模态参数分析理论进行汽车平顺性分析及对整车参数的动态识别的研究，汽车座椅特性、人一椅系统的动态参数识别及其改进的研究，供平顺性评价用的人体模型的研制，更精密的试验测试仪器设备的生产，面向整车系统的数字化虚拟样机技术的研究等[7][8][9]。 1.3汽车行驶平顺性研究发展概况 近年来，不少学者建立了较为复杂的整车模型和路面模型来研究汽车的平顺性。 檀润华[10]在研究主动悬架减振器中建立了五自由度车辆平顺性模型，将车辆简化为两个非悬挂质量、一个悬挂质量、乘员通过座椅再与悬挂质量连接，考虑了悬挂与非悬挂质量垂直的位移、绕质心的俯仰位移，座椅的垂直位移5个自由度。 张庆才[11]等人采用多刚体系统动力学建立了汽车7自由度的振动模型，以各态历经的路面随机输入谱对车辆的平顺性进行了仿真研究. 孙建成[12]应用系统动力学和随机振动理论，建立了涉及车体弹性和发动机支承的二维15自由度的车辆线性振动模型，利用该模型在微机上求出了车辆各部位的振动特性，可以在设计阶段实现对影响平顺性的各参数进行最佳匹配。 徐国宇等人[13]基于分析力学的基本原理并结合人体、车辆、路面的实际状况，从动力学普遍方程推导出了人体——车辆——道路系统12自由度的振动力学模 车辆振动系统的振动过程，型，以正弦波、脉冲波信号为激振源，模拟了人体—— 指出人体头部对2-8Hz频率范围内的振动加速度有放大作用。其模型比单质量——阻尼——弹簧系统模型进了一步。但该研究未考虑侧向和水平方向振动的影响。 王连明[14]运用模态分析技术建立了13自由度人体——座椅——车辆系统的动力学模型，利用随机振动理论，给出了振动形态、传递函数、悬架动扰度，车轮动载荷、座椅加速度等参量的计算方法。该模型可对汽车的行驶平顺性进行预测和评估。 金睿臣[15]建立了11自由度的汽车非线性振动模型，用伪白噪声法生成符合实际路 4 面统计特性的伪随机序列模拟路面不平度。对汽车在路面随机输入下的振动响应进行了仿真分析。 李智峰建立了49自由度的汽车虚拟样机模型，进行汽车的操纵性分析，与基于集中质量的较少自由度的抽象模型相比，对汽车的动力学描述更为全面。 从以上的回顾可以看出，车辆平顺性是现代汽车一个很重要的性能指标，一直是车辆设计和使用者研究的热点。目前的研究状况可以概括为:通过复杂的模型试图更真实、更精确的描述汽车的使用状况，在开发设计过程中预测汽车的平顺性，并对影响平顺性的结构和悬架参数进行优化。 5 2汽车行驶平顺性的评价 2.1行驶平顺性评价的研究 车辆行驶平顺性不仅取决于车辆的振动特性，还取决于人体对振动的反应。因此建立科学的评价体系和方法是十分重要的。IS02631:《人体承受全身振动评价指南》[16]，是汽车在实际道路上行驶平顺性评价的主要依据，我国也参照这一标准制定平顺性国家标准。标准指出人体疲劳极限不仅取决座椅的振动强度，而且与振动的频率、方向有关。该方法把只简单地统计汽车本身的机械振动响应进行平顺性评价发展到“道路——车辆——人体”系统的综合评价阶段，使评价更加科学。1982年我国制定了“汽车行驶平顺性随机输入试验方法”国家标准，该项标准已经在汽车行业中普遍推广应用。除了随机输入平顺性评价外，为了评价汽车受到突然冲击时的平顺性，1985年又制定了“汽车平顺性脉冲输入行驶试验方 法”。近几年，IS02631又有了一些新的补充，增加了对靠背和脚与地板接触位置的振动评价，同时对频率加权函数和轴加权函数规定得更加详细，此外还发展了一些新的评价方法如用模糊评价法、综合舒适度方法，这些新方法指出:对乘坐舒适性影响最大的因素是振动，余下依次为噪音、俯仰和侧倾。因此，对汽车设计而言，应设法降低车辆振动，而对道路设计而言，应减小及改善道路的纵向不平度，这样才有利于乘坐舒适性的提高。 2.2人体对振动的反应 车辆乘员所受的机械振动分为局部振动和全身振动两大类。局部振动是指作用于人体特殊部位(如头部和四肢)的振动。经由转向盘、脚踏板和各种操纵手柄传递到乘员的手或脚上的振动，属于局部振动。这种局部振动一般不会给乘员造成损害，只对操纵的精确度有影响。全身振动是指通过人体的支承表面作为整体传给人体的振动。车辆乘员承受的乘坐振动属于全身振动，通过乘员的臀部、腰背传给乘员，激起人体的全身振动，是对乘员可能造成严重伤害的主要振动形式。当振动激励频率接近人体主要器官的固有频率时，将引起相应器官的共振而产生相对位移，从而使人感到不舒适，严重时将危害人的身体健康。全身振动引起的主诉症状及心理反应与振动频率有关。 人体是由各器官组成的有机体，可简化为一个多自由度的振动系统，存在自身的固有振动频率。振动频率是振动运动速度的表征，由于人体对不同频率的振动有不同的敏感性，所以振动频率也是评价振动对人体影响的基本参数。人体不同的器官，也各有其不同的共振频率，有些研究成果是针对人体各个部分的共振频 ,25Hz，胸部内脏为4,6Hz，手臂为10,20Hz，肩部为2,6Hz，躯率:眼为20 干为3,6Hz，脊柱为3,8Hz，胃为4,8HZ。总的来说，人体在正常重力下对,8HZ的振动能量传递最大，生理影响也最大，称作人体的第一共振区;在10,4 12Hz的振动上出现第二共振区，其生理效应仅次于第一共振区;20,25Hz的振动引起第三共振区，其生理效应又较第二共振区稍次。 6 [18][17] 以后则随着频率的增高，振动在人体的传递逐步降低，其生理效应也相应地减弱。外界振动传入人体时所引起的增大或减弱效应还与人体姿势有关。实验表明，在外界振动频率相同的条件下，坐姿出现增大效应，而立姿则出现减弱效应，特别是振动频率在3, 4.8Hz范围时，这种表现尤为明显。汽车的共振频率带主要与人体的头部和胸腔7 (1)1/3倍频带分别评价法 1/3倍频带分别评价法是把“疲劳,工效降低界限”及由计算或频谱分析仪处理得到的1/3倍频带的加速度均方根值画在同一张频谱图上。然后，检查各频带的加速度均方根值是否都保持在界限值之下。 1/3倍频带上限频率fu与下限频率fl的比值为: fu/fl=23 (2-1) 中心频率为: 11 fc 26fl (2-2) 上限频率、下限频率与中心频率的关系为: 2c fm 1.1f (2-3) f 0.8f9c l 分析带宽为: f fm,fl (2-4) 将振动传至人体加速度平p(f)的功率谱密度Gp(f)，在所对应的1/3倍频带中心频 率fci在带宽 fi区间 (2-5) 带宽加速度均方根值分量 pi的大小，不能真正反映人体感觉振动强度的大小。为 此，引入人体对不同频率振动敏感程度的频率加权函数。将人体最敏感频率范 ,8Hz(垂围以外的各1/3倍频带加速度均方根值分量 pi进行频率加权，等效于4直)、1,2Hz(水 平)的分量数值 pi。即按人体感觉的振动强度相等的原则，折算为最敏感的频率范围。 用 pi和最敏感频率范围的允许加速度均方值根值比较，确定按疲劳-工效降低界限或舒 适降低界限允许的暴露时间TCD和TFD。加权加速度均方根值分量 pwi的计算式为: 式中: fci——第 pw i W(fci ) p i (2-6) i频带的中心频率，Hz; W(fci)——频率加权函数。 8 垂直方向振动的频率加权函数WN(fci)为: 1 fci 4 WN(fci) 14 fci 8 8/fci8 fci (2-7) 水平方向振动的频率加权函数WL(fci)为: 11 fci 2WL(fci) 2/fci 2 fci (2-8) 加权加速度均方根值分量 pwi反映了人体对各1/3倍频带振动强度的感觉。1/3倍频 带分别评价法的评价指标就是 pwi中的最大值( pwi)max。 当有多个频带的振动能量作用于人体时，各频带的作用无明显联系，对人体的 影响主要是由单个影响最突出的频带所造成。因此，要改善行驶平顺性，主要避免振动能量过于集中，尤其是在人体最敏感的频率范围(i=x，y，z) (2-9) 80m/s; pi——人体在X、Y、Z方向的加权加速度均方根值，单位2 Gpi(f)——人体在X、Y、Z方向振动的加速度自功率谱密度函数，单位m2/s3; wi(f)——人体在X、Y、Z方向的频率加权函数。 Z轴方向W(f): 9 0.5 f/4 ws(f) 1 12.5/f (0. 5f (2 f 4) 2) (4 f 12.5) (12. 5f 80) (2-10) X、Y轴方向W(f): (0. 5f 2) 1 wxy(f) 2/f (2 f 80 ) (2-11) 从ISO2631“人承受全身振动的评价指南”提供的人体对振动反应的“疲劳——工效降低界限”的曲线图上可以看出，在同一暴露时间下，人体对振动水平方向最敏感的频率范围1Hz,2Hz对应的加权加速度均方根值比垂直方向的最敏感的频率范围4Hz,8Hz的允许值低1.4倍，也就是说人体对水平方向1Hz,2Hz振动的敏感程度要高于垂直方向4Hz,8Hz，因此总加权加速度均方根值按下式计算: pw (1. 4 2 px ,) (1 .4,) (2-12) 2 py 122pz 根据人体在垂直方向振动的加权加速度均方根值 pz，可求出垂直方向允许的“疲劳——工效降低界限”的暴露时间为: TFD 4*TO a1 22pz 式中: a1是 (单位:分钟) (2-13) 1分钟“疲劳-工效降低界限”垂直方向4Hz,8Hz加速度允许值，T0为10分 钟; 因为“暴露极限”的振动加速度值是“疲劳——工效降低界限”的2倍(增加6dB)，“舒适降低界限”的振动加速度值是“疲劳——工效降低界限”的1/3.15倍(降低10dB)，因此垂直方向振动的“暴露极限”的暴露时间为: TED 4*TFD (单位:分钟) (2-14) 垂直方向振动的“舒适降低界限”的暴露时间为: TCD TFD/10 (单位:分钟) (2-15) 也可以采用加权振级Law来评价，它与加权加速度均方根值 ps的换算按下式进行: Lpz 20lg( pz /a0) (单位:dB) (2-16) 式中，a0为参考加速度均方根值，a0 10,6m.s,2 10 加权振级Lpz (dB)和加权加速度均方根值 pz (m/s2)与人的主观感觉之间的关系见表2-1。 表2-1人的主观感觉评价 Tab 2-1 Person’s subjective feeling evaluation 2.3.2吸收功率法 吸收功率法认为，人体在一定范围内是一个弹性线性系统，考虑到人体接受的振动能量之和由车身传递，其振动能量的时间变化率为吸收功率。因此，它是将人体承受的垂直振动、横向振动(左右、前后)和坐着的人体脚部的振动相加，用一个数据评价。虽然该方法比较全面，但由于它是各个方向吸收功率之和，这样会导致某一方向超过了允许值，而其它方向值很低时，总的吸收功率不大，因此，该评价方法反应“迟钝”。此外，它只能对已有车辆作出评价，而对产品的开发预测及汽车具体结构参数的改进无法提出指导意见[21]。 从上面讨论可知，ISO 2631中的两种评价方法侧重于客观(物理量)评价;而吸收功率法则侧重于主观(感觉)评价，且它们之间存在着互补性。 2.4平顺性评价 流程 快递问题件怎么处理流程河南自建厂房流程下载关于规范招聘需求审批流程制作流程表下载邮件下载流程设计 在仿真模型中，使整车在由路面生成软件产生的某一等级路面上匀速直线行驶，进行仿真计算。在后处理阶段，分析前后车桥、车身的上下方向和人体的上下、前后、左右三个轴向方向的振动加速度和各加速度的均方根值、自功率谱，对这些物理量进行客观评价;同时将人体在三个轴向方向的振动加速度和各加速度的自功率谱输入到开发的汽车平顺性评价软件。在汽车平顺性评价软件中计算人体在三个轴向方向的加权加速度均方根值、总加权加速度均方根值，并计算在垂直方向的“疲劳——工效降低界限”的暴露时间、“暴露极限”的暴露时间、“舒 适降低界限”的暴露时间和振级。平顺性评价的流程如图2.1所示。 11 图2.1平顺性评价流程 Fig 2.1Comfort evaluation process 12 3随机路面模型的研究 3.1随机路面模型 3.1.1路面不平度的概述 路面不平度是路面相对于某个基准平面的高度，随道路走向而变化。由于汽车的主要激励来自路面，因此，路面不平度的建模和分析，是进行汽车行驶平顺性分析的基础。 路面激励输入一般分为两类:脉冲输入激励和随机输入激励。脉冲输入激励是指在较短时间内的离散事件，并且有较高的强度，如平坦的道路上明显的凸包或凹坑等;随机输入激励则是指路面长度方向上的连续激励，如粗糙不平的路面等，它是现代公路的主要形式。 3.1.2路面不平度的表达 利用一个真实的路面模型来预测车辆的响应十分重要，但完全真实的路面模型极难得到。为了便于计算机进行道路模拟试验，人们做了大量测量工作。分析表明在一定条件下，无大坡度、冲断、塌方等，可以把道路纵断面曲线看作一个高斯过程。通常把路面相对基准平面的高度q，沿道路走向长度I的变化q(I)，称为路面纵断面曲线或不平度函数，如图3.1所示。 图3.1 路面纵断面曲线 Fig 3.1 Surface longitudinal curve 作为车辆振动输入的路面不平度，主要采用路面功率谱密度描述其统计特性。这反映在1984年国际标准化组织在文件ISO/TC108/SC2N67中提出的“路面不平度表示方法草案”和国内由长春汽车研究所制定的GB7031《车辆振动输入——路 面平度表示》 [22]标准之中，这两个文件均建议路面功率谱密度Gq(n)用下式作为拟和表达式: 13 Gq(n) Gq(n0)( 式中 n——空间频率(m,1); n0——参考空间频率，n0=0.1m,1nn0),W (3-1) ; Gq(n0)——n0下的路面谱值，称为路面不平度系数，单位为m2/m,1; W——频率指数，为双对数坐标上斜线的斜率，决定路面谱的频率结构。 上述两个文件还提出了按路面功率谱密度把路面按不平程度分为8级。表3-1列出了各级路面不平度系数Gq(n0)的范围及其几何平均值，分级路面谱的频率 指数W=2。 表上还同时列出了0.011m,1<n<2.83m,1范围路面不平度相应的均方根值qrms( q)的几何值。 表3-1路面不平度8级分类标准 Tab 3-1 Road roughness 8th grade classification standards 3.1.3时域模型 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，将时间频率和空间频率联系起来，把空间功率谱密度Gq(n)转化为时间功率谱密度Gq(f)。 当汽车以一定的速度u(单位为m/s)驶过空间频率为n(单位为m,1)的路面时，输入的时间频率f(单位为s,1)为: 14 f=un (3-2) 进一步可以推导出时间功率谱密度Gq(f)(单位为m2s)，可表示为: Gq(f) Gq(n0)n02uf2 (3-3)若车速为V(单位为kmh)，则式(3.2)和式(3.3)可表示为 f (3-4) 3.6 2VnGq(f) Gq(n0)n0V3.6f2 (3-5) 3.1.4时域响应 前面研究频域 (3-6) 式中: rnd——0,1之间的随机数。 3.2建立随机路面模型 3.2.1汽车前轮所受路面随机激励 在进行多输入多输出系统的动力学仿真分析时，利用MATLAB/SIMULINK是有效手段。根据文献[23]的研究结果，前轮所受到的路面随机激励数学模型为: q(t),avq w(t) (3-7) 式中:？(t)——车轮所受到的路面随机激励; ,(t)——为一白噪声; a——常数(1/m)，是所选路面的空间频率，,级路面a=0.1303; v——车速,(m/s)。 当车速为定值时，路面速度功率谱密度为常数4 2Gq(n0)n02v。 15 选取国家标准B级路面，其路面不平度系数为6.4 10,5m2/m,1。 上述方程可以在MATLAB/SIMULINK里实现见图3.2。 图3.2前轮产生路面随机激励时域信号 Fig 3.2 Front produce road random excitation signal 路面随机激励时域信号可以从Scope模块里读出，如图3.3所示。 B级路面 路面不平度(m)时间(s) 图3.3模拟B级路面谱幅值 Fig 3.3 Simulation grade B road spectrum amplitude 3.2.2前后轮滞后输入的处理 而对于多自由度的整车模型，有两个输入——前轮输入和后轮输入，后轮输 入按一定的时间滞后与前轮输入相同。 对于前后轮有滞后的输入处理方法是:于后轮滞后时间内的输入置0。设滞后时间为td，前轮输入为qf,后轮输入为qr，则它们之间的关系可表示为: 16 q人 q(t-td) (3-8) f 滞后时间: td 3.6lw/V (3-9) 式中:lw为车辆前后轮距;V为车速。 上式对随机输入与阶跃输入均可。对于随机输入，还有一种处理方法。设路面输入的模拟时间为T，其余参数同上。可表示如下: qr(t) qf(t,td)t d t T q r(t) qf(T,td,t)0 t t d 其思想方法是把路面输入看成一个周期函数。 后轮所受到的路面随机激励方程可以在MATLAB/SIMULINK里实现见图3.4。 图3.4后轮产生路面随机激励时域信号 Fig 3.4 Rear produce road random excitation signal 17 (3-10) 4汽车平顺性模型的建立及仿真 4.1建模基本原理与要求 4.1.1建模基本要求 计算机仿真的三个基本要素是系统、模型和计算机，联系着它们的三项基本活动是模型建立、仿真模型建立(又称为二次建模)和仿真试验。其关系如图4.1所示[24]。 图 4.1仿真三要素关系图 Fig 4.1 Simulation three elements 数学仿真采用数学模型，用数学语言描述系统行为子集的特征。其工作过程一般是: ? 建立系统的数学模型; ? 建立系统的仿真模型，即设计算法，并转化为计算机程序，使系统的数学模型能为计算机所接受并能在计算机上运行; 运行仿真模型，进行仿真试验，再根据仿真试验的结果，进一步修正系统的 ? 数学模型和仿真模型。 仿真模型基本要求: (1)清晰性 一个大的系统往往由许多子系统组成，因此对应的系统模型也由许多子模型组成。在子模型与子模型之间，除了为实现研究目的所必需的信息以外，互相耦合要尽可能少，结构尽可能清晰。 (2)切题性 系统模型只应包括与研究目的有关的方面，也就是与研究目的有关的系统行为 子集的特征描述。对于同一个系统，模型不是唯一的，研究目的不同，模型也不同。如研究交通管制问题，所关心的是汽车质心动力学与坐标动力学模型;如果研究汽车的平顺性和操纵稳定性问题，则关心的是汽车绕质心的动力学和驾驶系统模型。 (3)精确性 同一个系统的模型按其精确程度要求可以分为许多级。对不同的工程，精确程度要 18 求不一样。例如用于汽车研制过程的工程仿真器要求模型精度高，甚至要考虑到一些小参数对系统的影响，这样的系统模型复杂，对仿真计算机的性能要求也高;但用于驾驶员训练的汽车仿真器，对模型的精度要求则低一些，只要被 培训 焊锡培训资料ppt免费下载焊接培训教程 ppt 下载特设培训下载班长管理培训下载培训时间表下载 的人员感到“真”即可。 (4)集合性 这是把一些个别的实体组成更大的实体程度，有时要尽量从能合并成一个大的实体的角度考虑实体的分割。例如对武器射击精度的鉴定，并不十分关心每发子弹的射击偏差，而着重讨论多发子弹设计的统计特性。 4.1.2建模基本原理 建立仿真模型是将汽车系统作一定程度的简化，使之以数学模型的形式来体现。对模型作适当的简化，也有利于提高计算速度和抓住问题的本质。汽车是一个复杂的多自由度系统，它本身就是由许多个复杂的子系统组成的。在研究汽车某方面特性的时候，各系统之间互相作用，互相影响，使我们关心的特性失真，或者不能很好的被强调，影响研究工作的进行。对汽车模型的合理简化，使被关心的方面更加突出，使问题的本质得以显现，是研究问题的一种非常好的方法。 对模型的简化不能只追求简单，过度的简单会使一些重要的因素被忽略掉;但也没必要保留方方面面，那会使模型变得复杂，难以求解，关心的问题不能被很好的强调出来;因此，模型的简化要合理，突出主要问题，忽略次要问题，根据需要确定模型的复杂程度，既保证模型的精度，满足研究需要，又不使模型过度复杂，难以求解。 建立车辆平顺性的参数优化数学模型，即正确选择优化设计变量、目标函数和约束条件，并把它们组合在一起，成为一组能准确反映车辆平顺性的参数优化问题实质的、容易计算和处理的数学表达式。一般选取悬架系统的刚度和阻尼作为设计变量。目标函数的选择取决于具体的研究目的。若要提高驾驶员的乘坐舒适性，就应把最小化驾驶员座椅处的振动加速度作为目标函数;若要降低整车振动，就应把最小化车身质心处垂直振动加速度或车身前后两点处加速度的代数和作为目标函数，也可把同时最小化车身质心处振动、车轮动态接地力及悬架动行程作为目标函数。 系统仿真的基础是建立在数学模型上的。对实际系统进行仿真，首先需要建立实际系统的数学模型，然后将其转化为某种仿真模型(如模拟仿真中各元件间的连接关系和计算机仿真中能够在计算机上运行的仿真模型)，最后利用仿真模型建立仿真器进行仿真。因而，如何获得实际系统的数学模型是对实际系统进行仿真的一个重要环节。 4.2 汽车平顺性建模 要使计算机准确预测汽车的平顺性，必须建立合适的力学模型。下面综合考虑在路面和动力传动系统的联合激励的基础上，根据上节介绍的汽车平顺性评价方 法，建立某型号汽车的八自由度整车模型，然后进行平顺性评价和分析。 19 4.2.1 八自由度整车力学模型的建立 假定车身是一个刚体，那么汽车在水平面做等速运动时，车身具有上下跳动、俯仰和侧倾三个自由度，四轮分别具有垂向运动的自由度，同时考虑人体在汽车行驶过程中所受到的振动和冲击，增加一个代表座椅和人体质量的垂向自由度，这样就形成了一个八自由度整车振动系统模型。该模型以路面不平度激励Q作为输入，如图4.2所示。 图4.2 八自由度整车振动系统 Fig 4.2 Eight dof vehicle vibration system 图中各主要参数的意义如下: (Kg); m1,m2,m3,m4——前后车轮的质量 m5——座椅和人体的质量(Kg); 汽车车身质量(Kg); mb—— Ix——汽车车身绕其质心处X轴的转动惯量(Kg.m2); 汽车车身绕其质心处Y轴的转动惯量(Kg.m2); Iy—— Kt1,Kt2,Kt3,Kt4——前、后轮胎的刚度(N/m); K1,K2,K3,K4——前、后悬架的刚度(N/m); K5——座椅的刚度(N/m); C1,C2,C3,C4——前、后悬架的阻尼(N?s/m); 20 C5——座椅系统的阻尼(N?s/m); Q1,Q2,Q3,Q4——前、后轮处路面不平度函数(m); l1,l2——前、后轮胎到汽车质心的水平距离(m); tr,tf——前、后轮胎到汽车质心的距离(m); a——座椅中心到汽车质心的水平距离(m); Z1,Z2,Z3,Z4——前、后四轮的垂直位移(m); Z5——人和座椅的垂直位移(m); Zb——汽车质心的垂直位移(m); ——汽车的质心绕X轴转动的角度(rad); ——汽车的质心绕Y轴转动的角度(rad); 4.2.2 数学模型的建立 汽车的八自由度平顺性数学模型可以采取两种方法得出，即:牛顿法、拉格朗日法。这里所采用的就是使用拉格朗日方程式列出系统的微分方程。 拉格朗日方程: Ld q L Di ,, Qi (4-1) dt qi qi 系统的动能: T , 系统的势能: V ,, 12 2 m1Z1, 2 12 2 m2Z2, 2 12 2 m3Z3, 2 12 2 m4Z4 2 12 m5Z5, 12 mbZb, 12 Ix , 12 (4-2) Iy 12 Kt1(Z1, 1), 2 12 Kt2(Z2, 2), 2 2 12 Kt3(Z3, 3), 2 2 12 Kt4(Z4, 4) 2 1212 K1(Zb,l1,tf ,Z1),K3(Zb,l3,tr ,Z3), 2 1212 K2(Zb,l2,tf ,Z2) (4-3) K4(Zb,l4,tr ,Z4), 21 2 12 K5(Z5,Zb,a ) 2 系统的耗散能: D ,1212 C1(Zb,l1 ,tf ,Z1), 2 2 12 2(Zb,l1 ,tf ,Z2) C 2 2 C3(Zb,l2 ,tr ,Z3), 12C4(Zb,l1 ,tf ,Z4) (4-4) ,1Cl121(Zb,1 ,tf ,Z1)2 , 2 C5(Z5,a ,Zb) 2 系统的动势: L T,V 1 2m1Z2 12 12 11, 2 m2Z2, 2 m2 13Z3, 2 m4Z4,2 m5Z2 5 ,1 m2 12 2 2 12bZb, 2 Ix , 112 Iy , 2 Kt1(Z1,1), 2 Kt2(Z2 2, 2) ,1K2 12 2 12 t3(Z3, 3), 2 Kt4(Z4,4), 2 K1(Zb,l1 ,tf ,Z1) ,12Kt2 12 2(Zb,l1 ,f ,Z2),2K3(Zb,l2 ,tr ,Z3),12 K4(Zb,l2 ,t1r ,Z4)2 , 2 K5(Z5,a ,Z2 b) 代入拉格朗日方程得: 汽车左前轮: m1Z1,C1(Zb,l1 ,tf ,Z1),Kt1(Z1,Q1),K1(Zb,l1 ,tf ,Z1) 0 (4-6)汽车右前轮: m2Z2,C2(Zb,l1 ,tf ,Z1),Kt2(Z2,Q2),K2(Zb,l1 ,tf ,Z2) 0 汽车左后轮: m3Z3,C3(Zb,l2 ,tr ,Z3),Kt3(Z3,Q3),K3(Zb,l2 ,tr ,Z3) 0汽车右后轮: m4Z4,C4(Zb,l2 ,tr ,Z4),Kt4(Z4,Q4),K4(Zb,l2 ,tr ,Z4) 0 座椅垂直方向: m5Z5,C5(Z5,Zb,a ),K5(Z5,Zb,a ) 0 22 (4-7) (4-8) (4-9) (4-5) (4-10) 车身垂直方向: 2 mbZb,C1(Z,l1 ,t ,Z1),Cbf 4 Z(,bl 1,t f,Z )2 ,C3(Zb,l2 ,tr ,Z3),C Z(,l 2,t ,Zbr 1 )4 (4-11) ,C5(Z5,Zb,a ),K1Z(b,l ,tf ,Z1,K2(Zb,l1 ,tf ,Z2),K,K4tr(Zb,l2 ,tr ,Z4),K 3b ) )30 Z(,l 2,tr ,Z 5 Z(,5Zb,a ) b 车身侧倾方向: Ix ,C1tf(Zb,1 l,ft ,1)Z,2C(tf b Z,1 l,f t,)Z2 ,C3tr(Zb,2l ,rt ,3Z),C(t4r Z, l, t,)Z2r4Z, l,f t,)Zb12 (4-12) ,K1tf(Zb,1 l,ft ,1Z),K(t2f,K3tr(Zb,2l ,rt ,3Z),K(t4r b Z, l, t,)Z0 2r4 车身俯仰方向: Iy ,C1l1(Zb,l ,tf ,Z),Cl2Z(1b,l ,t ,Z111f ) ,C3l2(Zb,l ,tr ,Z),Cl4Z(2b,l ,t ,Z232r 1 )4 (4-13) ,C5a(Z5,Zb,a ),K1l1Z(b,l 1,tf ,Z ) )3 ,K2l1(Zb,l ,tf ,Z),Kl3Z(2b,l ,t ,Z122r,K4l2(Zb,l ,tr ,Z)4,K5a(Z5,Zb,a ) 02 联立式(4-6)—(4-13)，汽车整车振动模型以矩阵形式表示为: M Z,C Z, Z F q K T K (4-14) 其中 Z 、Z、Z分别为广义位移、广义速度、广义加速度列向量，即: 23 Z Z1,Z2,Z3,Z4,Z5,Zb, , ; T Z Z1,Z2,Z3,Z4,Z5,Zb, , Z Z1,Z2,Z3,Z4,Z5,Zb,, T ; T ; M ， C ， K 分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵; F = KT q ， q 为系统的激励输入， q QT 1,Q2,Q3,Q4 ; 系统各矩阵为: M 9 9 diag m1,m2,m3,m4,m5,mb,Ix,Iy ; C0000,C 1 1 0C2000,C2 00C 300,C3 000C40,C4 00 C5,C5 (C1,C2 ,C ,C 1 2 ,C3 ,C4 ,C5 ,C3,C4C 8 8 ,C 5) (C1tf, ,C1t fC2tf ,C3tr C4tr C2tf,C3tr ,C 4tr) (,C1l1, ,C1l1C2l1 ,C3l2 ,C4l2 C5a C2l1,C3l2 ,C4l2,C5a) 24 ,C1tfC2tf,C3trC4tr0(C1tf,C2tf,C3tr,C4tr)(C2 2 1tf,C2tf ,C23tr,C2 4tr) (,C1l1tf,C2l1tf,C3l2tr,C4l2tr) C1l1 Ct 2f ,C3tr ,C 4tr C5a (,C 1l1, C2l1,C3l 2 ,C4l2,C5a) (,C 1l1tf, C2l1tf,C3l2tr ,C4l2tr) (C22 1l1,C2l1 ,Cl2 32, C2C2 4l2,5a) K 8 8 K1,Kt1 0 0 0 0 ,K1 ,Kt 1f ,Kl 11 0K2,Kt2 000 00K3,Kt3 00 000K4,Kt4 0000K5 ,K1,K2,K3,K4,K5(K1,K2 ,K1tfK2tr,K3trK4tr0(K1tf,K2tr,K3tr,K4tr)(K1tf,K2tr,K3tr,K4tr)(,K1l1tf,K2l1tf,K3l2tr,K4l 2tr) 2222 ,K2,K3,K4,K5,K3,K4,K5,K6) (K1tf, K2tr ,K3tr K4tr K2tr,K3tr,K4tr) (,K1l1, K2l1 ,K3l2 ,K4l2 K5a K2l1,K3l2,K4l2,K5a) K2l1 ,K3l2 ,K4l2 K5a (,K1l1 ,K2l1 ,K3l2 ,K4l2 ,K5a) (,K1l1tf ,K2l1tf ,K3l2tr ,K4l2tr) 2 (K1l1, 2 K2l1, 2 K3l2, 2 K4l2, 2 K5a) K1l1 KT 9 5 0 0 0 02 w 0 0 0 0 00000Kt1000 000000Kt200 0000000Kt30 0 0 0 Kt4 0 0 0 0 0 。 4.2.3 汽车座椅的布置 根据国家标准汽车平顺性随机输入行驶试验方法GB/T 4970—1996，平顺性试验对汽车相应座椅处的加速度进行采样分析，因此在仿真分析过程中也应该将仿真点放在相应的座椅处，仿真模型中最终的输出变量为质心在垂直方向的加速度Zb，车身俯仰角加速度 和车身侧倾角加速度 ，为使仿真与试验更接近，需要对各座椅点的位置进行相应的测量，并对其垂直加速度进行必要的计算。汽车座椅在车中的布置如图4.3所示: 25 图4.3 汽车座椅布置图 Fig 4.3 Car seat arrangement 图4.3中d1为质心在y方向到座椅中心的距离;d2、d3为质心在x方向到前、后座椅的距离。课题分别对三处座椅的垂直加速度进行采样，驾驶员座椅、副驾驶员座椅以及后排左侧座椅。根据公式，质心在垂直方向的加速度为Zb，车身俯仰角加速度为 ，车身侧倾角加速度为 ，则驾驶员座椅中心的垂直加速度为: a1 Zb, d2, d1 (4-15) 副驾驶座椅中心的垂直加速度为: a2 Zb, d2, d1 (4-16) 后排左侧座椅中心(取汽车行进方向)的垂直加速度为: a3 Zb, d3, 4.2.4 汽车八自由度Simulink仿真模型的建立 d 1 (4-17) 根据八自由度汽车的拉格朗日数学模型和B级路面的数学模型，在MATLAB/Simulink环境下建立相应的仿真模型。国家B级路面由白噪声生成，由于模型仿真为直线行驶工况，左前轮与右前轮采用独立输入，左后轮与右后轮的输入为左前轮与右前轮根据车速作相应的延迟所得的结果。八自由度汽车模型的输出量包括汽车质心处的加速度Zb、车身俯仰角加速度 和车身侧倾角加速度 。根据汽车模型输出的三 个加速度量和车身上座椅相对质心的结构尺寸，在三个加速度量的基础上计算出驾驶员、副驾驶员和后排左侧座椅的垂直加速度，即试验中三个加速度传感器 。 所在位置的垂直方向的加速度。仿真系统的Simulink模型见图4.4 26 图4.4汽车平顺性仿真系统Simulink模型 Fig 4.4 Vehicle Ride Comfort Simulation Simulink model 仿真系统的模型建立过程中采用了子系统嵌套方法，即系统中嵌套另一个或多个系统，用以完成仿真计算过程的不同阶段。这样可使系统模型更有层次，更有条理，方便建模。本课题模型中子系统1(Subsystem1)以拉格朗日方程中各变量的一阶导数为输入量，完成一阶变量的带系数加减运算，在子系统1运算结果的基础上完成更复杂的四则运算，得出拉格朗日方程中各变量带系数的二阶表达式，然后在八自由度汽车模型中完成主要变量二阶导数的求解。八自由度汽车模型及其内部子系统结构如图4.5所示。 图4.5 汽车八自由度模型子系统1结构 Fig 4.5 1 Auto eight degrees of freedom model of the structure subsystem 27 复杂的模型中常包含有一些嵌套的子系统，就像本课题中的汽车八自由度模型一样，模型中涉及的参量模块同系统中的功能模块、变量模块和输入输出等模块混在一起，不容易辨认，也不容易查找。因此，在模型建立完成以后，对系统中的路面输入模型模块和汽车八自由度模型模块进行了封装。封装技术是Simulink中的一项实用的功能，封装后的模块和原模块在功能上完全一样，既不破坏原模块的完整性和独立性，同时又可以将封装过的模块中的参量提取出来放在一起，经过相应的参量联接和参量说明，可实现多参量的一次性输入，不必逐个子系统寻找要输入的参量模块。这样既方便模型调试过程中各参数的更改，又不容易出错。同时，经过封装后的模型变得更通俗易懂，即使不是建立模型的人也可以方便的掌握使用。 4.3整车平顺性仿真 4.3.1仿真参数的选取 仿真过程需提供整车相关的一些参数，本课题中，汽车质心位置、轴距、轮距、座椅中心到汽车中轴的距离、座椅中心到汽车前后轴的距离、整车空载质量、满载质量等结构尺寸和质量参数通过实际测量获得，一些在运动过程中为变量的参数如轮胎刚度、减振器阻尼系数等根据需要进行合理估算。 -1实车尺寸参数测量结果 表4 Tab 4-1 Real vehicle size parameter measurement results 28 表4-2实车关键点和尺寸测量结果 Tab 4-2 Real car keys and measurement results 表4-3仿真系统参数表 Tab 4-3 Simulation system parameter table 对模型中所有的参数赋值以后，还需对仿真环境进行设置，包括仿真程序运行的起止时间、仿真运算过程中数值的精度、绝对误差、相对误差、最大仿真步长、最小仿真步长等等。设置完成后，即可进行模型仿真。 的内容为在50km/h、60km/h和70km/h条件下B级路面输入的整车平顺性仿真。 4.3.2 50km/h车速下汽车平顺性仿真结果 加速度功率谱密度 -3 加速度(m/s2 ) 时间(s) 频率(HZ) 图4.6 车速50km/h条件下驾驶员座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.6 50km/h condition pilot seat simulation acceleration time domain and frequency domain curves 加速度功率谱密度 -3 加速度(m/s2 ) 时间(s) 频率(HZ) 图4.7 车速50km/h条件下副驾驶员座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.7 50km/h condition of the driver’s seat acceleration time domain and frequency domain curves 加速度功率谱密度 加 速度(m/s2) 时间(s) 频率(HZ) 图4.8 车速50km/h条件下后排左侧座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.8 50km/h condition left rear seat acceleration time and frequency domain curves 30 4.3.3 60km/h车速下汽车平顺性仿真结果 加速度功率谱密度 -3 加速度(m/s2 ) 时间(s) 频率(HZ) 图4.9 车速60km/h条件下驾驶员座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.9 60km/h condition pilot seat simulation acceleration time domain and frequency domain curves 加速度功率谱密度 -3 加速度(m/s2 ) 时间(s) 频率(HZ) 图4.10 车速60km/h条件下副驾驶员座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.10 60km/h condition of the driver’s seat acceleration time domain and frequency domain curves 加速度功率谱密度 加速度(m/ s2) 时间(s) 频率(HZ) 图4.11 车速60km/h条件下后排左侧座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.11 60km/h condition left rear seat acceleration time and frequency domain curves 31 4.3.4 70km/h车速下汽车平顺性仿真结果 加速度功率谱密度 加速度 (m/s2) 时间(s) 频率(HZ) 图4.12 车速70km/h条件下驾驶员座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.12 70km/h condition pilot seat simulation acceleration time domain and frequency domain curves 加速度功率谱密度 加速度 (m/s2) 时间(s) 频率(HZ) 图4.13 车速70km/h条件下副驾驶员座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.13 70km/h condition of the driver’s seat acceleration time domain and frequency domain curves 加速度(m/s2 ) 加速度功率谱密度 时间(s) 频率(HZ) 图4.14 车速70km/h条件下后排左侧座椅仿真加速度时域和频域曲线 Fig 4.14 70km/h condition left rear seat acceleration time and frequency domain curves 32 5整车平顺性试验与结果分析 5.1平顺性试验原理及试验过程 为了验证汽车模型的正确性和对仿真结果进行对比分析，论文通过查阅汽车平顺性的试验资料，并参考了一汽农安试验场进行的实车道路试验。试验参照国标GB,T4970—1996进行整车平顺性随机输入道路试验方法。分别以车速50、60、70km/h进行往返试验。对汽车驾驶员、副驾驶和后排左侧座椅地板处的垂直加速度进行测量(文中出现的各座椅处信号均指其相应的地板处)，测量原理图如图5.1所示[29][30]。 图5.1 平顺性加速度测量原理图 Fig 5.1 Smooth acceleration measuring principle diagram 汽车座椅处的垂直加速度信号由加速度传感器采集，加速度传感器为压电式，可将加速度信号转换为电荷信号，需经电荷放大器转换为电压信号，电压信号由数字信号采设备进入计算机[31][32][33]，通过专业软件生成可识别的文件。试验所应用的专业软件为北京波谱公司开发的VibSYS振动信号采集、处理和分析程序，并采用了与其配套的数采设备。由数采系统采集的信号直接保存在计算机中，由计算机进行处理。采集过程中需对车速进行实时监控，以保证匀速行驶，试验中采用非接触速度计进行车速的实时显示。 试验要求道路平直，纵坡不大于1%，路面干燥，不平度应均匀无突变，长度不小于3km，两端有30,50m的稳速段。试验环境风速要求不大于5m/s。汽车各总成、部件、附件及附属装置(包括随车工具与备胎)必须按规定装备齐全，并装在规定的位置上。轮胎气压应符合汽车技术条件的规定，误差不超过?10kPa。汽车的载荷方面要求为额定最大装载质量，载荷物要均匀分布且固定牢靠，试验过程中不得晃动和颠离，亦不应因潮湿、散失等情况而改变其质量。试验过程中采用密封防水包装的沙袋进行配重，做到各方面满足试验要求。 33 5.2 仿真与试验结果的数据处理 通过参考试验可以得到各测量点的加速度时域曲线。完整的平顺性试验中测量点的加速度要分为三个测量方向，测量传感器分别布置在驾驶员、副驾驶和后排左侧座椅处，数据采集使用专用的振动分析软件，通过该软件可以生成一个三通道文件，每通道存储一个测量点的垂直加速度信号数据。同时观察所采集的信号数据时域曲线[34][35][36][37][38]。 在平顺性试验结果中，将同车速下不同测点试验曲线进行对比，可对整车平顺性进行评价;将同一测点不同车速下试验所得加速度时域曲线进行对比，可以反映出路面和车速对试验结果的影响。仿真与试验在时间域的加速度信号均方根值处理结果见表5-1、5-2。仿真与试验均方根值之间的误差见表5-3。 -1平顺性仿真加速度时域均方根值结果 表5 Tab 5-1 Smooth acceleration time RMS simulation results 表5-2平顺性试验加速度时域均方根值结果 Tab 5-2 Smooth acceleration test time RMS results 表5-3加速度均方根值仿真与试验结果误差 Tab 5-3 Acceleration RMS error of simulation and test results 34 为了进一步了解汽车在行驶过程中的振动情况，论文参考了汽车平顺性试验的结果并进行了频域分析。从频域曲线中可以得到振动信号的频率成分、共振频率及幅值，共振频率取决于汽车本身的结构特性，而幅值与行驶车速、路面状况和悬架特性有关。在汽车总体设计应使车身的固有振动频率控制在2赫兹以下，以免和人体器官发生共振，影响乘坐舒适性。 通过专业分析软件处理加速度信号后的频率域曲线，可以得到振动信号的振动频率成份、峰值频率和幅值，为加速度均方根值计算做数据准备。仿真与试验结果的频谱分析结果见表5-4和5-5。 表5-4 平顺性仿真频谱分析结果 Tab 5-4 Ride comfort simulation results of spectral analysis 表5-5平顺性试验频谱分析结果 Tab 5-5 Spectral analysis of test ride 35 为了数据处理方便，可对功率谱计算后的频域信号进行数据提取，得到含有时间信息的频域数据文件，利用MATLAB与数据文件的接口，在MATLAB环境下根据需要编程计算平顺性评价所需的加速度加权均方根值。仿真与试验数据处理后的加速度加权均方根值见表5-6和5-7。 表5-6 平顺性仿真加速度加权均方根值计算结果 Tab 5-6Ride weighted RMS acceleration simulation results 表5-7平顺性试验加速度加权均方根值计算结果 Tab 5-7Test Ride weighted RMS acceleration results 5.3仿真与试验结果的时域分析 平顺性的时域分析主要从加速度的时域曲线和均方根值进行评价。从时域曲线可以看出测量点的数据比较平稳，它可以反映出路面的基本状况;加速度均方根值则反映了振动信号的能量，反映汽车行驶舒适性的优劣。由表5-1和5-2以及表5-6和5-7可以看出，副驾驶座椅处的垂直加速度比驾驶员处的稍大，后排左侧座椅处的垂直加速度大于前排座椅。对于不同车速，平顺性试验中同一测点的加速度的均方根值随车速的升高而增大。 -3可以看出，仿真结果与试验结果比较吻合，各仿真点的垂直加速度随 由表5 仿真车速的升高而增加，整体表现优于试验结果，是由于仿真工况较为理想所致。仿真加速度均方根值与试验得到的加速度均方根值存在一定的误差，其中驾驶员座椅和后排左侧座椅处在各车速条件下的仿真与试验误差保持在14%以内，而副驾驶座椅处的误差相对较大，最大误差值达到15%。后排座椅仿真与试验误差小于14%。其原因是在模型的建 36 立过程中做了一些简化，如汽车质量分布均匀，左右对称，因此在模型仿真中前排左右侧座椅加速度方面并没体现明显的差别;而实车中的质量分布并不是均匀的，从第三章质心测量结果中看，汽车的质心在汽车座标Y方向有31mm的偏差，汽车质量并不是沿纵向垂直平面对称的。驾驶员座椅靠近质心，副驾驶员座椅由于距离质心稍远，因此受汽车侧倾角加速度影响较明显，副驾驶员座椅处加速度均方根值略高于驾驶员座椅处。这一点可从试验数据中得到证实。对于不同车速条件下的仿真结果，在60km/h和70km/h车速条件下的仿真结果与试验结果误差较小，比较好的模拟了试验工况。 此外，随机路面的输入存在一定的突变性，在试验结果中反应出一些比较突出的加速度峰值。波形分布不均匀，不均匀的峰值反映在数据处理上将导至均方根值和加权均方根值的增大。分析原因为路面保养方面不能做到时时清理，路面存在小石子等杂物和轻微的破损，这些随机的凹凸起伏导致了汽车垂直加速度方面的峰值出现。 综合以上分析结果，可以得出平顺性仿真与试验的时域分析结论: (1)实车驾驶员座椅处平顺性指标优于副驾驶座椅处，副驾驶座椅处优于后排左侧座椅处。 (2)仿真与试验平顺性指标随车速的升高呈下降趋势。 (3)仿真模型可以在时域较好的模拟实车平顺性试验。 (4)仿真与试验结果存在着误差，在驾驶员座椅和后排左侧座椅处的误差相对较小，副驾驶座椅处误差较大，仿真结果整体上优于试验结果。 5.4 仿真与试验结果的频域分析 从频域处理结果表5-4和5-5可以看出，前排座椅仿真结果与试验结果在第一峰值频率左右对应情况较好，均保持在2赫兹以下。后排座椅仿真第一峰值频率比试验结果略高，保持在2.5赫兹以下。试验结果自功率谱曲线在前排座椅处有 两个峰值，后排座椅振动为单峰值，前排座椅可能受到发动机振动影响，在其试验结果的频域曲线中出现双峰值。 仿真结果的高频振动成分较多，其原因是仿真路面的频率分布范围较广，所包含的高频振动成份较大;而实际路面在建成以后路况基本固定，不会涵盖所有的振动频率范围。另外，仿真模型中的弹簧刚度和减振器的阻尼系数被简化为一个固定的常数，不具备非线性阻尼的特性，这些因素使汽车模型对高频振动反应比较敏感。但是从模型的仿真结果中仍然可以反映出实车行驶时的主要振动特征，说明模型在汽车性能研究过程中可以发挥实际作用，即可以用平顺性指标预估和悬架结构的优化。 37 结 论 1、参考国38 致 谢 感谢老师对我论文的指导。本论文是在同学的热心帮助下完成的，感谢你们对我的悉心指导和无私帮助，在此论文完成之际，谨向你们表示真诚的感谢～ 感谢所有关心我、帮助过我的同实验室以及宿舍的同学们～ 最后，我还要深深地感谢我的父母，感谢他们对我学业的全力支持和生活上的关心与照顾，没有他们的支持我将难以完成学业。 39 参考文献 [1].余志生主编，汽车理论(第3版)，机械工业出版社，2000. 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