模拟样机技术在轿车平顺性优化的应用

孙银银

（541004 广西壮族自治区 桂林市 桂林电子科技大学 信息科技学院）

0 引言

汽车平顺性研究已经成为车辆设计制造的重要内容，该指标对驾驶人员的舒适性影响较大。例如长时间驾车过程中路面平顺性较差，驾驶员容易注意力分散，从而引发交通事故，对车辆行驶安全性影响巨大[1-2]。同时车辆在障碍路面上行驶时承受较大冲击载荷，悬架性能如果较差则会损害乘员乘坐体验和身心健康[3]。车辆平顺性受多因素制约，尤其是各部件的布置以及装配参数的选择，现代轿车结构设计复杂多样，对车辆相关性能的检测精度和试验有了更高的要求[4-5]。

本文运用HyperMesh 软件对悬架横摆臂进行柔性化处理，获得真实反应轿车行驶状态的柔性体前后悬架下摆臂模型，并在ADAMS/Car 环境中对所建整车刚柔耦合模型进行平顺性仿真，分析目标车型驾驶员质心各轴向的加速度响应曲线及功率谱密度结果曲线，在结果曲线中得到目标车型较大的共振峰频率，并进行灵敏度分析较大的硬点坐标，优化影响较大坐标，提高车辆行驶平顺性。

1 目标车型整车系统模型

研究对象为国产某车型前驱动式轿车，建模整车基本参数见表1，发动机采用前置前驱布置形式，车身采用承载式车身，麦弗逊式前悬架，双横臂式后悬架，前轴为驱动转向轴，后轴为传动轴。建模时将发动机视作刚体，整车为六自由度。在前后悬架上增设横向稳定杆，安装在车架和控制臂之间，保证车辆在转弯时悬架有较大的横向侧倾角刚度，大幅提高车辆行驶安全。建立仿真试验整车刚性模型系统如图1 所示。

图1 整车刚性体模型Fig.1 Vehicle rigid body model

表1 整车基本参数Tab.1 Basic vehicle parameters

2 目标车型刚柔耦合模型建立

2.1 悬架横摆臂有限元模型建立和模态分析

在HyperMesh 有限元软件中建立横摆臂三维模型并进行网格划分和参数的定义。遵循有限元网格划分相关标准和规则[6]，设置前悬架划分节点15 672 个，单元总数为19 111 个；后悬架下摆臂节点12 407 个，单元总数为17 842。最终得到的有限元模型如图2 所示。

图2 前后悬架下摆臂有限元模型Fig.2 Finite element model of front and rear suspension lower arm

利用HyperMesh 软件中的OptiStruct 模块对前后悬架下摆臂限元模型进行模态分析，即测试模型在静载荷状态下构件的固有频率[7]。在主菜单上选择分析求解方法为Block Lanczos，设置仿真频率为0.01～100.00 Hz，提取14 阶模态，提取7～21 阶模态测试结果见表2。

表2 前后悬架横摆臂模态分析结果Tab.2 Modal analysis results of front and rear suspension yaw arm

由表2 的计算结果可以看出，前后悬架下摆臂的模态数值均大于300 Hz，远大于汽车整车固有模态100 Hz 和路面不平时车身振动频率范围[8]，并且理论误差与试验误差小于5%，因此建立的模型符合标准要求，所建下摆臂有限元模型能准确反映构件实际结构特性。

2.2 整车刚柔耦合系统

将HyperMesh 软件中的模态分析结果信息另存为MNF 格式文件[9]，并导入ADAMS/Car 模块替换刚性模型中的前后悬架横摆臂构件，生成整车刚柔耦合模型如图3 所示。

图3 前悬架刚柔耦合模型Fig.3 Rigid flexible coupling model of front suspension

考虑到横摆臂承载和柔度远大于其他机械结构件，对联合仿真实验作如下说明：（1）除轮胎、橡胶衬套、阻尼及弹性元件外，忽略其他相关构件的尺寸、形状变量；（2）忽略所有运动副相对运动的摩擦阻力；（3）转向轮空载静态理想定位参数出厂标准见表3。

表3 静态车轮定位参数Tab.3 Static wheel alignment parameters

3 联合仿真试验及数据处理

3.1 前悬架仿真优化

对前悬架刚柔耦合模型进行双轮同向激振试验仿真运行，仿真步数为50，轮中心垂直极限行程± 50 mm。利用ADAMS/Insight 模块对前悬架定位参数进行优化时，确定优化目标为前束角和外倾角[10]，在下摆臂的硬点坐标中选取下摆臂的安装前点和后点的y 和z 坐标值作为变量，并将上述优化目标和变量输入ADAMS/Insight 模块，利用其灵敏度整理出影响较大的硬点坐标，并基于考虑侧滑量最小时的前束角和后倾角的值，得到下摆臂各硬点的扰动量见表4。

表4 影响较大因素及其扰动量Tab.4 Coordinates of major influencing factors

根据表4 调整模型结构参数，再次进行双侧车轮激振仿真，得到优化前悬架模型与原模型关于前束角和外倾角的动态变化量，如图4 所示。

图4 前束角和外倾角仿真曲线Fig.4 Toe-in angle and camber simulation curve

优化后前束角变化范围为-0.162 3～0.366 1°，相对于原模型变化范围降低了19.09% 。外倾角变化范围为0.612 4～-0.702 2°，相对于原模型变化范围降低了39.94%，该结果有利于提升车辆行驶平顺性和直线行驶性。

3.2 整车平顺性测试及分析

将整车模型和优化后整车模型以60 km/h 的速度在B 级路面进行随机输入试验为例，得到驾驶员质心处3 个方向的加速度曲线和功率谱密度函数如图5 所示，其它速度下的工况分析与此类似。由图5（a）和图5（b）仿真结果可知，该目标车型优化之前模型最大加速度幅值为0.23 m/s2，优化后模型仿真最大加速模型幅值为0.20 m/s2。

图5（c）和图5（d）是对驾驶员质心处的各轴加速度时域响应经快速傅立叶变化得到驾驶员质心各轴加速度功率谱密度曲线。2 种模型在频率为1.734 6 Hz 均有一个峰值，该峰值为车身固有频率，在10～15 Hz 之间驾驶员质心处频域曲线有较小的振动波动，该波动为车轮固有频率。并且从图5（c）、5（d）可以看出，优化前模型振幅小于优化后模型幅值，说明优化有效。

图5 驾驶员质心横向(x 轴)处加速度频域信号曲线Fig.5 Frequency domain signal curve of acceleration at the lateral (x-axis) of driver's center of mass

由图6（a）和图6（b）横向加速度时域仿真曲线可知，优化前模型横向加速幅值为0.230 m/s2，优化后模型横向加速度最大幅值为0.075 m/s2。整体来看，优化后模型驾驶员质心纵向的加速度时域和频域峰值较优化前小，变化范围更趋于稳定。

图6 驾驶员质心横向（y 轴)处加速度频域信号曲线Fig.6 Frequency domain signal curve of acceleration at the lateral（y-axis）of driver's center of mass

由图7（a）和7（b）驾驶员质心竖向加速度时域信号曲线中可以看出，优化前模型驾驶员质心垂向加速度最大值为0.68 m/s2，优化后最大值为0.53 m/s2，优化前模型加速度曲线总体波动程度和幅值的响应大于优化后模型。由图7（c）、7（d）加速度功率谱密度曲线可以看出，两种模型在频率为1～2 Hz 和10～15 Hz 之间有2 个振动峰值，说明改变车轮定位参数不会改变目标车型的固有频率。

图7 驾驶员质心竖向(z 轴)处加速度频域信号曲线Fig.7 Frequency domain signal curve of acceleration at the lateral (z-axis) of driver's center of mass

在B 级路面条件下对整车模型进行了以车速为试验变量的仿真试验，车速分别为40，60，80，100 km/h，试验统计结果数据见表5。

表5 目标车型平顺性评价Tab.5 Ride comfort evaluation of target vehicle

4 结论

通过对比实验数据，可以得到以下结论：

（1）目标车型优化前后模型在相同的工况下，加速度响应曲线和功率谱密度函数在随机路面激励试验变化趋势一致，优化前模型的垂向加速度略大于优化后模型垂向加速度，主要原因是优化后合理的定位参数使得轮胎产生与路面冲击相反的力矩，有效抵消来自车轮的外力矩，使得传至车身的振动减小，各轴向加速度都有大的降低，为改进目标车型平顺性提供了参考。

（2）优化前后目标车型各轴向加速度功率谱密度曲线主频值一致，优化后模型功率谱密度曲线对应峰值略小于优化前对应的峰值，并且优化后模型驾驶员质心总加权加速度较原模型降低3%，加速度变化范围更小，乘坐舒适性更好。

（3）目标车型是作为一款乘用轿车，主要行驶在 B 级路面上，车辆在低速行驶时舒适性较好，对比结果显示悬架优化设计有效提高了目标车型的平顺性和乘坐舒适性。