基于ADAMS 软件的多功能车操纵稳定性仿真研究

合肥工业大学学报(

自然科学版)

JO U RN A L O F HEF EI U N IV ERSIT Y O F T ECHN O L OG Y

Vol.28No.8　Aug.2005　

收稿日期:2004-09-28;修改日期:2004-12-02

作者简介:时培成(1976-),男,安徽六安人,合肥工业大学硕士生;

陈无畏(1951-),男,湖南攸县人,博士,合肥工业大学教授,博士生导师;王其东(19-),男,安徽阜阳人,博士,合肥工业大学教授,博士生导师.

基于ADAM S 软件的多功能车操纵稳定性仿真研究

时培成1,2,　陈无畏1,　王其东1,　陈黎卿1

(1.合肥工业大学机械与汽车工程学院,安徽合肥　230009; 2.安徽工程科技学院机械系,安徽芜湖　241000)

摘　要:汽车的操纵稳定性不仅影响到汽车驾驶的操纵方便程度,而且是决定高速汽车安全行驶的一个主要性能。文章利用A DA M S 软件建立了某多功能车(M P V )的整车多体动力学模型,在不同的环境模式下对表征车辆操纵稳定性能的时域响应与频率响应特性进行了大量的计算和仿真,为改进、优化产品提供了重要的参考数据。

关键词:A DA M S 软件;汽车操纵稳定性;仿真模型

中图分类号:T K 414.3;T P391.9　　　文献标识码:A 　　　文章编号:1003-5060(2005)08-0931-05

Simulation research on multi -purpose vehicle

handling stability based on ADAMS

SHI Pei-cheng 1,2

,　CHEN Wu-w ei 1

,　WANG Qi-dong 1

,　CHEN Li-qing

1

(1.S chool of M ach inery and Automobile Engineer ing,Hefei U nivers ity of T echnology,Hefei 230009,China; 2.Dept.of M achinery,

Anhu i U nivers ity of T echnology and S cience ,W uhu 241000,China )

Abstract :The handling stability of automobiles no t only influences the convenient deg ree of handling but also is a m ain perform ance index fo r characterizing the safe high-speed running of automo biles.In this paper ,a multi -body dynamic m odel o f a cer tain multi -purpo se vehicle (MPV )is established by

using the ADAM S softw are.T he tests w hich reflect the tim e do main response and the frequency do main response are simulated and calculated,and the obtained results are verified by practical exper im ents .T he study results offer important reference data for improving and o ptimizing the pr oducts .

Key words :ADAM S softw are;automo bile handling stability;simulatio n model

0　引　　言

多功能车(MPV)是集轻型客车、厢式客货两用车等多功能于一体的车型,其结构、性能不同于传统的轿、客车,而且本文所研究的车辆是新开发的车型,其整车性能如何,没有现成的数据,故有必要对其操纵性能进行分析研究。文献[1～3]介绍了众多学者对轿车稳态转向的操纵性能研究,工况比较单一,没有进行全面地分析。本文应用美国MDI 公司的ADAM S (ADAMS /CAR 模块)软件,建立某多功能商务车整车多体动力学仿真模型,在多种工况下进行汽车操纵稳定性分析。

1　整车多体模型的建立

1.1　多体系统动力学方程

ADAM S 将多体系统分成4个组成部分,即

部件、约束、力及自定义的代数-微分方程[4]

。自由度的计算公式为

其中,n为系统的部件数;n i为系统内i个约束所的自由度数。

以各部件质心的笛卡儿坐标和描述姿态的欧拉角或欧拉参数作为非广义坐标,利用拉氏乘子与相应的约束方程联立方程,即

d d t (

T

q )

T-( T

q)

T+ T

q +

T

q !=Q(1)

完整约束方程为

(q,t)=0

非完整约束方程为

(q,q ,t)=0

其中,T为系统动能;Q为广义力列阵; 为对应于完整约束的拉氏乘子列阵;!为对应于非完整约束的拉氏乘子列阵。

方程(1)也可以变化为分量形式,即

n k=1(m ik(q k))q

k+

m

j=1

∀j

j

q=Q i(q,q

,t)

d2 j

d t2

= n i=1( j q i)q i-h j(q,q ,t)=0

h j=-{ 2 j

t2+

n

i=1

t(

j

q i)q

i+

n i=1(

q i)(

j

t)q

i+

n

i=1

n

j=1

(

2 j

q k q j)q

k q

i}

其中,i=1,2,…,n;j=1,2,…,n。矩阵形式为

n

k=1

m ik(q k) m j=1 j q i

m k=1 j

q k0

q

k

∀j

=

Q i

h j

(2)

其中,i=1,2,…,n;j=1,2,…,m。

对于上述方程的求解,ADAM S是将所有拉格朗日方程均写成一阶微分方程来求解。

1.2　建模过程

(1)根据子系统中各个零部件之间的相对运动关系,定义零部件的拓扑结构,对零部件进行重新组合,把没有相对运动关系的零部件组合为一体,确定重新组合后零件间的连接关系和连接点的位置。

(2)计算或测量重新组合后的零件质量、质心位置及转动惯量,在连接点的基础上建立零件的几何模型,按照零件间的运动关系确定约束类型,通过约束连接各零件,从而构成各个子系统结构模型[4,5]。

1.3　模型参数的获得

连接点坐标主要根据图纸查得,组合后零件的质心与转动惯量通过计算、实验等方法获得,起缓冲减振作用的零部件(如减振器、橡胶元件、弹性轮胎等)特性参数通过实验获得。

1.4　建模假设

(1)除了轮胎、阻尼元件、弹性元件及橡胶元件以外,其余零件认为是刚体,在仿真分析过程中不考虑它们的变形,簧载质量看作一个具有6个自由度的刚体。

(2)对于刚体之间的连接柔性作适当的简化,用线性弹性橡胶衬套来模拟实际工况下的动力学特性,各运动副内的摩擦力忽略不计。

(3)由于发动机模块及制动系模块仅用于控制车速,本文采用了ADAM S/CAR数据库中内置的发动机及制动系模块,动力传递系统进行相应简化,只考虑传动半轴以后的动力传递,即驱动力矩直接加在等速万向节处。

(4)簧载质量根据质心位置按比例分配于前后车轴,其转动惯量[6]为

I y=m1a2+m2b2(3)

I z≈I y(4)

I x≈2(

B

L

)I y(5)其中,m1、m2为汽车前、后轴上的轴载质量;a,b 为汽车质心至前、后轴距离;B为汽车的车辙宽度,取前后轴的最大轮距;L为汽车外形总长度。

1.5　整车建模

初始前轮定位参数,见表1所列。

表1　初始前轮定位参数

主销内倾角

/(°)

主销后倾角

/(°)

前轮外倾角

/(°)

前轮前束量

/m m

15.75300

该车的前悬架是双横臂式悬架,其力学模型如图1所示,扭杆弹簧A D安装在上摆臂,I J 表示减振器。后悬架是双导向臂式非悬架,其力学模型如图2所示,B J表示减振器。因为建模所需参数较多,这里仅给出对其运动性能有重要

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影响的主要参数,见表2所列,模型中连接点坐标

均根据实车数据计算而得。

图1

　前悬架力学模型

图2　后悬架力学模型

表2　建模关键数据名　　　称

数　　值空载质量(簧载)/k g 10满载质量(簧载)/k g 2800质心至前轴距离/m m 1595质心至后轴距离/m m 1485前轮距/mm 1570后轮距/mm 1450轴距/mm

3080质心高度/mm

　476.5

轮胎自由半径/m m

　333横向杆扭转刚度/(N ・m ・(°)-1)　100.5轮胎径向刚度/(k N ・m

-1

)

　258轮胎侧向刚度/(k N ・m -1)

　131

　　悬架、转向机构模型与轮胎模型组合,并加入车身等件,最后形成整车模型。

该模型主要由双横臂式前悬架结构、双导向臂式非后悬架结构、齿轮齿条转向结构、四轮盘式制动及刚性底盘结构等组成,整车系统共有96个自由度。另外根据实车轮胎、弹簧、减振器参数和国家标准规定试验路面的特性参数,编制了A DAM S/CA R 中相应的轮胎特性、变刚度弹簧力-位移曲线、减振器速度-力特性曲线和仿

真路面特性文件。

2　汽车操纵稳定性仿真

整车建模完成后即可进行仿真试验,根据实际表征汽车操纵稳定性能需要,在满载情况下,选用反映时域响应的稳态回转试验、方向盘角阶跃试验、回正性试验及反映频率域响应特性的角脉冲试验进行仿真分析[7]

。

2.1　时域响应

方向盘角阶跃输入下进入的稳态响应及瞬态

响应,是表征汽车操纵稳定性的方向盘角位移输入下的时域响应,回正性是一种方向盘力输入下的时域响应。

2.1.1　稳态横摆响应试验

试验在平坦的场地上进行,汽车等速圆周行驶,车速分别为40km/h 、80km /h 和110km /h,方向盘转到适当角度,使汽车在上述速度时,侧向加速度为(0.4±0.02)g ,保持车速及方向盘转角不变,绘制出汽车的横摆角速度与前轮转角比值-车速曲线[7]

。仿真所得稳态横摆增益曲线如图3所示,图中曲线2、3、5分别表示车速为40km /h 、80km /h 、110km/h 时的情况,曲线1、4分别表示侧向加速度为0.2g 、0.5g (车速为80km /h)的情况。由图3可见,该车具有不足转向特性。速度越小,不足转向量越大;加速度越大,不足转向量也越大。

图3　稳态横摆角速度增益曲线

2.1.2　瞬态横摆响应试验

试验在平坦的场地上进行,汽车以40km /h

和110km/h 两种车速直线行驶,突然以不小于500°/s 的角速度打方向盘。方向盘转角是事先估定的,其大小随试验车速而变,要求汽车到达稳态圆周行驶时,侧向加速度为(0.4±0.02)g ,打完方向盘,维持不动。汽车从直线行驶过渡到稳态圆周行驶时,绘制其瞬时横摆角速度和前轮转角之

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　第8期时培成,等:基于ADAMS 软件的多功能车操纵稳定性仿真研究

比对稳态横摆角速度和前轮转角之比的比值(即#r ∃/#r 0∃

)[7]

变化曲线。瞬态横摆响应曲线如图4所示,图中曲线1、2、3、4分别表示车速为40km /h 、60km /h 、80km /h 和110km /h

时的情况。

图4　瞬态横摆响应曲线

由图4可见,低速时响应比较迅速,高速时出

现了瞬态超调。另外,还得出响应时间为0.18s 、峰值响应时间为0.24s 、稳定时间为1.2s 及超调量为147%等仿真实验数据(以车速为80km /h 为例)。反应时间较短,说明了该车转向反应较快。近代轿车的超调量一般为

#rmax #r0

×100%=112%～165%[7]

　　可见该车的超调量比较适中,实际也表明,超调量大于某一数值时汽车不便于驾驶。

由图4还可见,该车即使在高速时(曲线4),瞬态横摆响应曲线很快趋于稳定值,说明其瞬态横摆响应特性较好。

2.1.3　回正能力试验

试验在平坦场地上进行,汽车以40km /h 和80km /h 等速圆周行驶。圆半径大小要使汽车在这2种速度下,侧向加速度达到(0.4±0.02)g 。在达到稳定状态后,完全松开方向盘,汽车将从圆周行驶回复到直线行驶。调整后的前轮定位参数,见表3所列。

表3　调整后的前轮定位参数

次序主销内倾角%/(°)主销后倾角&/(°)前轮外倾角∋/(°)前轮前束量(/mm 115.75 2.00 5.02

10

3.0

0.5

横摆角速度曲线如图5所示,图中曲线1、6

分别表示车速为40km /h 、80km /h 时的情况。因前轮定位参数对转向回正能力影响较大,所以在改变前轮定位参数情况下进行了仿真计算。曲线2、5是将前轮定位参数调整为表3次序1后仿真

所得;曲线3、4是将前轮定位参数调整为次序2进行的,表明回正过程中行驶方向发生了剧烈摆动。试验证明,曲线2、5表明松开方向盘2s 后,残余横摆角速度仍较大,回不到正中。曲线1、2表明该车初始定位参数较理想,松开方向盘2s 后,在车速为80km /h 时,横摆角速度不超过4red/s;在车速为40km /h 时,横摆角速度为0。说明该车轮胎、悬架、转向系及车轮定位参数匹配较合理,回正能力较强。

图5　转向回正横摆角速度响应曲线

2.2　频率响应特性

按照相关标准[7]

,常采用方向盘角位移脉冲

试验确定汽车频率特性。进行这种试验时,给等速行驶的汽车一方向盘角位移脉冲输入,记录下输入的角脉冲与输出的汽车横摆角速度。通过求得

输入、输出的付氏变换,确定幅频相频特性[8]

。

(1)仿真条件。试验在平坦的场地上进行,汽车分别以80km /h 、100km /h 、120km/h 3种车速直线行驶,然后给方向盘一个三角脉冲转角输入。方向盘转角输入脉宽为0.5s ,其最大转角应使汽车最大侧向加速度达到0.4g 。

(2)仿真结果。仿真曲线如图6、图7所示,图中横坐标为输入频率的对数值,幅值比以dB 表示。曲线1、5、6分别表示车速为100km /h 、120km/h 、80km /h 时的情况。由图6可见该车可在高频范围内一直保持较平缓的响应,在0.8Hz 内均能保持稳定的横摆角速度增益,失真度小,但共振时的增幅比较大,应小些为好。图7表明相位差较小,说明以快、慢速转动方向盘时,该车都有快速灵活的响应。

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图7　横摆角速度相频响应曲线

3　试验验证

为了比较及验证该车整车建模的合理性及仿真结果的可信度,在定远汽车试验场对该款多功能商务车进行了汽车平顺性及操纵稳定性试验(满载情况下),试验结果见表4、表5所列。

表4　稳态回转试验(仿真值左、右转相同)

项　　目

实验值

初试复试

仿真值

转弯半径比(R/R0)左转

右转

1.25

1.30

1.27

1.40

1.20

前后轴侧偏角

差/(°)左转

右转

3.2

3.8

3.5

4.2

3.0

车厢侧倾角

/(°)左转

右转

4.6

4.5

4.9

4.7

5.0

表5　回正性能试验(仿真值左、右转相同)

项　　　　目

实验值

初试复试

仿真值

回正时间/s 左转

右转

0.74

0.86

0.

0.95

0.7

残余横摆角速度/(red・s-1)左转

右转

0.47

1.25

0.55

1.53

0.4

横摆角速度总方差左转

右转

0.26

0.27

0.30

0.33

0.25

试验前按公司有关整车的出厂调试标准将该整车调试合格。汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测量方法、稳态回转试验及转向回正性能试验所得数据按标准规定进行处理。

仿真结果与试验结果吻合性较高,从而验证了本次建模及仿真分析的正确性。由仿真曲线得该车操纵稳定性综合分析结果数据,见表6所列。

表6　操纵稳定性能仿真分析结果数据

名　　称数　　值

稳定性因数0.000256

超调量/(%)115～170

响应时间/s0.15～0.20

峰值响应时间/s0.20～0.3

稳定时间/s 1.0～1.5

稳态增益/d B13.5～16.5

共振峰值频率/Hz 1.4～1.6

共振增幅比0.76～0.90

0.1Hz相位滞后角/(°)-0.1～-0.2

0.6Hz相位滞后角/(°)-8.0～-12.0

4　结　论

(1)该车具有不足转向特性,自动回正能力较强,瞬态响应比较迅速。

(2)幅频特性表明该车操纵性能较好,输入指令失真度小。

(3)相频特性表明该车具有快速灵活的响应,相位差较小。

[参　考　文　献]

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(责任编辑　吕　杰)

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