汽車平順性研究畢業(yè)論文

1、<p><b>　　摘要</b></p><p>　　汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過(guò)程中產(chǎn)生的振動(dòng)和沖擊環(huán)境對(duì)乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)，因此平順性主要根據(jù)乘員主觀感覺(jué)和舒適性來(lái)評(píng)價(jià)，對(duì)于載貨汽車還包括保持貨物完好的性能，它是現(xiàn)代高速汽車的主要性能之一。</p><p><b>　　第一章 緒 論</b></p>

2、<p>　　1.1 本課題的研究背景和意義</p><p>　　隨著我國(guó)高速公路網(wǎng)的大力建設(shè)，以及人民生活水平和消費(fèi)水平的不斷提高，汽車已成為人們?nèi)粘Ｉ钪胁豢苫蛉钡囊徊糠郑藗儗?duì)汽車性能的要求也越來(lái)越高。然而，由于汽車是一個(gè)包含慣性、彈性、阻尼等動(dòng)力學(xué)特征的非線性系統(tǒng)，零件多、受力復(fù)雜，而且構(gòu)成汽車的各子系統(tǒng)之間存在相互耦合作用，使得汽車的動(dòng)態(tài)特性非常復(fù)雜，要想真實(shí)描寫汽車的動(dòng)態(tài)特性，必須考慮盡

3、可能多的零件運(yùn)動(dòng)來(lái)獲得精確的數(shù)學(xué)模型，而太復(fù)雜的模型又給求解帶來(lái)了巨大困難，甚至得不到結(jié)果。因此，提出一種合理的轎車平順性研究方法已經(jīng)顯得極為迫切。</p><p>　　傳統(tǒng)的平順性研究方法是通過(guò)試驗(yàn)或人為地把汽車各個(gè)子系統(tǒng)加以簡(jiǎn)化，抽取出能夠代表系統(tǒng)或總成特性的本質(zhì)因素，建立起較簡(jiǎn)單的數(shù)學(xué)、力學(xué)模型進(jìn)行求解，并對(duì)求得的結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。但是在建模過(guò)程中，許多總成是通過(guò)試驗(yàn)或人為簡(jiǎn)化的，獲得的參數(shù)一般都是系統(tǒng)的靜態(tài)和

4、準(zhǔn)靜態(tài)試驗(yàn)參數(shù)，與汽車實(shí)際運(yùn)動(dòng)狀態(tài)中的動(dòng)態(tài)參數(shù)有一定的誤差，所以，要想得到高精度的模型，就要經(jīng)過(guò)反復(fù)試驗(yàn)、修改和驗(yàn)證，工作周期較長(zhǎng)。因此，如何更好地建立汽車行駛平順性模型，已成為國(guó)內(nèi)外學(xué)者研究汽車平順性的關(guān)鍵問(wèn)題。</p><p>　　虛擬樣機(jī)的動(dòng)力學(xué)仿真分析是利用數(shù)字化分析方法改變汽車設(shè)計(jì)參數(shù)、試驗(yàn)道路環(huán)境等參數(shù)，模擬實(shí)車道路行駛工況，從而驗(yàn)證或修改設(shè)計(jì)方案的過(guò)程。它可以有效縮短設(shè)計(jì)周期、降低開發(fā)成本、達(dá)到提高

5、汽車產(chǎn)品品質(zhì)的目的。采用虛擬樣機(jī)技術(shù)進(jìn)行轎車平順性研究已經(jīng)逐漸被國(guó)外的汽車企業(yè)所采用，并取得了良好的效果。本課題以數(shù)字樣機(jī)技術(shù)為手段，開展輕型乘用車平順性仿真技術(shù)研究。本文研究成果可促進(jìn)整車產(chǎn)品使用性能的提升，具有重要的理論意義和實(shí)用價(jià)值。 </p><p>　　1.2 汽車平順性研究的國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀</p><p>　　國(guó)外對(duì)對(duì)于汽車平順性的研究，主要經(jīng)歷了以下四個(gè)階段:</p>

6、;<p>　　第一階段：在二十世紀(jì)三十年代前，主要研究成果是從實(shí)際經(jīng)驗(yàn)中觀察和認(rèn)識(shí)到車輛的動(dòng)力學(xué)行為與輪跳現(xiàn)象，認(rèn)識(shí)到乘座舒適性是車輛性能的重要指標(biāo)。</p><p>　　第二階段：從二十世紀(jì)三十年代至1952年，認(rèn)識(shí)到輪胎的側(cè)滑角，開始進(jìn)行乘座舒適性試驗(yàn)，研制了獨(dú)立懸架。</p><p>　　第三階段：1952年至八十年代，對(duì)輪胎理論建模與試驗(yàn)，應(yīng)用隨機(jī)振動(dòng)理論分析懸架系統(tǒng)

7、響應(yīng)。</p><p>　　在此階段，國(guó)外主要從兩方面針對(duì)車輛的振動(dòng)和乘坐舒適性開展研究，一方面從實(shí)驗(yàn)的角度研究人體對(duì)振動(dòng)的感受，以解決平順性評(píng)價(jià)問(wèn)題，并于20世紀(jì)70年代制定出了國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO 2631-74《人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南》，20世紀(jì)80年代經(jīng)修訂后推出了ISO2631-85。我國(guó)在這方面的研究工作起步較晚，20世紀(jì)80年代初，長(zhǎng)春汽車研究所、清華大學(xué)等單位首先采用了ISO 2631國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了

8、汽車道路行駛平順性的研究；1982年的《汽車懸架系統(tǒng)固有頻率和相對(duì)阻尼系數(shù)的測(cè)量方法》；1985年參照ISO 2631制定了GB4970《汽車行駛平順性隨機(jī)輸入試驗(yàn)方法》標(biāo)準(zhǔn)，1986年制定了GB5902《汽車行駛平順性脈沖輸入試驗(yàn)方法》標(biāo)準(zhǔn)，以及近幾年的《客車平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)及限值》等，初步構(gòu)成了我國(guó)較為完善的汽車平順性評(píng)價(jià)方法體系。</p><p>　　第四階段：進(jìn)入二十世紀(jì)八十年代后，計(jì)算機(jī)技術(shù)和控制理論的發(fā)

9、展推動(dòng)了車輛懸架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的進(jìn)一步研究，人們開始應(yīng)用多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件(例如:ADAMS,DADS)建立車輛及懸架系統(tǒng)的復(fù)雜動(dòng)力學(xué)模型，并通過(guò)分析得出了許多有益結(jié)論[1] [2] [3]。</p><p>　　發(fā)展至今，已經(jīng)有一套比較成熟的汽車平順性研究理論，目前平順性的研究主要集中在評(píng)價(jià)方法、模型建立方法、懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化、路面激勵(lì)（路面譜）研究和先進(jìn)測(cè)試方法研究等幾個(gè)方面。</p><

10、;p>　　平順性評(píng)價(jià)方法是平順性研究的一個(gè)重組成部分，但迄今為止，雖然人們對(duì)平順性的研究作了大量工作，但還沒(méi)有一種公認(rèn)的比較理想的評(píng)價(jià)方法，現(xiàn)有評(píng)價(jià)方法大體上可歸納為兩種[4]:主觀（感覺(jué)）評(píng)價(jià)和客觀（物理量）評(píng)價(jià)。1978年國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織（ISO）在綜合大量有關(guān)人體全身振動(dòng)的研究工作和文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，訂出了國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631《關(guān)于人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南》。標(biāo)準(zhǔn)ISO2631的重點(diǎn)是指出人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)不僅與振動(dòng)的強(qiáng)度，而且

11、與振動(dòng)的頻率、方向有關(guān)。這樣，就把以往只簡(jiǎn)單地統(tǒng)計(jì)汽車本身零件振動(dòng)響應(yīng)來(lái)進(jìn)行平順性評(píng)價(jià)的方法，發(fā)展到“道路—車輛—人體”系統(tǒng)更加科學(xué)的水平上。</p><p>　　國(guó)外研究者在汽車平順性模型建立問(wèn)題上，所采用的研究方法主要有集中質(zhì)量法、有限元法和模態(tài)分析法。集中質(zhì)量法將車輛簡(jiǎn)化成多個(gè)剛體進(jìn)研究，由于模型較簡(jiǎn)單，模擬速度快，耗費(fèi)少，在實(shí)際研究中應(yīng)用比較廣泛；有限元法是將車輛簡(jiǎn)化為有限個(gè)單元，由于單元較多，比較符合車

12、輛的實(shí)際情況，但模型的建立比較復(fù)雜，計(jì)算費(fèi)時(shí)較長(zhǎng)；模態(tài)分析法是通過(guò)對(duì)實(shí)車的動(dòng)態(tài)測(cè)試，獲得系統(tǒng)的頻響特性和模態(tài)參數(shù)的數(shù)學(xué)模型，這種方法可以為結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)優(yōu)化和修改設(shè)計(jì)提供依據(jù)，但在產(chǎn)品設(shè)計(jì)的初始階段不可能采用，它主要用于產(chǎn)品設(shè)計(jì)[5]。</p><p>　　在改變車輛的結(jié)構(gòu)參數(shù)方面，國(guó)外研究者已取得不少成果[6]。自七十年代后期以來(lái)，隨著隨機(jī)振動(dòng)理論、概率論、電子計(jì)算機(jī)技術(shù)在汽車行業(yè)中的普及與應(yīng)用，以及一些先進(jìn)測(cè)試設(shè)

13、備、儀器的開發(fā)，汽車平順性的理論、試驗(yàn)和研究工作有突飛猛進(jìn)的發(fā)展。模態(tài)分析方法和模態(tài)綜合技術(shù)、有限元法在分析和計(jì)算汽車平順性工作方面得到廣泛的應(yīng)用，并由此開發(fā)許多用于改善汽車平順性的新產(chǎn)品，如主動(dòng)懸架、半主動(dòng)懸架、空氣彈簧懸架等。目前國(guó)外還出現(xiàn)了一種空氣彈簧座椅，這種座椅的固有頻率很低，而且?guī)缀醣３譃槎ㄖ?，不隨駕駛員的質(zhì)量而改變，因此，只要使座椅的固有頻率與汽車其他部分的固有頻率錯(cuò)開，就可避免發(fā)生共振，從而提高了汽車的平順性。</

14、p><p>　　我國(guó)在汽車平順性工作的研究起步較晚，但自八十年代初期以來(lái)，隨著人們對(duì)平順性的要求日益提高，我國(guó)汽車平順性的試驗(yàn)研究工作也有了飛速的發(fā)展。許多研究所、高校的研究人員付出了許多勞動(dòng)，開展了大量的基礎(chǔ)研究工作，不少研究成果已應(yīng)用到平順性的評(píng)價(jià)與改進(jìn)工作中，對(duì)我國(guó)汽車新產(chǎn)品的開發(fā)與老產(chǎn)品的改進(jìn)起了重要作用，大大縮短了我國(guó)汽車技術(shù)水平在這一領(lǐng)域內(nèi)與國(guó)際先進(jìn)水平的差距。近年來(lái)，有關(guān)改進(jìn)汽車平順性的研究工作發(fā)展迅猛

15、，目前的研究主要集中在：汽車結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型及平順性仿真模型的研究，汽車座椅振動(dòng)特性及其改進(jìn)的研究，汽車懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析與改進(jìn)的研究。其中一些研究成果已經(jīng)應(yīng)用到產(chǎn)品中，獲得了較好的效果[5]。</p><p>　　武漢工學(xué)院在1978年提出了汽車九自由度振動(dòng)模型，并在計(jì)算機(jī)上模擬了四個(gè)車輪在隨機(jī)輸入條件下車身振動(dòng)加速度響應(yīng)的預(yù)測(cè)。長(zhǎng)春汽車研究所與吉林工業(yè)大學(xué)合作進(jìn)行的十自由度模型計(jì)算機(jī)模擬工作中，利用了先進(jìn)的MTS

16、電子液壓振動(dòng)臺(tái)進(jìn)行了CA141汽車振動(dòng)參數(shù)的動(dòng)態(tài)識(shí)別，獲得了與實(shí)際結(jié)果十分吻合的結(jié)果。長(zhǎng)春汽車研究所在應(yīng)用模態(tài)分析理論進(jìn)行汽車平順性分析方面，以及吉林工業(yè)大學(xué)對(duì)大客車平順性的研究方面都取得了很好的成果[7]。</p><p>　　合肥工業(yè)大學(xué)的陳黎卿以某皮卡車為研究對(duì)象，應(yīng)用ADAMS軟件進(jìn)行懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)和控制研究，雙橫臂獨(dú)立懸架進(jìn)行了仿真分析，在此基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了ADAMS軟件與C語(yǔ)言的接口文件，實(shí)現(xiàn)了基于遺傳算法

17、和ADAMS的雙橫臂獨(dú)立懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)；利用ADAMS軟件中的控制工具箱設(shè)計(jì)了基于PID控制的主動(dòng)懸架系統(tǒng)，仿真結(jié)果表明主動(dòng)懸架系統(tǒng)有效地提高了整車的性能；最后，在對(duì)整車數(shù)學(xué)模型分析的基礎(chǔ)上，提出了基于ADAMS和MATLAB/SIMULINK的主動(dòng)懸架聯(lián)合仿真[8]。</p><p>　　南京理工大學(xué)的蘇小平博士，在整車系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)上，采用模態(tài)集成方法和離散化方法分別建立汽車橫向穩(wěn)定桿和板簧的柔性體。

18、對(duì)依維柯汽車的操縱穩(wěn)定性、行駛平順性、緊急制動(dòng)性能進(jìn)行了仿真計(jì)算并分析與探討了對(duì)這些性能影響因素的變化規(guī)律，結(jié)合該車換型時(shí)在行駛平順性上出現(xiàn)的問(wèn)題，對(duì)該車懸架系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，提出了一種懸架系統(tǒng)特性參數(shù)動(dòng)態(tài)優(yōu)化數(shù)學(xué)模型和一套基于仿真的懸架系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法[9]。</p><p>　　江蘇大學(xué)的湯靖、高翔、陸丹以多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論為基礎(chǔ)，應(yīng)用機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析軟件ADAMS/Car專業(yè)模塊建立某皮卡車麥弗遜式

19、前懸架多體系統(tǒng)模型，并采用ADAMS/insight模塊進(jìn)行性能分析，找出磨損嚴(yán)重的原因，同時(shí)進(jìn)一步進(jìn)行懸架布置優(yōu)化設(shè)計(jì)，最終得出優(yōu)化的懸架布置方案，較好地解決了輪胎磨損的問(wèn)題[10]。</p><p>　　座椅是影響汽車平順性的重要因素，近年來(lái)座椅動(dòng)態(tài)特性的研究也引起了學(xué)術(shù)和工程界的廣泛重視。清華大學(xué)、長(zhǎng)春汽車研究所進(jìn)行了許多有關(guān)座椅傳遞特性、人—椅系統(tǒng)動(dòng)態(tài)參數(shù)識(shí)別、座椅特性與汽車底盤振動(dòng)特性的合理匹配等方面的

20、研究。</p><p>　　浙江工業(yè)大學(xué)的潘立基于人椅系統(tǒng)三向振動(dòng)進(jìn)行汽車平順性建模與仿真，華中科技大學(xué)的桑璟如利用ADAMS軟件成功建立了后懸架為空氣懸架樣車的整車34自由度動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)其進(jìn)行平順性仿真，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證仿真結(jié)果。解決了空氣懸架結(jié)構(gòu)復(fù)雜，空氣彈簧、減振器等非線性因素，用傳統(tǒng)的建模和求解方法難以準(zhǔn)確分析其動(dòng)力學(xué)特性的難題[11]。</p><p>　　在汽車懸架部件性能與結(jié)

21、構(gòu)的研究工作方面，華南理工大學(xué)和中國(guó)汽車技術(shù)研究中心利用統(tǒng)計(jì)線性化方法對(duì)汽車兩自由度懸架非線性系統(tǒng)進(jìn)行當(dāng)量線性化處理，提出了非線性參數(shù)的工程估計(jì)方法。長(zhǎng)春汽車研究所多年來(lái)對(duì)大客車空氣懸架的研究、少片變截面鋼板彈簧的研究等方面都已取得一些實(shí)用的成果，為新開發(fā)汽車產(chǎn)品所采用。一汽集團(tuán)的新型解放牌載重汽車采用新的懸架技術(shù)，使整車平順性指標(biāo)超過(guò)了許多進(jìn)口的同類商用汽車水平，獲得國(guó)內(nèi)外專家和用戶的好評(píng)[12][13]。</p>&l

22、t;p>　　道路是汽車振動(dòng)的最重要激勵(lì)源，研究路面不平度的統(tǒng)計(jì)規(guī)律則是研究汽車振動(dòng)與平順性的重要基礎(chǔ)。早在七十年代中期，第一汽車制造廠設(shè)計(jì)處為了建造海南跑道的可靠性石塊路，同吉林大學(xué)數(shù)學(xué)系合作開始進(jìn)行路面不平度的測(cè)量，統(tǒng)計(jì)分析，并根據(jù)實(shí)際道路的譜特性用電子計(jì)算機(jī)模擬方法設(shè)計(jì)了海南可靠性石塊路路面形狀，是我國(guó)汽車行業(yè)中應(yīng)用數(shù)學(xué)統(tǒng)計(jì)方法的成功例子。與此同時(shí)，長(zhǎng)春汽車研究所開始了路形計(jì)的研制工作，經(jīng)過(guò)多年的努力，研制成功具有國(guó)際水平的雙

23、跡真實(shí)路形計(jì)。使用該路形計(jì)，進(jìn)行了大量的實(shí)際道路路面不平度的測(cè)量與統(tǒng)計(jì)分析，獲得有關(guān)二、三、四級(jí)公路及一些特殊道路珍貴的路面譜資料。在此期間，還開發(fā)了一些專用計(jì)算軟件，這部分工作引起國(guó)際同行的重視[7]。</p><p>　　1.3 虛擬試驗(yàn)技術(shù)在汽車工程中的應(yīng)用</p><p>　　虛擬試驗(yàn)就是在虛擬現(xiàn)實(shí)環(huán)境中，利用數(shù)字化模型代替實(shí)物原型，進(jìn)行產(chǎn)品性能的試驗(yàn)分析。從廣義上講，任何不使用

24、或部分使用實(shí)際硬件來(lái)構(gòu)造試驗(yàn)環(huán)境，完成實(shí)際物理試驗(yàn)的方法和技術(shù)都可以稱為虛擬試驗(yàn)。虛擬試驗(yàn)可以定義為在虛擬環(huán)境中進(jìn)行的試驗(yàn)。而虛擬試驗(yàn)環(huán)境是基于軟件工程研制的仿真試驗(yàn)系統(tǒng)，它允許設(shè)計(jì)者將虛擬原型安裝在其上進(jìn)行“試驗(yàn)”，借助交互式技術(shù)和試驗(yàn)分析技術(shù)，使設(shè)計(jì)者在設(shè)計(jì)階段就能對(duì)產(chǎn)品的運(yùn)行性能進(jìn)行評(píng)價(jià)或體驗(yàn)。虛擬試驗(yàn)就是在計(jì)算機(jī)系統(tǒng)中采用軟件代替部分硬件或全部硬件來(lái)建立各種虛擬的試驗(yàn)環(huán)境，使試驗(yàn)者可以如同在真實(shí)的環(huán)境中一樣完成各種預(yù)定的試驗(yàn)項(xiàng)目

25、，使所取得的試驗(yàn)效果接近或等價(jià)于在真實(shí)環(huán)境中所取得的效果。</p><p>　　自20世紀(jì)90年代起，一些發(fā)達(dá)的汽車制造國(guó)在汽車產(chǎn)品設(shè)計(jì)開發(fā)領(lǐng)域中廣泛采用信息技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)、CAD/CAE/CAM/PDM技術(shù)、KBE(Knowledge Based Engineering)技術(shù)等先進(jìn)手段，使設(shè)計(jì)水平大為提高，新車型的開發(fā)周期大大降低。以美國(guó)為例，在90年代初，轎車新車型的開發(fā)周期大約為5～6年，到90年代末已降

26、為12～18個(gè)月。具體到懸架設(shè)計(jì)方面，仿真分析、虛擬設(shè)計(jì)、反求工程、AI技術(shù)等已經(jīng)獲得推廣應(yīng)用。根據(jù)國(guó)際聯(lián)機(jī)檢索可以看出，國(guó)外已建立了懸架結(jié)構(gòu)型式和懸架設(shè)計(jì)參數(shù)的知識(shí)庫(kù)和專家系統(tǒng)，不同類型懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算方法在國(guó)外已較為成熟，并有多項(xiàng)專利。值得一提的是，國(guó)外在懸架設(shè)計(jì)領(lǐng)域中的一些研究成果已經(jīng)被某些大型的商品化機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真軟件所吸收。例如，由美國(guó)著名軟件公司MDI與Audi、BMW、Renault和Volvo等汽車公司合作開發(fā)的轎車設(shè)

27、計(jì)軟件包ADAMS/Car，其中就包括了懸架模塊，可以預(yù)測(cè)懸架系統(tǒng)特性、計(jì)算懸架載荷時(shí)間歷程、進(jìn)行裝配性能研究等，從而有效地協(xié)助工程師完成設(shè)計(jì)任務(wù)。這種軟件采用虛擬樣機(jī)技術(shù)(Virtual Prototype Technol</p><p>　　隨著國(guó)外ADAMS等多體軟件的引進(jìn)，近幾年國(guó)內(nèi)高校和科研機(jī)構(gòu)利用它們對(duì)車輛的懸架系統(tǒng)做了比較深入的研究。主要有：北方車輛研究所CAE中心針對(duì)履帶車輛用ADAMS/ATV建

28、立整車模型[14]，研究了懸掛裝置彈簧特性、減振器阻尼特性對(duì)車輛振動(dòng)與沖擊動(dòng)力學(xué)的影響，給出了車輛行駛平穩(wěn)性、沖擊響應(yīng)的動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果；上海交通大學(xué)包繼華博士應(yīng)用多體理論對(duì)SGZ4032型牽引車建立模型[15]，并把鋼板彈簧處理成多個(gè)無(wú)質(zhì)量的Timoshenko梁連接的柔性體，模擬鋼板彈簧的非線性特性，并仿真了方向盤正弦輸入下的整車響應(yīng)；浙江大學(xué)的丁渭平（博士后）提出了開發(fā)汽車懸架系統(tǒng)集成技術(shù)[16]，它以工程數(shù)據(jù)庫(kù)系統(tǒng)為基礎(chǔ),對(duì)懸架系

29、統(tǒng)設(shè)計(jì)的單元技術(shù)進(jìn)行整合,構(gòu)建起支持懸架系統(tǒng)自主設(shè)計(jì)的通用平臺(tái),并實(shí)現(xiàn)了與Pro/ENGINEER的“無(wú)縫連接”,還可以通過(guò)專用數(shù)據(jù)接口調(diào)用ADAMS虛擬樣機(jī)功能,從而大大擴(kuò)展了平臺(tái)處理能力；華中科技大學(xué)的研究人員用ADAMS軟件建立了國(guó)產(chǎn)轎車的操縱動(dòng)力學(xué)多體仿真模型，詳細(xì)考慮了前后懸架系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)以及輪胎，并考慮了各種連接件中的彈性襯套的影響，對(duì)整車穩(wěn)態(tài)、瞬態(tài)工況進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真；中</p><p>　　另外

30、，將ADAMS與大型有限元分析軟件MSC.Nastran結(jié)合起來(lái)，進(jìn)行車輛的振動(dòng)分析已經(jīng)成為一種新的技術(shù)趨勢(shì)，能為車輛產(chǎn)品開發(fā)提供更高精度的計(jì)算結(jié)果、更深入的分析結(jié)論，在產(chǎn)品開發(fā)中的作用愈加明顯。例如北京福田公司在對(duì)ADAMS和MSC.Nastran深入應(yīng)用的基礎(chǔ)上，結(jié)合二者的技術(shù)優(yōu)勢(shì)，通過(guò)對(duì)二者的聯(lián)合應(yīng)用，對(duì)某車進(jìn)行了各種復(fù)雜工況下的前懸架參數(shù)匹配對(duì)整車振動(dòng)影響的分析，為車輛開發(fā)提供更好了較好的技術(shù)支持。</p><

31、;p>　　總的來(lái)說(shuō)，國(guó)內(nèi)在汽車懸架方面已經(jīng)通過(guò)數(shù)字樣機(jī)技術(shù)并通過(guò)相關(guān)數(shù)字化平臺(tái)開展了較多的工作，但許多工作僅局限于懸架本身的研究，對(duì)懸架與整車參數(shù)化匹配對(duì)整車平順性的影響研究還不夠深入，有待進(jìn)一步研究。</p><p>　　1.4 本課題的研究?jī)?nèi)容</p><p>　　綜上所述，隨著平順性研究的深入和計(jì)算機(jī)技術(shù)、虛擬樣機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，國(guó)外在汽車平順性研究領(lǐng)域取得了很大進(jìn)展和大量的

32、研究成果，雖然我國(guó)在此領(lǐng)域起步較晚，但仍取得了一定成績(jī)，為以后的研究打下了基礎(chǔ)。。</p><p>　　本課題主要研究?jī)?nèi)容包括：</p><p>　　利用ADAMS建立前后懸架、輪胎等各子系統(tǒng)、構(gòu)建整車模型，進(jìn)行平順性仿真。</p><p>　　1. 利用ADAMS/Car建立起某輕型乘用車前后懸架等各子系統(tǒng)。</p><p>　　2. 構(gòu)建

33、整車虛擬樣機(jī)模型，進(jìn)行模型可行性的驗(yàn)證。</p><p>　　3. 進(jìn)行隨機(jī)路面平順性的仿真。</p><p>　　4. 進(jìn)行進(jìn)行實(shí)車道路試驗(yàn)。</p><p>　　5. 進(jìn)行試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比，以驗(yàn)證所建立模型的準(zhǔn)確性。</p><p>　　第二章 基于ADAMS/Car的仿真模型建立</p><p><

34、b>　　2.1 引言</b></p><p>　　進(jìn)行虛擬的汽車平順性試驗(yàn)，首先要建立車輛的動(dòng)力學(xué)模型，仿真模型的正確與否直接影響到仿真的可行性和正確性，因此，本章建立了整車的各子系統(tǒng)模型，并對(duì)模型的正確性進(jìn)行了驗(yàn)證。</p><p>　　2.2 ADAMS軟件簡(jiǎn)介</p><p>　　2.2.1 理論基礎(chǔ)</p><p&

35、gt;　　ADAMS軟件以笛卡爾坐標(biāo)和歐拉角參數(shù)描述物體的空間位置，以采用吉爾Gear的剛性積分解決了稀疏矩陣的求解問(wèn)題，ADAMS/Solver提供多種功能成熟的求解器，可以對(duì)所建模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)、靜力學(xué)、動(dòng)力學(xué)分析。ADAMS軟件的多剛體動(dòng)力學(xué)分析步驟如下[18]：</p><p>　?。?） 自由度的計(jì)算</p><p>　　機(jī)械系統(tǒng)的自由度表示機(jī)械系統(tǒng)中各構(gòu)件相對(duì)于地面機(jī)架所具有的獨(dú)

36、立運(yùn)動(dòng)數(shù)量。機(jī)械系統(tǒng)的自由度與構(gòu)成機(jī)械的構(gòu)件數(shù)量、運(yùn)動(dòng)副的類型和數(shù)量、原動(dòng)機(jī)的類型和數(shù)量、以及其他約束條件有關(guān)。例如:一個(gè)在3維空間自由浮動(dòng)的剛體有6個(gè)自由度:一個(gè)圓柱副約束了兩個(gè)移動(dòng)和兩個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)，共提供了4個(gè)約束條件。</p><p>　　機(jī)械系統(tǒng)的自由度DOF和原動(dòng)機(jī)的數(shù)量與機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)特性有著密切的關(guān)系，在ADAMS軟件中，機(jī)構(gòu)的自由度決定了該機(jī)構(gòu)的分析類型：運(yùn)動(dòng)學(xué)分析或動(dòng)力學(xué)分析。</p>

37、<p>　　當(dāng) DOF＝0時(shí)，對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，即僅考慮系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，而不考慮產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)的外力。在運(yùn)動(dòng)學(xué)分析中，當(dāng)某些構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)確定后，其余構(gòu)件的位移、速度和加速度隨時(shí)間變化的規(guī)律，不是根據(jù)牛頓定律來(lái)確定的，而是完全由機(jī)構(gòu)內(nèi)構(gòu)件間的約束關(guān)系來(lái)確定，是通過(guò)位移的非線性代數(shù)方程與速度、加速度的線性代數(shù)方程迭代運(yùn)算解出。</p><p>　　當(dāng) DOF>0時(shí)，對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，即分析其運(yùn)動(dòng)是

38、由于保守力和非保守力的作用而引起的，并要求構(gòu)件運(yùn)動(dòng)不僅滿足約束要求，而且要滿足給定的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。它又包括靜力學(xué)分析、準(zhǔn)靜力學(xué)分析和瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。動(dòng)力學(xué)的運(yùn)動(dòng)方程就是機(jī)構(gòu)中運(yùn)動(dòng)的拉格朗日乘子微分方程和約束方程組成的方程組。</p><p>　　當(dāng) DOF<0時(shí)，屬于超靜定問(wèn)題，ADAMS無(wú)法解決。</p><p>　　（2） 廣義坐標(biāo)的選擇</p><p>　　

39、動(dòng)力學(xué)方程的求解速度很大程度上取決于廣義坐標(biāo)的選擇。研究剛體在慣性空間中的一般運(yùn)動(dòng)時(shí)，可以用它的連體基的圓點(diǎn)(一般與質(zhì)心重合)確定位置，用連體基相對(duì)慣性基的方向余弦矩陣確定方位。為了解析地描述方位，必須規(guī)定一組轉(zhuǎn)動(dòng)廣義坐標(biāo)表示方向余弦矩陣。第一種方法是用方向余弦矩陣本身的元素作為轉(zhuǎn)動(dòng)廣義坐標(biāo)，但是變量太多，同時(shí)還要附加六個(gè)約束方程；第二種方法是用歐拉角或卡爾登角作為轉(zhuǎn)動(dòng)坐標(biāo)，它的算法規(guī)范，確定是在逆問(wèn)題中存在奇點(diǎn)，在奇點(diǎn)位置福建豎直計(jì)算

40、容易出現(xiàn)困難；第三種方法是用歐拉參數(shù)作為轉(zhuǎn)動(dòng)廣義坐標(biāo)，它的變量不太多，由方向余弦計(jì)算歐拉角時(shí)不存在奇點(diǎn)。ADAMS軟件用剛體i的質(zhì)心笛卡爾坐標(biāo)和反映剛體方位的歐拉角作為廣義坐標(biāo)，即：，。由于采用了不獨(dú)立的廣義坐標(biāo)，系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)雖然是最大數(shù)量，但是卻是高度稀疏耦合的微分代數(shù)方程，適用于稀疏矩陣的方法高效求解。</p><p>　?。?） 動(dòng)力學(xué)方程的建立</p><p>　　ADAMS程序采用

41、拉格朗日乘子法建立系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程：</p><p><b>　　(2.1)</b></p><p>　　完整約束方程 </p><p>　　非完整約束方程 </p><p>　　其中

42、：T——系統(tǒng)動(dòng)能；</p><p>　　——系統(tǒng)廣義坐標(biāo)列陣；</p><p><b>　　——廣義力列陣；</b></p><p>　　——對(duì)應(yīng)于完整約束的拉氏乘子列陣；</p><p>　　——對(duì)應(yīng)于非完整約束的拉氏乘子列陣。</p><p>　?。?） 動(dòng)力學(xué)方程的求解</p>

43、<p>　　把(2.1)式寫成更一般的形式:</p><p><b>　　(2.2)</b></p><p>　　其中：——廣義坐標(biāo)列陣；</p><p>　　，——廣義速度列陣；</p><p>　　——約束反力及作用力列陣；</p><p>　　——系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)微分方程及用戶定義的微

44、分方程(如用于控制的微分方程、非完整約束方程)；</p><p>　　——描述約束的代數(shù)方程列陣。</p><p>　　如定義系統(tǒng)的狀態(tài)矢量,式(2.1)可寫成單一矩陣方程：</p><p><b>　　(2.3)</b></p><p>　　在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，ADAMS采用兩種算法:</p><p

45、>　　a) 提供三種功能強(qiáng)大的變階、變步長(zhǎng)積分求解程序:GSTIFF積分器、DSTIFF積分器和BDF積分器來(lái)求解稀疏禍合的非線性微分代數(shù)方程，這種方法適用于模擬剛性系統(tǒng)(特征值變化范圍大的系統(tǒng))。</p><p>　　b) 提供ABAM積分求解程序，采用坐標(biāo)分離算法來(lái)求解獨(dú)立坐標(biāo)的微分方程，這種方法適于模擬特征值經(jīng)歷突變的系統(tǒng)或高頻系統(tǒng)。</p><p>　　下面介紹微分一代數(shù)方程

46、的求解算法:</p><p>　　用 GEAR預(yù)估一校正算法可以有效地求解式(2.2)所示的微分－代數(shù)方程。首先，根據(jù)當(dāng)前時(shí)刻的系統(tǒng)狀態(tài)矢量值，用泰勒級(jí)數(shù)預(yù)估下一時(shí)刻系統(tǒng)的狀態(tài)矢量值:</p><p><b>　　(2.4)</b></p><p>　　其中，時(shí)間步長(zhǎng)h=tn+1+tn。</p><p>　　這種預(yù)估算法

47、得到新時(shí)刻的系統(tǒng)狀態(tài)矢量值通常不準(zhǔn)確，式(2.2)右邊的項(xiàng)不等于零，可以由Geark+1階積分求解程序(或其他向后差分積分程序)老校正。如果預(yù)估算法得到的新時(shí)刻的系統(tǒng)狀態(tài)矢量值滿足(2.2)，則可以不必進(jìn)行校正。</p><p><b>　　(2.5)</b></p><p>　　其中：——在時(shí)的系數(shù)值；</p><p>　　——Gear積分程

48、序的系數(shù)值。</p><p>　　改寫式(2.5)得：</p><p><b>　　(2.6)</b></p><p>　　整理式(2.2)在展開,得：</p><p><b>　　(2.7)</b></p><p>　　ADAMS使用修正得Newton-Raphson程序求

49、解上面得非線性方程，其迭代校正公式為：</p><p><b>　　(2.8)</b></p><p>　　其中，j表示第j次迭代。</p><p>　　，， (2.9)</p><p><b>　　由式(2.6)知：</b></p><p>&

50、lt;b>　　(2.10)</b></p><p><b>　　由式(2.7)知：</b></p><p>　　， (2.11)</p><p>　　將式(2.10)和式(2.11)代入式(2.8)，得：</p><p><b>　

51、　(2.12)</b></p><p>　　式(2.12)左邊得系數(shù)矩陣稱系統(tǒng)的雅可比矩陣，其中：</p><p>　　——系統(tǒng)剛度矩陣；——系統(tǒng)阻尼矩陣；——系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；</p><p>　　通過(guò)分解系統(tǒng)雅可比矩陣(為了提高計(jì)算效率，ADAMS采用符號(hào)方法分解矩陣)求解，，，計(jì)算出, , ,，，，重復(fù)上述迭代校正步驟，直到滿足收斂條件，最后是積分誤差

52、控制步驟。如果預(yù)估值與校正值的差值小于規(guī)定的積分誤差限，接受該解，進(jìn)行下一時(shí)刻的求解。否則拒絕該解，并減少積分步長(zhǎng)，重新進(jìn)行預(yù)估一校正過(guò)程。</p><p>　　總之，微分一代數(shù)方程的求解算法是重復(fù)預(yù)估、校正、進(jìn)行誤差控制的過(guò)程，直到求解時(shí)間達(dá)到規(guī)定的模擬時(shí)間。</p><p>　　（5） 初始條件分析</p><p>　　在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)、靜力學(xué)分析之前，ADAMS自

53、動(dòng)進(jìn)行初始條件分析，以便在初始系統(tǒng)模型中各物體的坐標(biāo)與各種運(yùn)動(dòng)學(xué)約束之間達(dá)成協(xié)調(diào)，這樣可以保證系統(tǒng)滿足所有約束條件。初始條件分析通過(guò)求解相應(yīng)的位置、速度、加速度的目標(biāo)函數(shù)的最小值得到。</p><p>　　對(duì)初始條件位置分析，定義相應(yīng)的位置目標(biāo)函數(shù)</p><p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　其中：n——系統(tǒng)總的廣義坐

54、標(biāo)數(shù)；</p><p>　　m——系統(tǒng)約束方程數(shù)；</p><p>　　，——分別是約束方程及對(duì)應(yīng)的拉式乘子；</p><p>　　——對(duì)應(yīng)的加權(quán)系數(shù)。如果用戶指定的是準(zhǔn)確坐標(biāo)值，取大值；如果用戶指定的是近似坐標(biāo)值，取小值；如果是程序指定的坐標(biāo)值，則取零值。</p><p>　　取最小值，則由，得：</p><p>　

55、　i=1,2,3,……,n; j=1,2,3,……,m (2.14)</p><p>　　對(duì)應(yīng)函數(shù)形式：,k=1,2,3,……,n;i=1,2,3,……,m (2.15)</p><p><b>　　其中迭代公式為：</b></p><p><b>　　(2.16)</b></p><p>　

56、　其中；，下標(biāo)表示第次迭代。</p><p>　　對(duì)初始速度分析，定義相應(yīng)的速度目標(biāo)函數(shù)</p><p><b>　　(2.17)</b></p><p>　　其中：——用戶設(shè)定的準(zhǔn)確的或近似的初始速度值或程序設(shè)定的缺省速度值；</p><p>　　——對(duì)應(yīng)的加權(quán)系數(shù)；</p><p><b

57、>　　——速度約束方程；</b></p><p>　　——對(duì)應(yīng)速度約束方程的拉氏乘子。</p><p>　　取最小值時(shí)，則由，得：</p><p>　　i=1,2,…,n;j=1,2,…,m (2.18)</p><p><b>　　寫成矩陣形式為：</b></p><p>

58、;　　k=1,2,…,n;l=1,2,…,m (2.19)</p><p>　　上式是關(guān)于，得線性方程，系數(shù)矩陣只與位置有關(guān)，且非零項(xiàng)已經(jīng)分解(見(jiàn)式(2.16),因此，可以直接求解，。</p><p>　?。?） 對(duì)初始加速度、初始拉氏乘子的分析，可直接由系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程和系統(tǒng)約束方程的兩階導(dǎo)數(shù)確定</p><p>　　將矩陣形式的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程寫成分量形式:&

59、lt;/p><p>　　i=1,2,…,n;j=1,2,…,m (2.20)</p><p>　　將其寫成矩陣形式為:</p><p>　　i=1,2,…,n;j=1,2,…,m (2.21)</p><p>　　上式中的非零項(xiàng)已經(jīng)分解，見(jiàn)式(2.16)和(2.19)，因此，可以求解。</p><p>　　2.2

60、.2 ADAMS模塊組成及特點(diǎn)</p><p>　　ADAMS軟件包括基本模塊、擴(kuò)展模塊、接口模塊、專業(yè)領(lǐng)域模塊及工具箱。用戶不僅可以采用通用模塊對(duì)一般的機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行仿真，而且可以采用專用模塊對(duì)特定行業(yè)應(yīng)用領(lǐng)域的問(wèn)題進(jìn)行快速有效的建模與仿真分析[3][19]。</p><p>　?。?） ADAMS/View(用戶界面模塊)</p><p>　　ADAMS/Vie

61、w(用戶界面模塊)是最基本的核心模塊之一。ADAMS/View采用簡(jiǎn)單的分層方式進(jìn)行建模，提供了豐富的零件約束庫(kù)和力庫(kù)，并且支持布爾運(yùn)算。仿真結(jié)果采用強(qiáng)有力的、形象直觀方式描述，并可以將結(jié)果形象逼真的輸出。CAD幾何造型可通過(guò)IGES接口輸入ADAMS/View，豐富了ADAMS/View自身的建模功能。另外，ADAMS/View還提供多種位移函數(shù)、速度函數(shù)、加速度函數(shù)、接觸函數(shù)、樣條函數(shù)、力和力矩函數(shù)、用戶子程序函數(shù)等多種函數(shù)。<

62、;/p><p>　?。?） ADAMS/Solver(求解器模塊)</p><p>　　ADAMS/Solver也是ADAMS系列產(chǎn)品的核心模塊之一，是ADAMS產(chǎn)品中處于心臟地位的仿真“發(fā)動(dòng)機(jī)”。ADAMS/Solver能自動(dòng)形成仿真模型的動(dòng)力學(xué)方程，提供靜力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)、動(dòng)力學(xué)的解算結(jié)果。該軟件模塊提供各種建模和求解選項(xiàng)，以便用戶根據(jù)具體要求精確有效的解決各種工況問(wèn)題。ADAMS/Solve

63、r可以對(duì)剛體和彈性體進(jìn)行仿真研究，除了輸出力、位移、速度、加速度外，用戶還可以輸出自定義的數(shù)據(jù)以便進(jìn)行有限元分析。</p><p>　?。?） ADAMS/Postprocessor(后處理模塊)</p><p>　　該模塊用來(lái)輸出各種數(shù)據(jù)曲線、動(dòng)畫，還可以進(jìn)行曲線的編輯和數(shù)字的處理。用戶可以在該模塊里更方便的觀察、研究仿真將結(jié)果。該模塊既可以在ADAMS/View環(huán)境下運(yùn)行也可以獨(dú)立運(yùn)行

64、。</p><p>　?。?） ADAMS/Insight(設(shè)計(jì)與分析模塊)</p><p>　　該模塊是ADAMS軟件的功能擴(kuò)展模塊，它是網(wǎng)頁(yè)技術(shù)的新模塊。工程師可以借助該模塊將仿真試驗(yàn)置于網(wǎng)頁(yè)上，實(shí)現(xiàn)資源共享，加速?zèng)Q策過(guò)程。ADAMS/Insight是選裝模塊既可以在ADAMS/View, ADAMS/Car運(yùn)行也可以獨(dú)立運(yùn)行。ADAMS/Insight具有多種功能:可以更快的修改和優(yōu)

65、化模型，進(jìn)行模型的參數(shù)化分析、找出模型的關(guān)鍵參數(shù)和非關(guān)鍵參數(shù)等。</p><p>　?。?） ADAMS/Tire(輪胎模塊)</p><p>　　ADAMS / Tire(輪胎模塊)是研究輪胎與道路相互作用的可選模塊。該模塊更完善地計(jì)算側(cè)向力、自動(dòng)回正力矩及由于路面坑洼等障礙而產(chǎn)生的力，ADAMS/Tire可計(jì)算輪胎因克服滾動(dòng)阻力而受到的垂直、縱向和橫向載荷，可仿真研究車輛在制動(dòng)、轉(zhuǎn)向和

66、滑行、滑移等大變形位移下的動(dòng)力學(xué)特性:研究車輛穩(wěn)定性，計(jì)算汽車的偏移、俯沖和側(cè)傾特性;其輸出力和加速度數(shù)據(jù)可作為有限元分析軟件包的輸入載荷進(jìn)行相應(yīng)的應(yīng)力和疲勞特性研究:計(jì)算由于制動(dòng)力矩和轉(zhuǎn)動(dòng)力矩產(chǎn)生的反作用力。 此外，還包括Hydraulics(液壓系統(tǒng)模塊)、Linear(線性分析模塊)、Exchange(圖形接口模塊). Controls(控制模塊)、Flex(柔性體模塊)、Animation(動(dòng)畫模塊)、MECHANISM/Pro

67、(機(jī)構(gòu)分析模塊)、Driver(駕駛員模塊)等模塊。 </p><p>　　（6） ADAMS/Car(轎車模塊)</p><p>　　ADAMS/Car(轎車模塊)是ADAMS軟件的專業(yè)模塊之一，是MDI公司與Audi、BMW、Renault、Volvo。等公司合作開發(fā)的整車設(shè)計(jì)軟件包。利用該軟件模塊，工程師可以快捷的建立精確的樣機(jī)，包括懸架、車

68、身、轉(zhuǎn)向系、輪胎、制動(dòng)系等。用戶可以在各種不同的路面下仿真，分析模型的操縱穩(wěn)定性，安全性，乘坐舒適性及其它性能參數(shù)。</p><p>　　其中，專門為汽車專業(yè)開發(fā)的模塊有:轎車模塊(ADAMS/Car)、懸架設(shè)計(jì)軟件包(Suspension Design)、概念化懸架模塊(CSM)、駕駛員模塊(ADAMS/Driver)、動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)模塊(ADAMS/Driveline)、輪胎模塊(ADAMS/Tire)、發(fā)動(dòng)機(jī)

69、設(shè)計(jì)模塊(ADAMS/Engine)等等。用戶只需在模板中輸入必要的數(shù)據(jù)，就可以快速建造包括車身、懸架、傳動(dòng)系統(tǒng)、發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)、制動(dòng)系統(tǒng)等在內(nèi)的高精度的整車虛擬樣機(jī)，并進(jìn)行仿真，ADAMS在汽車開發(fā)中的應(yīng)用也越來(lái)越廣泛。</p><p>　　2.2.3 ADAMS/Car建模簡(jiǎn)介</p><p>　　在ADAMS/Car下建立一個(gè)典型整車系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真模型，大致可分為以下幾個(gè)步驟[

70、20][21]:</p><p>　　(1) 整車各子系統(tǒng)的分解及運(yùn)動(dòng)學(xué)、動(dòng)力學(xué)抽象，構(gòu)建各子系統(tǒng)的拓?fù)鋱D。</p><p>　　(2) 模板是整個(gè)模型中最基本的模塊，然而模板又是整個(gè)建模過(guò)程中最重要的部分。在template builder下建立各子系統(tǒng)的template文件，定義子系統(tǒng)之間的communicator，此時(shí)只需知道子系統(tǒng)的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)而無(wú)需知道子系統(tǒng)的詳細(xì)參數(shù)。</p&

71、gt;<p>　　(3) 獲取各子系統(tǒng)的幾何定位參數(shù)、質(zhì)量特性參數(shù)、物理參數(shù)和力學(xué)參數(shù)。</p><p>　　(4) 在Standard下建立各子系統(tǒng)相應(yīng)template的subsystem文件，并代入子系統(tǒng)的參數(shù)特征。</p><p>　　(5) 在Standard下建立整車的assembly文件，構(gòu)建各子系統(tǒng)模型組成整車系統(tǒng)模型。</p><p>

72、　　(6) 針對(duì)整車研究的不同方面，填寫不同工況的仿真文件進(jìn)行整車平順性仿真。</p><p>　　(7) 仿真計(jì)算結(jié)果的后處理。</p><p>　　2.3 基于ADAMS的整車虛擬樣機(jī)模型建立</p><p>　　2.3.1 各子系統(tǒng)模型的建立</p><p><b>　?。?） 前懸架模型</b></p&

73、gt;<p>　　應(yīng)用ADAMS/Car對(duì)懸架系統(tǒng)進(jìn)行建模，模型原理要與實(shí)際的系統(tǒng)相一致?？紤]到汽車基本上為一縱向?qū)ΨQ系統(tǒng)，軟件模塊已預(yù)先對(duì)建模過(guò)程進(jìn)行了處理，故只需建立左邊或右邊的1/2懸架模型，另一半就會(huì)自動(dòng)生成[20][23][24][25]。</p><p>　　圖2.1 前懸架模型</p><p>　　麥弗遜懸架結(jié)構(gòu)，總成由彈簧、筒式減震器及滑柱、下擺臂、轉(zhuǎn)向節(jié)總

74、成（包括減振器下體、輪轂軸）、轉(zhuǎn)向橫拉桿、球頭銷、轉(zhuǎn)向器齒條、車輪總成、車身等剛體部分組成。經(jīng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化分析，建立前懸架動(dòng)力學(xué)模型子系統(tǒng)如圖2.1所示。</p><p>　　表2.1 前懸架模型的鉸鏈類型與數(shù)目</p><p>　　各部件約束如上圖2.1所示，減振器上體用萬(wàn)向節(jié)鉸與車身相連，轉(zhuǎn)向節(jié)總成與減振器上體用圓柱鉸約束，相對(duì)減振器上半部分可以進(jìn)行軸向移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)；下擺臂一端通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)鉸與

75、車身相連（其中一個(gè)為虛約束），可相對(duì)車身上下擺動(dòng)，另一端通過(guò)球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)總成相接；轉(zhuǎn)向橫拉桿一端通過(guò)球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)總成相連，另一端通過(guò)萬(wàn)向節(jié)鉸與轉(zhuǎn)向齒條相連；懸架模型的鉸鏈類型與數(shù)目如表2.1所示。</p><p>　　麥弗遜式前懸架(不含轉(zhuǎn)向系)的約束方程M1為：</p><p>　　M1=4x3+4x5+4x3+2x5+6x4+10x6+2x4+3+1=150</p>&l

76、t;p>　　模型中存在兩個(gè)Gruebler Count(相當(dāng)于兩個(gè)自由度)，故自由度K1為:</p><p>　　K1=25x6+2-150=2</p><p>　　a) 前減振器模型的建立</p><p>　　減振器是懸架系統(tǒng)的主要阻尼元件，與彈性元件并聯(lián)安裝，車輪與車身間的相對(duì)振動(dòng)，主要是通過(guò)減振器衰減的，即由于懸架匹配了適當(dāng)?shù)淖枘彳嚿淼淖杂烧駝?dòng)被迅速衰減

77、，車身的強(qiáng)迫振動(dòng)會(huì)受到抑制。在ADAMS/CAR中建立減振器模型，首先建立一個(gè)用戶自定義的減振器文件，然后利用屬性對(duì)話框進(jìn)行修改，也可以直接在速度一力曲線上直接拖改，也可以通過(guò)參數(shù)列表進(jìn)行準(zhǔn)確的定義，最終自動(dòng)進(jìn)行擬合得到滿意的非線性曲線，圖2.2為前減振器特性曲線。</p><p>　　圖2.2 前減振器特性曲線</p><p>　　b) 前彈簧模型的建立</p><

78、p>　　在ADAMS軟件里首先建立一個(gè)用戶自定義的彈簧特性文件，然后利用屬性對(duì)話框進(jìn)行修改，也可以直接在力－行程變化曲線上直接拖改，也可以通過(guò)參數(shù)列表進(jìn)行準(zhǔn)確的定義[26]，最終自動(dòng)進(jìn)行擬合得到前懸架彈力隨壓縮、拉伸行程變化曲線如圖2.3。</p><p>　　圖2.3 前懸架彈簧剛度特性曲線</p><p>　　(2) 橫向穩(wěn)定桿模型</p><p>　　

79、橫向穩(wěn)定桿常用來(lái)提高懸架的側(cè)傾角剛度或是調(diào)整前后懸架側(cè)傾角剛度的比值作為剛體模型時(shí)，橫向穩(wěn)定桿被分為左右對(duì)稱的兩段，并在穩(wěn)定桿的中間對(duì)稱剖分面位置以扭轉(zhuǎn)彈簧相連。橫向穩(wěn)定桿采用兩根斷開軸中間通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)鉸連接，并在轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈上施加扭轉(zhuǎn)力進(jìn)行簡(jiǎn)化建模，其扭轉(zhuǎn)力為[27]:</p><p><b>　　(2.22)</b></p><p>　　其中: : 橫向穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)剛度

80、</p><p><b>　　:轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈運(yùn)動(dòng)角度</b></p><p><b>　　:初始扭轉(zhuǎn)角度</b></p><p>　　建立的橫向穩(wěn)定桿模型如圖2.4所示：</p><p>　　圖2.4 橫向穩(wěn)定桿模型</p><p>　?。?） 動(dòng)力系統(tǒng)及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型</

81、p><p>　　本文采用Car模板自帶的動(dòng)力系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型，對(duì)其參數(shù)進(jìn)行修改得到所要建立的發(fā)動(dòng)機(jī)模型，如圖2.5所示。</p><p>　　圖2.5 動(dòng)力系統(tǒng)模型</p><p>　　該車采用的是齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系。它主要包括方向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸、橫拉桿、齒輪齒條轉(zhuǎn)向器等。建立的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)如圖2.6所示。</p><p>　　圖2.

82、6 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型</p><p>　　建模分析中必須考慮的一個(gè)重要參數(shù)是轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比包括力傳動(dòng)比；和角傳動(dòng)比，它直接影響車輛的機(jī)動(dòng)性和操縱輕便性。轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比指的是從輪胎接觸地面中心作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力2與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力之比；轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比指轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比。計(jì)算公式如下2.23：</p><p><b>　　(2.23)<

83、;/b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　?。D(zhuǎn)向阻力矩；－轉(zhuǎn)向盤的力矩；－轉(zhuǎn)向盤的半徑；</p><p>　?。麂N偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長(zhǎng)線與支承平面的交點(diǎn)至車輪中心平面與支承平面的交線的距離；</p><p>　?。D(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，等于方向盤轉(zhuǎn)角增量必與轉(zhuǎn)向搖臂的相應(yīng)增量

84、之比；</p><p>　?。D(zhuǎn)向傳動(dòng)裝置角傳動(dòng)比，等于搖臂軸轉(zhuǎn)角增量；與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量之比。</p><p>　?。?） 車身及底盤模型</p><p>　　為了使問(wèn)題簡(jiǎn)便與直觀，把不包括發(fā)動(dòng)機(jī)的整個(gè)車架和車身作為一個(gè)剛體來(lái)考慮。整個(gè)剛體的質(zhì)量集中在質(zhì)心位置，具體位置由整車參數(shù)確定。修改剛體質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為簧載質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以定義與各子系統(tǒng)之間正確的連接關(guān)系。

85、如圖2.7所示。</p><p>　　圖2.7 車身及底盤模型</p><p><b>　?。?） 后懸架模型</b></p><p>　　后懸架系統(tǒng)采用縱臂扭桿彈簧后懸架，由于該懸架結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加上彈簧、減振器、隔振墊塊等非線性因素，且具有后輪隨動(dòng)的特點(diǎn)，用傳統(tǒng)的建模和求解方法難以準(zhǔn)確分析其動(dòng)力學(xué)特性。本文利用ADAMS多體動(dòng)力學(xué)軟件成功建立

86、了該懸架動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)其進(jìn)行了雙輪跳動(dòng)的仿真分析。下面對(duì)懸架進(jìn)行建模，后懸架主要包括：下單斜擺臂、減振器、螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿等[28][29]。</p><p>　　a) 減振器模型的建立</p><p>　　下單斜擺臂前后段分別與底盤和輪轂聯(lián)接，螺旋彈簧安裝在下單斜擺臂和車身之間，減振器聯(lián)接下單斜擺臂與車身，建模時(shí)阻尼特性與前懸架減振器一樣處理。經(jīng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化分析，建立建立的阻尼器特性如

87、圖2.8所示。</p><p>　　圖2.8 后減震器特性曲線</p><p>　　b） 后懸架模型約束的確定</p><p>　　拖曳式懸架的鉸鏈類型與數(shù)目如表2.2所示。</p><p>　　表2.2 后懸架模型的鉸鏈類型與數(shù)目</p><p>　　拖曳式后懸架(不含轉(zhuǎn)向系)的約束方程M3，為:</p&g

88、t;<p>　　M3=3x4+4x5+2x5+4x4+8x6+4x4+3+1=126</p><p>　　模型中存在兩個(gè)Gruebler Count(相當(dāng)于兩個(gè)自由度)，自由度K3為:</p><p>　　K3=21x6+2-126=2</p><p>　　c) 后懸架模型的建立</p><p>　　圖2.9 后懸架模型<

89、;/p><p>　　d） 后懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真</p><p>　　基于建立的后懸架系統(tǒng)分析模型，利用ADAMS/Car軟件將車輪跳動(dòng)仿真的激振臺(tái)架上下激振位移設(shè)置為100mm，使左右車輪同步上下跳動(dòng)，對(duì)縱臂扭桿彈簧后懸架進(jìn)行仿真（如圖2.10），分析懸架平行跳動(dòng)過(guò)程中外傾角、前束角的變化，懸架各部件之間的相互影響，從而預(yù)估評(píng)價(jià)前懸架系統(tǒng)的性能。</p><p>　　圖2.

90、10 后懸架雙輪跳動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)</p><p><b>　?、?外傾角</b></p><p>　　車輪跳動(dòng)時(shí)外傾變化對(duì)車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)特性等有很大影響，應(yīng)盡量減少車輪相對(duì)車身跳動(dòng)時(shí)的外傾角變化。一般上跳時(shí)，對(duì)車身的外傾變化為－4°～1°/100mm。圖2.11為左右車輪同步上下跳動(dòng)時(shí)懸架車輪外傾角的變化曲線。可以看出，車輪跳動(dòng)過(guò)程中變化為-1.002

91、°～-0.912°/100mm，變化范圍均較小，較為理想。</p><p>　　圖2.11 外傾角隨雙輪跳動(dòng)變化曲線</p><p><b>　?、?前束角</b></p><p>　　車輪跳動(dòng)時(shí)的前束變化對(duì)車輛的直線穩(wěn)定性，車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)特性有很大的影響，是汽車懸架的重要參數(shù)之一。設(shè)計(jì)時(shí)希望在車輪跳動(dòng)時(shí)，前束不變或變化幅

92、度較小。圖2.12為左右車輪同步上下跳動(dòng)時(shí)前束角的變化曲線?？梢钥闯?，車輪跳動(dòng)過(guò)程中變化為-0.413°～0.413°/100mm，范圍均較為合理。</p><p>　　圖2.12 前束角隨雙輪跳動(dòng)變化曲線</p><p><b>　?。?） 輪胎模型</b></p><p>　　輪胎模型是車輛模型中的重要組成部分，輪胎結(jié)

93、構(gòu)由橡膠、簾布層等合成的外胎固定于金屬輪輛上，內(nèi)部充入壓縮空氣。輪胎的材料具有非線性、可壓縮、各向異性和粘彈性等特點(diǎn)，因此其物理模型的建立較為復(fù)雜。</p><p>　　為了分析輪胎的復(fù)雜特性，國(guó)內(nèi)外學(xué)者做了很多研究工作來(lái)將輪胎進(jìn)行模型化，并建立了Fiala模型、Frank模型、Sakai模型、Pacejka模型等理論模型。其中比較知名的是用于理論解析輪胎側(cè)偏特性的Fiala彈性圓環(huán)模型。Frank模型把胎體簡(jiǎn)化

94、為彈性支承上的無(wú)限長(zhǎng)梁的一部分，并考慮胎體變形時(shí)受拉以及受力分布載荷作用而彎曲等特點(diǎn)。Sakai模型在“梁”模型基礎(chǔ)上考慮了有驅(qū)動(dòng)和制動(dòng)力情況下的聯(lián)合側(cè)偏特性。Pacejka模型將胎體的變形考慮為張緊的弦，提出所謂“弦”模型，并在此基礎(chǔ)上考慮了有驅(qū)動(dòng)和制動(dòng)力情況下的聯(lián)合側(cè)偏特性。國(guó)內(nèi)主要有郭孔輝從胎體變形與垂直載荷的一般模式出發(fā)，導(dǎo)出側(cè)偏特性的一般理論模型，進(jìn)而考慮了有驅(qū)動(dòng)和制動(dòng)力情況下的聯(lián)合側(cè)偏特性，并與半經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ徒Y(jié)合形成便于仿真的“

95、統(tǒng)一”模型[30][31]。</p><p>　　在ADAMS軟件中，提供了4種輪胎模型，即Fiala模型、UA(University of Arizona)模型、Smithers模型及DELET模型，此外用戶還可以自定義模型。在這些模型中，DELET, Smithers和UA tire輪胎模型所需的參數(shù)較多，不易得到，而Fiala輪胎模型所需的參數(shù)較少，因此在本文研究中采用Fiala輪胎模型。</p>

96、;<p>　　該車的車胎型號(hào)是。此輪胎參數(shù)如表2.3：</p><p>　　表2.3 輪胎特性參數(shù)</p><p>　?。?） 車架和車身模型</p><p>　　為了使問(wèn)題簡(jiǎn)便與直觀，把不包括發(fā)動(dòng)機(jī)的整個(gè)車架和車身作為一個(gè)剛體來(lái)考慮。整個(gè)剛體的質(zhì)量集中在質(zhì)心位置，具體位置由整車參數(shù)確定。修改剛體質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為簧載質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以定義與各子系統(tǒng)之間

97、正確的連接關(guān)系。</p><p>　　2.3.2 整車模型的構(gòu)建及校核</p><p>　?。?） 整車模型的構(gòu)建</p><p>　　將上述建好的各子系統(tǒng)按照相應(yīng)的約束連接在一起，即可構(gòu)成完整的汽車模型。該模型能多方位的呈現(xiàn)在計(jì)算機(jī)屏幕上，較真實(shí)和準(zhǔn)確的反映整車各部件在實(shí)際運(yùn)動(dòng)過(guò)程中受力運(yùn)動(dòng)情況。對(duì)模型進(jìn)行仿真前需測(cè)試模型的正確性，要確保模型沒(méi)有過(guò)約束。利用模型

98、進(jìn)行測(cè)試可以自動(dòng)算出模型共有181個(gè)自由度，模型如圖2.13所示。</p><p>　　圖2.13 整車模型</p><p>　?。?） 整車模型的校核</p><p>　　在建立整車動(dòng)力學(xué)仿真模型之后，為了得到正確的結(jié)果，必須保證仿真模型能夠準(zhǔn)確地反映實(shí)際系統(tǒng)并能在計(jì)算機(jī)上正確運(yùn)行，因此必須對(duì)仿真模型的有效性進(jìn)行研究與評(píng)估。仿真模型往往是為某一特定目的而建立的，

99、絕大多數(shù)仿真模型并不是對(duì)原系統(tǒng)完全準(zhǔn)確的描述，其只是在一些假設(shè)條件下對(duì)實(shí)際系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，因此它并不能百分之百地反映所研究的系統(tǒng)，模型是否有效是相對(duì)于問(wèn)題的研究目的以及用戶需求而言的。</p><p>　　仿真模型有效性的研究和評(píng)估主要包括兩方面的內(nèi)容：模型的驗(yàn)證(Verification)和確認(rèn)(Validation)。模型的驗(yàn)證主要是考察系統(tǒng)模型與計(jì)算機(jī)實(shí)現(xiàn)之間的關(guān)系，主要判斷模型的計(jì)算機(jī)實(shí)現(xiàn)是否正確。在本文中，

100、利用ADAMS/View中的Model Verify功能來(lái)驗(yàn)證模型的正確性，確保整車模型中沒(méi)有過(guò)約束。模型的確認(rèn)考察的是系統(tǒng)模型與實(shí)際研究系統(tǒng)之間的關(guān)系，即通過(guò)比較在相同輸入條件下和運(yùn)行環(huán)境下模型與實(shí)際系統(tǒng)輸出之間的一致性，評(píng)價(jià)模型的可信度。在本文中，通過(guò)對(duì)實(shí)車進(jìn)行道路試驗(yàn)來(lái)確認(rèn)模型的可信度。</p><p><b>　　2.4 本章小結(jié)</b></p><p>　

101、　本章首先闡述了多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)以及ADAMS軟件的基本理論，詳細(xì)介紹了整車多剛體模型的建模思路；其次，介紹了ADSAM軟件各主要模塊的功能。最后，在ADAMS/Car模塊下建立各子系統(tǒng)模型的基礎(chǔ)上，構(gòu)建了整車模型，并對(duì)其進(jìn)行驗(yàn)證。</p><p>　　第三章 基于虛擬試驗(yàn)的平順性仿真</p><p><b>　　引言</b></p><p>

102、　　整車行駛平順性是保證整車在行駛過(guò)程中司乘人員所處的振動(dòng)環(huán)境具有一定舒適度的性能。汽車行駛時(shí)，由于路面不平度等因素激起汽車的振動(dòng)，使乘員處于振動(dòng)環(huán)境之中。振動(dòng)影響著人的舒適性、工作效能和身體健康。保持振動(dòng)環(huán)境的舒適性，以保證駕駛員在行駛和操縱條件下具有良好的心理狀態(tài)和準(zhǔn)確靈敏的反應(yīng)，它將影響“人－汽車”系統(tǒng)的操縱穩(wěn)定性。舒適的振動(dòng)環(huán)境對(duì)于乘員，不僅在行駛過(guò)程中很重要，而且可以保證在達(dá)到目的地后以良好的身體和心理狀態(tài)投入工作。汽車的行駛

103、平順性是由輸入激勵(lì)、車輛本身的動(dòng)態(tài)特性、車體上的加速度響應(yīng)輸出及人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)決定的，汽車的輸入主要是由以一定的速度駛過(guò)隨機(jī)不平的路面時(shí)引起的，此輸入經(jīng)由輪胎、懸架系統(tǒng)傳遞到車體和人產(chǎn)生加速度響應(yīng)輸出。然后，根據(jù)人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)－乘員的舒適程度來(lái)評(píng)價(jià)越野車的行駛平順性。</p><p>　　3.2 平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)</p><p>　　汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過(guò)程中產(chǎn)生的振動(dòng)和沖

104、擊環(huán)境對(duì)乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)，因此平順性主要根據(jù)乘員主觀感受的舒適性來(lái)評(píng)價(jià)，對(duì)載貨汽車還包括保持貨物完好的性能，它是現(xiàn)代高速汽車的主要性能之一。</p><p>　　3.2.1 人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)</p><p>　　機(jī)械振動(dòng)對(duì)人體的影響，取決于振動(dòng)的頻率、強(qiáng)度、作用方向和持續(xù)時(shí)間，而且每個(gè)人的心理與身體素質(zhì)不同，故對(duì)振動(dòng)的敏感程度有很大的差異。直到1974年，國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織(I

105、SO)在綜合大量有關(guān)人體全身振動(dòng)研究成果的基礎(chǔ)上，制定了國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO 2631:《人體承受全身振動(dòng)評(píng)價(jià)指南》，后來(lái)對(duì)它進(jìn)行過(guò)修訂、補(bǔ)充。于1997年公布的ISO 2631:1997 (E)，此標(biāo)準(zhǔn)對(duì)于評(píng)價(jià)長(zhǎng)時(shí)間作用的隨機(jī)振動(dòng)和多輸入點(diǎn)多軸向振動(dòng)環(huán)境對(duì)人體的影響時(shí)，能與主觀感覺(jué)更好的符合。我國(guó)對(duì)相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了修訂，公布了GB/T4970-1996《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》。ISO 2631:1997 (E)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了圖3-2所示

106、的人體坐姿受振模型，在進(jìn)行舒適性評(píng)價(jià)時(shí)，它除了考慮座椅支承面處輸入點(diǎn)3個(gè)方向的線振動(dòng)，還考慮該點(diǎn)3個(gè)方向的角振動(dòng)，以及座椅靠背和腳支承面兩個(gè)輸入點(diǎn)各3個(gè)方向的線振動(dòng)，共3個(gè)輸入點(diǎn)12個(gè)軸向的振動(dòng)[18]。</p><p>　　圖3.1 人體坐姿受振模型</p><p>　　此標(biāo)準(zhǔn)仍認(rèn)為人體對(duì)不同頻率振動(dòng)的敏感程度不同，在圖3.2上給除了各軸向0.5-80Hz的頻率加權(quán)函數(shù)(漸近線)，又考

107、慮不同輸入點(diǎn)、不同軸向的振動(dòng)對(duì)人體影響的差異，還給出了各軸向振動(dòng)的軸加權(quán)系數(shù)。表3.1給出了三個(gè)輸入點(diǎn)12個(gè)軸向，分別選用哪一個(gè)頻率加權(quán)函數(shù)和應(yīng)軸加權(quán)系數(shù).</p><p>　　表3.1 頻率加權(quán)函數(shù)、軸加權(quán)系數(shù)</p><p>　　圖3.2 各軸向振動(dòng)的軸加權(quán)系數(shù)</p><p>　　由表3.1上各軸向的軸加權(quán)系數(shù)可以看出，椅面輸入點(diǎn)、、三個(gè)線振動(dòng)的軸加權(quán)系數(shù)

108、＝1，是12個(gè)軸向中人體最敏感的，其余各軸向的軸加權(quán)系數(shù)均小于0.8。另外，ISO 2631:1997 (E)還規(guī)定，當(dāng)評(píng)價(jià)振動(dòng)對(duì)人體健康的影響時(shí)，就考慮、、這三個(gè)軸向，且、 兩個(gè)水平軸加權(quán)系數(shù)?。?.4，比垂直向更敏感。標(biāo)準(zhǔn)還規(guī)定靠背水平軸向、可以由椅面、，水平軸向代替，此時(shí)軸加權(quán)系數(shù)取=1.4。因此，我國(guó)在修訂的相應(yīng)GB/T4970-1996《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》時(shí)，評(píng)價(jià)汽車平順性就考慮椅面、、這三個(gè)軸向。</p&

109、gt;<p>　　3.2.2 平順性的評(píng)價(jià)方法</p><p>　?。?） 人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南</p><p>　　國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO提出了ISO2631《人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南》。該標(biāo)準(zhǔn)用加速度均方根值(RMS)給出了在中心頻率1～80HZ振動(dòng)頻率范圍內(nèi)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三種不同的感覺(jué)界限。我國(guó)參照ISO2631制定了國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》