畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）家用轎車平順性的仿真分析

1、誠(chéng)信聲明本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下獨(dú)立完成的，在完成論文時(shí)所利用的一切資料均己在參考文獻(xiàn)中列出o本人簽名:畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目：家用轎車平順性的仿真分析系部：機(jī)械工程系 專業(yè):機(jī)械電子工程 學(xué)號(hào):112014學(xué)生：指導(dǎo)教師(含職稱)：(副教授)1 課題意義及目標(biāo)學(xué)生應(yīng)通過本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)理論知識(shí)，在深入了解汽車懸架 系統(tǒng)工作原理以及汽車平順性的評(píng)價(jià)方法的基礎(chǔ)上，建立系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，并利用 matlab中的simulink i具，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真，給出仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果。為學(xué)生在畢業(yè) 后從事機(jī)電控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)工作打好基礎(chǔ)。2. 主要任務(wù)(1) 分析汽車

2、懸架系統(tǒng)工作原理以及汽車平順性的評(píng)價(jià)方法；(2) 建立系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型；(3) 編寫 matlab/simulink 仿真程序;(4) 調(diào)試、分析仿真結(jié)果；3. 主要參考資料1 余志生.汽車?yán)碚?北京:機(jī)械工業(yè)出版社.2 陳桂明，張明照等編著應(yīng)用matlab建模與仿真m科學(xué)岀版社.3 鐘麟，王峰編著ma1lab仿真技術(shù)與應(yīng)用教程m國(guó)防工業(yè)岀版社.4 張森，張正亮等編著.matlab仿真技術(shù)與實(shí)例應(yīng)用教程m 機(jī)械工業(yè)岀版社.4. 進(jìn)度安排設(shè)計(jì)各階段名稱起止日期1分析汽車懸架系統(tǒng)工作原理及平順性的評(píng)價(jià)2015-03-012015-03-252建立系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型2015-03-262015-04-15

3、3編寫matlab/simulink仿真程序2015-04-152015-05-154調(diào)試、分析仿真結(jié)果2015-05-16-2015-05-315修改論文，準(zhǔn)備答辯2015-06-012015-06-05家用轎車平順性的仿真分析摘 要：本文根據(jù)平順性研究的內(nèi)容和意義，運(yùn)用matlab/simulink軟件，構(gòu)造出汽 八自由度汽車整車模型，還參考某經(jīng)濟(jì)型轎車的參數(shù)，給模型賦值進(jìn)行仿真。按照國(guó) 家標(biāo)準(zhǔn)模擬了不同車速下的汽車試驗(yàn)，得岀了平順性仿真在不同車速下時(shí)間域和頻率 域的仿真結(jié)果。本文還根據(jù)車輛平順性的國(guó)家b級(jí)路而試驗(yàn)結(jié)果，對(duì)模型的準(zhǔn)確性性進(jìn)行了檢驗(yàn), 并分析研究家用轎車的平順性。根據(jù)實(shí)車平順

4、性的特點(diǎn)，在仿真模型中系統(tǒng)分析了平 順性有關(guān)的各參量對(duì)汽車平順性的影響，同時(shí)改進(jìn)車輛懸架系統(tǒng)的一些參數(shù)，然后將 改進(jìn)后參數(shù)在模型中進(jìn)行仿真，得出結(jié)果，并提岀具有一定可行性的建議，為家用轎 車平順性的研究打下一定的基礎(chǔ)。關(guān)鍵詞：平順性，八自由度,simulink,仿真分析the simulation analysis of family car ride comfortabstract： based on the content and meaning of ride comfort studies, using matlab / simulink software, constructed o

5、ut of steam automobile model eight degrees of freedom, but also a reference to a economy car parameters assigned to the model simulation. in accordance with national standards test simulates the car under different speeds, come to ride simulation simulation time domain and frequency domain at differ

6、ent speeds-this article also based vehicle ride comfort level b state road test results, the accuracy of the model was examined and analyzed, car ride home. according to the actual vehicle ride comfort characteristics, in the simulation model system analyzes the impact of various parameters related

7、to ride on the vehicle ride comfort while improving vehicle suspension system parameters, and then the improved simulation parameters in the model, too the results and recommendations it is feasible to lay a foundation for the car ride home study. keywords: comfort, eight degrees of freedom, simulin

8、k, simulation analysis目錄1 緒論21.1汽車平順性研究的意義21.2汽車平順性研究的主要內(nèi)容21.3平順性研究的發(fā)展?fàn)顩r42轎車平順性的評(píng)價(jià)52.1平順性評(píng)價(jià)的研究52.2人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)52.3平順性的評(píng)價(jià)指標(biāo)和方法52.3iso 2631標(biāo)準(zhǔn)評(píng)價(jià)方法62.3.2吸收功率法92.4平順性的評(píng)價(jià)流程103隨機(jī)路面模型研究113.1隨機(jī)路面模型113.1.1路面不平度概述113.1.2路面不平度表達(dá)113.1.3吋域模型123.1.4時(shí)域響應(yīng)133.2隨機(jī)路面模型的構(gòu)建133.2.1汽車前輪受路面激勵(lì)133.2.2前后輪滯后輸入的處理144平順性模型的建立及仿真164.1

9、平順性建模164.1.1八自由度整車力學(xué)模型的建立164.1.2數(shù)學(xué)模型的建立174.1.3座椅的布置214.1.4汽車八自由度simulink仿真模型的建立224.2整車平順性仿真244.2.1仿真參數(shù)選取244.2.2 50km/h車速下汽車平順性仿真結(jié)果264.2.3 60km/h車速下汽車平順性仿真結(jié)果274.2.4 70km/h車速卜汽車平順性仿真結(jié)果285平順性的仿真結(jié)果分析295.1仿真結(jié)果數(shù)據(jù)處理295.2仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的時(shí)域分析315.3仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的頻域分析32結(jié) 論31參考文獻(xiàn)32致 謝331緒論1.1汽車平順性研究的意義車倆平順性的高低對(duì)人和車都有著重要的影響

10、，高平順性的轎車，人們?cè)隈{駛和乘 坐時(shí)會(huì)感到舒適，同時(shí)車的各項(xiàng)性能性能也較高。當(dāng)今時(shí)代，高速公路越來越多，轎車 的時(shí)速也隨之增高，這就使得車輛的平順性變得更加受人關(guān)注，只有擁有好的平順性的 車輛才能獲得消費(fèi)者的青睞。汽車平順性是指使駕駛員、乘客和運(yùn)載的貨物免于受到不 平道路激勵(lì)產(chǎn)生的振動(dòng)而受到損傷的性能。第一，車輛在運(yùn)動(dòng)時(shí)，本身會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)，同時(shí)不平的路面也會(huì)使車輛產(chǎn)生振動(dòng)，導(dǎo) 致車內(nèi)人員處在一個(gè)不舒適的環(huán)境中。振動(dòng)降低了乘客在車內(nèi)的舒適程度，妨礙著車內(nèi) 人員的操作和生理狀況。不僅使工作效率降低，還嚴(yán)重影響著人的身心健康，當(dāng)人們較 長(zhǎng)時(shí)間都在振動(dòng)的環(huán)境中，不僅極易感到疲憊，心煩，還能夠增高心臟疾

11、病的發(fā)病率; 尤其是對(duì)于家用轎車來說，對(duì)整個(gè)家庭成員的身心健康都會(huì)產(chǎn)生極大的影響。因此，改 善汽車行駛平順性也是提高主動(dòng)安全性的一個(gè)重要方面。第二，車輛在行駛過程中，劇烈的振動(dòng)會(huì)對(duì)汽車的各個(gè)零部件造成損傷，從而使轎 車的實(shí)用年限便短。另外，劇烈的振動(dòng)述降低了汽車的各項(xiàng)安全性能，增加了駕駛風(fēng)險(xiǎn)。 而且，駕駛員為了讓車輛停止振動(dòng)就會(huì)降低車速，這樣不僅降低了行駛速率，還使得燃 油性嫩得不到充分利用，同時(shí)增加了排放，污染了大氣。第三，近兒十年來，我國(guó)經(jīng)濟(jì)建設(shè)的得到迅猛發(fā)展，越來越多的家庭開始在假期選 擇外岀旅游，加之高速公路和高等級(jí)公路里程也有了高速增長(zhǎng)，家庭自駕游也就成為出 行旅游首選。駕駛高平順性

12、的轎車出行時(shí)，即使要到很遠(yuǎn)的地方，也能使車內(nèi)人員一路 上保持好的身心狀態(tài)，這樣不僅有利于身心健康，還能降低駕駛風(fēng)險(xiǎn)。舒適的振動(dòng)環(huán)境 也能夠使乘員在到達(dá)目的地后，可以以良好的狀態(tài)投入到愉快的旅游中。由此可以看岀車輛平順性的研究和改善影響深遠(yuǎn)，尤其是家用轎車，更是影響著人 們生活中的各個(gè)方面。目前，家用轎車在生產(chǎn)之前，都要對(duì)其平順性進(jìn)行多次試驗(yàn)，同 時(shí)，在其研發(fā)過程中也充分考慮了平順性的重要性。1.2汽車平順性研究的主要內(nèi)容汽車平順性討論的對(duì)象是“路面一一汽車一一人”構(gòu)成的振動(dòng)系統(tǒng)，該系統(tǒng)的框圖 如圖1所示。由圖可以看出，車速和路面不平度產(chǎn)生激勵(lì)（系統(tǒng)輸入），經(jīng)過車輛的 一些阻尼和彈性元件傳遞到車

13、身，產(chǎn)生振動(dòng)、加速度（系統(tǒng)輸出）等，完成整個(gè)系統(tǒng)的 能量傳遞。圖1.1 “路面一一汽車一一人”系統(tǒng)的框圖上文提到車輛是一個(gè)系統(tǒng)，經(jīng)過激勵(lì)后能夠發(fā)生振動(dòng)響應(yīng)。而車內(nèi)乘員也會(huì)隨著車 輛發(fā)生振動(dòng)，并且其振動(dòng)的幅度和方向都與車輛本身振動(dòng)有關(guān)，同時(shí)這些特性還會(huì)影響 人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)。激勵(lì)來源、車輛振動(dòng)響應(yīng)、人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)和界限是平順性研究 分析的三個(gè)方面。一般來說，能夠激起車輛振動(dòng)的原因有兩個(gè)，一是車輛本身，二是路面，而路而更 是車輛產(chǎn)生振動(dòng)的主要原因，因此，對(duì)路面的研究是平順性研究的一個(gè)重要方面。查閱 資料可以發(fā)現(xiàn)，能夠用平穩(wěn)隨機(jī)過程理論對(duì)路面不平度分析描述。其方法通常是先選取 不平度樣本，然后利用

14、樣本的方差和功率譜密度函數(shù)對(duì)路而進(jìn)行分析。具體情況是：均 值等于零時(shí)，方差表示路而不平度的大??；功率譜密度函數(shù)可以描述路而不平度的能量 的空間頻域分布。路面不平度的時(shí)域模型可以采用多種方法生成，如：濾波白噪聲生 成法（線性濾波法），基于有理函數(shù)psd模型的離散時(shí)間隨機(jī)序列生成法，根據(jù)隨機(jī)信 號(hào)的分解性質(zhì)所推演的諧波疊加法（也稱頻譜表示法），以及基于幕函數(shù)功率譜的快速 fourier反變換生成法等。目前，學(xué)者們已經(jīng)構(gòu)造了多種不同的整車模型來研究平順性，有單自由度的和多自 由度的，平而模型或空間模型等等。一般來說，整車模型和多自由度模型相比其他的模 型，得出的結(jié)果更為準(zhǔn)確，更加符合車輛實(shí)際的規(guī)律。

15、但是，多自由度會(huì)增加計(jì)算的復(fù) 雜的程度，還難以測(cè)定，最終導(dǎo)致結(jié)果課差大。同時(shí)，在查閱大量平順性研究資料后可 以發(fā)現(xiàn)，由于路而產(chǎn)生的汽車振動(dòng)不是完全一樣的，其對(duì)車輛的彫響程度有著很大的不 同，因此，對(duì)于構(gòu)建的模型來說，有些可能引起誤差的自由度是可以忽略的。本文由作 者本身實(shí)際出發(fā)，在自由度選擇時(shí)，認(rèn)為應(yīng)該選取相對(duì)簡(jiǎn)單易于操作的一種自由度模型。若要對(duì)車輛的平順性作出評(píng)價(jià)，尤其是家用轎車，就必須要有評(píng)價(jià)的方法和指標(biāo)。 根據(jù)資料，可得知轎車平順性的評(píng)價(jià)不是一個(gè)簡(jiǎn)單的過程，包含了很多方面。一般說來, 對(duì)轎車平順性的評(píng)價(jià)主要有主觀和客觀之分，但是結(jié)合多方而原因來說，客觀評(píng)價(jià)更為 合適。因?yàn)橹饔^評(píng)價(jià)的主體是

16、人，而人自身復(fù)雜的心理和生理特征都能對(duì)評(píng)價(jià)產(chǎn)生影響, 導(dǎo)致結(jié)果出現(xiàn)誤差。相反地，客觀評(píng)價(jià)的主體是車輛是以實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)作為評(píng)價(jià)指標(biāo)的，更 加的準(zhǔn)確客觀，具有科學(xué)性。1.3平順性研究的發(fā)展?fàn)顩r近年來，各國(guó)研究人員建立了很多模型對(duì)汽車的平順性進(jìn)行了分析和研究。檀潤(rùn)華在研究主動(dòng)懸架減振器中建立了五自由度車輛平順性模型，將車輛簡(jiǎn)化為兩 個(gè)非懸掛質(zhì)量、一個(gè)懸掛質(zhì)量、乘員通過座椅再與懸掛質(zhì)量連接，考慮了懸掛與非懸掛 質(zhì)量垂直的位移、繞質(zhì)心的俯仰位移，座椅的垂直位移5個(gè)自由度。張慶才等張慶才等人采用多剛體系統(tǒng)建立了汽車7自由度的振動(dòng)模型，以各態(tài)歷經(jīng) 的路面隨機(jī)輸入譜對(duì)車輛的平順性進(jìn)行了仿真研究。孫建成應(yīng)用系統(tǒng)動(dòng)力

17、學(xué)和隨機(jī)振動(dòng)理論，建立了涉及車體彈性和發(fā)動(dòng)機(jī)支承的二維 15自由度的車輛線性振動(dòng)模型，利用該模型在微機(jī)上求出了車輛各部位的振動(dòng)特性， 可以在設(shè)計(jì)階段實(shí)現(xiàn)對(duì)影響平順性的各參數(shù)進(jìn)行最佳匹配。徐國(guó)宇等人基于分析力學(xué)的基本原理并結(jié)合人體、車輛、路面的實(shí)際狀況，從動(dòng)力 學(xué)普遍方程推導(dǎo)出了人體一一車輛一一道路系統(tǒng)12自由度的振動(dòng)力學(xué)模型，以正弦波、 脈沖波信號(hào)為激振源，模擬了人體一一車倆振動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)過程，指岀人體頭部對(duì) 28hz頻率范圍內(nèi)的振動(dòng)加速度有放大作用。其模型比單質(zhì)量一一阻尼一一彈簧系統(tǒng)模 型進(jìn)了一步。但該研究未考慮側(cè)向和水平方向振動(dòng)的影響。王連明運(yùn)用模態(tài)分析技術(shù)建立了 13自由度人體一一座椅一

18、一車輛系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模 型，利用隨機(jī)振動(dòng)理論，給出了振動(dòng)形態(tài)、傳遞函數(shù)、懸架動(dòng)擾度，車輪動(dòng)載荷、座椅 加速度等參量的計(jì)算方法。該模型可對(duì)汽車的行駛平順性進(jìn)行預(yù)測(cè)和評(píng)估9。金睿臣建立了 11自由度的汽車非線性振動(dòng)模型，用偽白噪聲法生成符合實(shí)際路面 統(tǒng)計(jì)特性的偽隨機(jī)序列模擬路面不平度。對(duì)汽車在路面隨機(jī)輸入下的振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行了仿 真分析叫李智峰建立了 49自由度的汽車虛擬樣機(jī)模型，進(jìn)行汽車的操縱性分析，與基于集 中質(zhì)量的較少自由度的抽象模型相比，對(duì)汽車的動(dòng)力學(xué)描述更為全面。由以上研究情況能夠看出，車輛平順性一直是研究的熱點(diǎn)，并且在各國(guó)學(xué)者不斷努 力下有了很大的發(fā)展。但總體來說，目前己有的研究大多都是通過

19、建立更加準(zhǔn)確、合適 的模型，對(duì)車輛平順性進(jìn)行分析研究，并進(jìn)行改進(jìn)和優(yōu)化。2轎車平順性的評(píng)價(jià)2.1平順性評(píng)價(jià)的研究轎車平順性的研究最重要的有合理的評(píng)價(jià)方式，用科學(xué)的手段對(duì)車輛的平順性作出 準(zhǔn)確的評(píng)價(jià)。is02631：人體承受全身振動(dòng)評(píng)價(jià)指南】，是目前對(duì)車輛平順性評(píng)價(jià)的 一個(gè)主要依據(jù)，也是我國(guó)對(duì)車輛平順性制定國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)時(shí)的主要參照。我國(guó)在上世紀(jì)80 年代就參照這-標(biāo)準(zhǔn)對(duì)我國(guó)的平順性國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)制訂出兩種評(píng)價(jià)方法。隨后，is02631又 在原有基礎(chǔ)上作出了補(bǔ)充，增加和發(fā)展了一些新的內(nèi)容，補(bǔ)充中指出：振動(dòng)、噪音、俯 仰和側(cè)傾對(duì)車輛平順性產(chǎn)生的影響逐漸減弱。因此，提高乘坐舒適性，應(yīng)該從汽車設(shè)計(jì) 和道路設(shè)計(jì)兩方

20、面入手。2.2人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)車輛內(nèi)乘員行駛過程中所受的振動(dòng)可以分為局部振動(dòng)和全身振動(dòng)。對(duì)特定人體部位 的振動(dòng)成為局部振動(dòng)，其一般只能影響駕乘人員的操作，并不會(huì)對(duì)車內(nèi)人員身心產(chǎn)生危 害。全身振動(dòng)則是對(duì)整個(gè)人體產(chǎn)生振動(dòng)，不僅嚴(yán)重影響著駕乘人員的操作，還嚴(yán)重危害 著車內(nèi)人員的身心安全，極容易引發(fā)事故。綜上所訴，可以看出對(duì)人體產(chǎn)生損害最大的 是全身振動(dòng)，而全身振動(dòng)的引起又和振動(dòng)的頻率有關(guān)，只有當(dāng)振動(dòng)的頻率和人體器官的 固有頻率相近時(shí)，才會(huì)引起全身振動(dòng)。在研究振動(dòng)對(duì)人體的影響時(shí)，我們可以得知，對(duì)人體損害最大的振動(dòng)是全身振動(dòng), 而全身振動(dòng)主耍與振動(dòng)頻率有關(guān)系，因此我們?cè)谘芯坷萌梭w研究平順性時(shí)，必須要將

21、 振動(dòng)頻率作為重要的基本參數(shù)。人體不同的器官，也各有其不同的共振頻率，有些研究 成果是針對(duì)人體各個(gè)部分的共振頻率:眼為2025hz,胸部?jī)?nèi)臟為46hz,手臂為 1020hz,肩部為26hz,軀干為36hz,脊柱為38hz,胃為48hz?？傮w上說, 振動(dòng)對(duì)人體的影響可以分成三個(gè)等級(jí)，第一等級(jí)對(duì)人體的身心健康危害最大，頻率范圍 是48hz;第二等級(jí)對(duì)人體的影響弱于第一等級(jí)，其頻率范圍是1012hz;第三等級(jí)的 影響最弱，其頻率范圍是2025hz。不在這三個(gè)頻率范圍的振動(dòng)雖也會(huì)對(duì)人體產(chǎn)生一 定的影響，但彫響大多比較弱，這里我們不予考慮。并且，多數(shù)汽車的振動(dòng)頻率都在三 個(gè)等級(jí)的范圍內(nèi)，所以很容易引起車

22、內(nèi)乘員的身心損傷。由此看以看出，要想讓僑車擁 有好的平順性，最有效的方式和手段就是降低車輛振動(dòng)的頻率。2.3平順性的評(píng)價(jià)指標(biāo)和方法評(píng)價(jià)車輛的平順性，一般主要以振動(dòng)對(duì)車內(nèi)乘員的影響程度為依據(jù)，并用一些相關(guān)的數(shù)據(jù)最為參數(shù)進(jìn)行評(píng)價(jià)。當(dāng)下，一般主要用振動(dòng)的頻率和加速度來對(duì)車輛的平順性作 出評(píng)價(jià)。資料顯示，只有以上兩個(gè)數(shù)據(jù)與人體木身的一些頻率相近，車輛才能有優(yōu)越的 平順性。2. 3. 1 iso 2631標(biāo)準(zhǔn)評(píng)價(jià)方法國(guó)際權(quán)威組織iso在結(jié)合各方面資料后，在汽車平順性的評(píng)價(jià)方法iso 2631中就 指明了評(píng)價(jià)的標(biāo)準(zhǔn)。該標(biāo)準(zhǔn)用加速度均方根值給岀了在中心頻率180hz振動(dòng)頻率范 圍內(nèi)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三種不同感

23、覺界限l，3jo iso 2631用加速度均方根值給岀了人體 在180hz振動(dòng)頻率范圍內(nèi)對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三個(gè)不同感覺界限i叫 舒適一降低界限、疲 勞一工效降低界限和暴露極限。而疲勞一工效降低界限是車內(nèi)乘員維持止常操作的界 限。此外，三個(gè)界限之間還存在有內(nèi)部的數(shù)學(xué)關(guān)系。其中，振動(dòng)加速度容許值不同，分 別為：“疲勞一工效降低界限”為“暴露界限”值的1/2(降低6db),是“舒適一降低界 限”為3.15倍(增加10db)；而三者的容許加速度值則基本一樣。在iso 2631評(píng)價(jià)體系中，提出了兩個(gè)方法對(duì)車輛的平順性進(jìn)行評(píng)價(jià)，其一是1/3 倍頻帶分別評(píng)價(jià)法，其二是總加速度加權(quán)均方根值評(píng)價(jià)法，兩者各有優(yōu)劣。(1

24、)1/3倍頻帶分別評(píng)價(jià)法1/3倍頻帶分別評(píng)價(jià)法是通過一定的方式將1/3倍頻帶的加速度均方根值與“疲勞 工效降低界限”描繪在在同一張頻譜圖上看是否前者各個(gè)頻帶的值都在后者的界限值 內(nèi)。1/3倍頻帶上限頻率力與下限頻率.力的比值為：fulfil(2-1)中心頻率為： _fc = j f気=2 y(2-2)上、中、下三個(gè)頻率的關(guān)系為：(2-3)(2-4)j九=112/"089£分析帶寬為:紂=九一力在中心頻率兒在帶寬紅區(qū)間內(nèi)對(duì)人體加速度平p(f)的功率譜密度g(/)積分，可以得到帶寬加速度均方值分量即(2-5)雖然可以得出各個(gè)1/3倍頻帶的/“的大小，但若想準(zhǔn)確的表達(dá)出振動(dòng)對(duì)人體

25、影響 程度的強(qiáng)弱，還必須要用另外一個(gè)函數(shù)作出表示，這就是頻率加權(quán)函數(shù)。頻率加權(quán)函數(shù) 是將振動(dòng)對(duì)人體的影響程度看作一樣，然后得出一個(gè)影響最強(qiáng)的范圍。同時(shí)用這個(gè)范圉 的允許加速度均方值根值和進(jìn)行對(duì)比，得除暴露極限外的另外兩個(gè)界限準(zhǔn)許的暴露 時(shí)間tcd和tfd。加權(quán)加速度均方根值分量勺前勺計(jì)算式為：臥：二 w（人）勺，（2 6）式中：fci第i頻帶的中心頻率，hz； w（九）頻率加權(quán)函數(shù)。垂直方向振動(dòng)的頻率加權(quán)函數(shù) （./；.）為:1<心4<心(2-7)8<zv2<氏水平方向振動(dòng)的頻率加權(quán)函數(shù)叱（幾）為:(2-8)加權(quán)加速度均方根值分量q嗣反映了人體對(duì)各1/3倍頻帶振動(dòng)強(qiáng)度的

26、感覺。1/3倍 頻帶分別評(píng)價(jià)法的評(píng)價(jià)指標(biāo)就是7創(chuàng)中的最大值（7/w/）max o雖然有很多頻帶產(chǎn)生的振動(dòng)都能對(duì)人體產(chǎn)生影響，但由于談們之間的振動(dòng)并沒有相 互作用，因此這其中只有一個(gè)對(duì)人體的影響最大。所以，只要使振動(dòng)分散，特備是在最 輕范圍內(nèi)，不產(chǎn)生突峰，就能優(yōu)化平順性。（2）總加速度加權(quán)均方根值評(píng)價(jià)法除了用上述方法對(duì)平順性進(jìn)行評(píng)價(jià)外，還會(huì)用總加速度加權(quán)均方根值評(píng)價(jià)法對(duì)平順 性作出評(píng)價(jià)。其最直接的評(píng)價(jià)指標(biāo)是傳至人體振動(dòng)的加速度均方根值-和車身振動(dòng)的 加速度均方根值?？偧訖?quán)加速度均方根值包含三個(gè)方向的加權(quán)加速度均方根值，分別是汽車縱向（坐標(biāo)系中為x軸且正向向后）、橫向（坐標(biāo)系中為y軸且正向向左）、

27、垂向（坐標(biāo)系中為 z軸且正向向上）。對(duì)三個(gè)方向的加權(quán)加速度均方根值積分可得到對(duì)應(yīng)軸向的振動(dòng)加速度的自功率譜 密度函數(shù)：1rso °|?5產(chǎn)匚畀（加川）曠）(2-9)1-（1二x, y, z）式中：人體在x、y、z方向的加權(quán)加速度均方根值，單位加/"；gm人體在x、y、z方向振動(dòng)的加速度自功率譜密度函數(shù)，單位m2 /?； 鴨（/）人體在x、y、z方向的頻率加權(quán)函數(shù)。z軸方向w（f）：0.5(0.5 </<2)(2</<4)12.5/(4</<12.5)(2-10)(12.5</<80)x、y軸方向w（o(0.5 <7 &l

28、t;2) (2</<80)(2-11)對(duì)iso2631對(duì)振動(dòng)對(duì)人體影響的“疲勞一一工效降低界限”的曲線圖分析后能得 知，相同條件下，振動(dòng)對(duì)人體影響最強(qiáng)的頻率范圍不同，并且同吋加權(quán)加速度均方根值 和允許值成熟悉關(guān)系，所以總加權(quán)加速度均方根值可按下式計(jì)算：丄仏=（1的 j +（1.4crm.）2+cr/?|2砂 lp'7'pyypz（2-12）人體在垂直方向上允許的“疲勞一一工效降低界限”的暴露時(shí)間為：2晞=4*心牛° pz （單位：分鐘）（2-13）式中：角是1分鐘“疲勞工效降低界限”垂直方向4hz8hz加速度允許值，為10分 鐘；因?yàn)椤捌谝还ばЫ档徒缦蕖?/p>

29、為“暴露界限”值的1/2（降低6db）,是“舒適一降低界限”為3.15倍（增加10db）,所以垂直方向振動(dòng)的“暴露極限”的暴露時(shí)間為:（單位：分鐘）垂直方向振動(dòng)的“舒適降低界限”的暴露吋間為:tcd "fd /w（單位：分鐘）(2-14)(2-15)如果采用加權(quán)振級(jí)law ,可有如下?lián)Q算:乙=201g（7pz/a。）（單位：db）(2-16)式中，兔為參考加速度均方根值，ciq = 10"皿嚴(yán)人的主觀感覺與加權(quán)振級(jí)厶蘆（db）和加權(quán)加速度均方根值q,： （m/s2）之間的 關(guān)系見表2.1 o表2.1人的主觀感覺評(píng)價(jià)質(zhì)心加權(quán)加速度均方根值opz unis2）加權(quán)振級(jí)厶廠（db

30、）人的主觀感覺<0.315110沒有不舒適0.315-0.6310-116有一些不舒適0.5-1.0114-120相當(dāng)不舒適0.8-1.6118-124不舒適1.25-2.5112-128很不舒適>2.0126極不舒適2. 3. 2吸收功率法吸收功率法認(rèn)為，一些條件下將人體看作一個(gè)系統(tǒng)后，振動(dòng)對(duì)車輛的影響程度的變 化率就可以用變化率替代。所以，該方法是把人體所受的三個(gè)方向的振動(dòng)進(jìn)項(xiàng)相加，然 后用得到的結(jié)果作岀評(píng)價(jià)。雖然這樣評(píng)價(jià)考慮全面，但是有些時(shí)候這樣的方法評(píng)價(jià)起來 卻可能有些“緩慢”。因?yàn)槿齻€(gè)方向吸收功率相加后，其結(jié)果肯能會(huì)超出單獨(dú)方向的允 許值，并且另外兩個(gè)方向值較低時(shí)，三個(gè)方

31、向的功率相加的值也較小。因此該方法只能 對(duì)已有車輛作岀評(píng)價(jià)，而對(duì)產(chǎn)品的開發(fā)預(yù)測(cè)及汽車具體結(jié)構(gòu)參數(shù)的改進(jìn)無法提岀指導(dǎo)意 見問。由上面的論述可以看出，iso 2631提出的評(píng)價(jià)方法更傾向于客觀評(píng)價(jià)；吸收功率 法則更傾向于主觀評(píng)價(jià)，但二者之間卻是相互補(bǔ)充的。2.4平順性的評(píng)價(jià)流程首先構(gòu)造整車仿真模型進(jìn)行計(jì)算，要求汽車保持直線行駛，并且汽車由靜止駕駛加 速最終穩(wěn)定在規(guī)定車速。然后對(duì)得岀的物理量作岀客觀評(píng)價(jià)，分別是前后車橋、車架、 車身、貨箱和人體在x、y、z方向振動(dòng)的加速度曲線、加速度均方根值和加速度自功 率譜曲線；同時(shí)將人體在三個(gè)軸向方向的振動(dòng)加速度和各加速度的自功率譜輸入到開發(fā) 的汽車平順性評(píng)價(jià)軟

32、件。最后在評(píng)價(jià)軟件中計(jì)算岀如下數(shù)據(jù)：人體在x、y、z方向的 加權(quán)加速度均方根值、總加權(quán)加速度均方根值，以及垂直方向上三個(gè)界限的暴露時(shí)間。 其具體的評(píng)價(jià)的流程可用圖2表示。圖2平順性評(píng)價(jià)流程3隨機(jī)路面模型研究3.1隨機(jī)路面模型3. 1.1路面不平度概述路面不平度是路面相對(duì)于某個(gè)基準(zhǔn)平面的高度，隨道路走向而變化。在本文上面我 們?cè)岬?，路面激?lì)是汽車產(chǎn)生振動(dòng)的主要激勵(lì)，因此，研究路面不平度是轎車平順性 的仿真分析的首要方面。-般來說，對(duì)于路面激勵(lì)的輸入可以分為脈沖輸入激勵(lì)和隨機(jī)輸入激勵(lì)。但在本文 中只對(duì)后者進(jìn)行研究，這要是是因?yàn)殡S機(jī)輸入激勵(lì)更符合實(shí)際情況。隨機(jī)輸入激勵(lì)是指 沿著路面持續(xù)不斷的激勵(lì)，

33、如凹凸不平的路面等。3. 1. 2路面不平度表達(dá)為了便于利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行道路模擬試驗(yàn)，在一定條件下，我們可以把道路縱斷面曲 線看作一個(gè)高斯過程。通常情況下，將路面相對(duì)基準(zhǔn)平面的高度q,沿道路走向長(zhǎng)度i 的變化q(i),稱為路面縱斷面曲線或不平度函數(shù)，如圖3所示。o基準(zhǔn)平面圖3.1路面縱斷面曲線查閱參考資料，對(duì)于路面不平度來說，一般用路面功率譜密度來描述它的統(tǒng)計(jì)特性, 并且多數(shù)資料都將路面功率譜密度gq(n)用下式作為擬和表達(dá)式：gqs)二 gq(s)()"(3-1)式中n空間頻率(加j參考空間頻率，他=°加qb。）一一他下的路面譜值，稱為路面不平度系數(shù)，單位為nr/mw頻率指

34、數(shù)，為雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)上斜線的斜率，決定路面譜的頻率結(jié)構(gòu)。其中，一些資料還以路面功率譜密度為標(biāo)準(zhǔn)，把路面按不平程度分為8級(jí)。表3.1 列出了各級(jí)路面不平度系數(shù)的范圍及其兒何平均值，分級(jí)路面譜的頻率指數(shù) w=2。表上還同時(shí)列出了 0.011m-1 <n<2.83m-1范圍路面不平度相應(yīng)的均方根值q丄勺） 的兒何值。表3. 1路面不平度8級(jí)分類標(biāo)準(zhǔn)路面等級(jí)gq oqxiof/f imx% = 0.1l勺 xl03 ih0.01b/-1 <n<2.83ml下限兒何平均值上限下限兒何平均值上限a816322.693.815.38b32641285.387.6110.77c128256

35、51210.7715.2321.53d5121024204821.5330.4543.06e20484096819243.0660.9086.13f8192163843276886.13121.80172.26g3276865536131072172.26243.61344.52h131072262144524288344.52487.22689.043. 1. 3時(shí)域模型對(duì)于車輛的整個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，不只有路面不平度能夠影響系統(tǒng)的輸入，車速還能夠影 響系統(tǒng)的輸入，資料顯示可以將吋間、空間頻率結(jié)合，實(shí)現(xiàn)空間功率譜密度gq（n）到吋 間功率譜密度gq（/）的轉(zhuǎn)換。設(shè)定汽車的速度為u （單位為m/s）,

36、路面的空間頻率為n （單位為mx ）,則輸入的 時(shí)間頻率f （單位為$"）為：(3-2)(3-3)f=un于是能夠得出吋間功率譜密度gq（/）（單位為/$）為:g“ = gw 卞當(dāng)車速為v （單位為kmh）時(shí)，式（3.2）和式（3.3）則為vn?6(3-4)(3-5)3. 1. 4時(shí)域響應(yīng)研究整車的動(dòng)力學(xué)模型時(shí)，想要得到車輛振動(dòng)的時(shí)域特性，則需要將動(dòng)力學(xué)模型作 出傅里葉變換。接著分析其在頻域內(nèi)的響應(yīng)。雖然得出的路面模型在頻域內(nèi)的特性較為 符合路面的實(shí)際情況，但是因?yàn)樗窃陬l域內(nèi)進(jìn)行定義的，同時(shí)倘若此時(shí)進(jìn)行傅立葉變 換，就要進(jìn)行多次變換，不僅增加了計(jì)算難度，而且得到的結(jié)果誤差大。生成路

37、面隨機(jī)數(shù)據(jù)時(shí)用v =60km/h和b級(jí)標(biāo)準(zhǔn)路面的時(shí)間功率譜密度的平均值， 代入下式，作成路面隨機(jī)數(shù)據(jù)。乙(0 = £gq(f) sin(2龍(力 + mdy)df(3-6)式中：md01之間的隨機(jī)數(shù)。3.2隨機(jī)路面模型的構(gòu)建 3. 2. 1汽車前輪受路面激勵(lì)利用matlab/simulink是進(jìn)行多輸入多輸出系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真分析的有效手段 之一。查閱文獻(xiàn)】其中提出，隨機(jī)路面激勵(lì)在車輛前輪的數(shù)學(xué)模型為：q(t) + avq = vv(0(3-7)式中：q(t)路面在車輪的激勵(lì)；w(t)為一白噪聲；a常數(shù)(1/m),表示路面的空間頻率，b級(jí)路面a=0.1303；v車速，(m/s)o在車輛

38、車速保持不變時(shí)，則功率譜密度為4滬q(他)勺、(常數(shù))。木文中，采用國(guó) 家標(biāo)準(zhǔn)b級(jí)路面進(jìn)行仿真，它的路面不平度系數(shù)為6.4x10-5 m2/m-。上述方程可以在matlab/simulink里實(shí)現(xiàn)見圖3.2。圖3.2前輪產(chǎn)生路面隨機(jī)激勵(lì)時(shí)域信號(hào)0.03-0.020510152025303540時(shí)間(s)在scope模塊里得到隨機(jī)路面激勵(lì)時(shí)域信號(hào)，如圖3.3所示。b級(jí)路面02.oo010£)超護(hù)we崟-0.03圖3.3模擬b級(jí)路面譜幅值3. 2. 2前后輪滯后輸入的處理在采用多自由度的整車模型屮，就輸入而言，一般分為前、后輪輸入，后輪輸入按 一定的時(shí)間滯后與前輪輸入相同。當(dāng)前后輪產(chǎn)生滯

39、后時(shí)，可以采取如下辦法進(jìn)行處理：將后輪滯后時(shí)間內(nèi)的輸入置0。 再設(shè)滯后時(shí)間為/，前輪輸入為幻，后輪輸入為，于是可有如下關(guān)系表達(dá)式：q人二價(jià)（l。（3-8）滯后時(shí)間:td =3.6lw/v(3-9)式中:lw為車輛前后輪距；v為車速。隨機(jī)和階躍輸入都能夠適用于上面的表達(dá)式。此外，還有一種方法，但只針對(duì)于隨 機(jī)輸入。設(shè)輸入的模擬吋間為t,其余不變?？杀硎救缦拢簈r(t) = qf(t-tcl+t) 0<t<td®1°)其思想方法是把路面輸入看成一個(gè)周期函數(shù)。后輪所受到的路面隨機(jī)激勵(lì)方程可以在matlab/simulink里實(shí)現(xiàn)見圖3.4。band-llmted wh

40、te noseatramportdelayscop«integratorcan圖3. 4后輪產(chǎn)生路面隨機(jī)激勵(lì)時(shí)域信號(hào)4平順性模型的建立及仿真4.1平順性建模若要車輛平順性得到正確的評(píng)價(jià)，首要的是構(gòu)造一個(gè)準(zhǔn)確的力學(xué)模型。綜合多方面 因素的考慮，加之在第二章描述的iso2631等平順性評(píng)價(jià)體系，本課題采用八自由度 的力學(xué)模型對(duì)車輛平順性作出研究和預(yù)測(cè)。4.1.1八自由度整車力學(xué)模型的建立八自由度力學(xué)模型的前提條件是汽車沿著平面做勻速行駛，八個(gè)自由度分別是車身 上下跳動(dòng)、俯仰和側(cè)傾三個(gè)自由度，四輪垂向運(yùn)動(dòng)的自由度，加上車輛運(yùn)動(dòng)時(shí)受到路面 和車輛激勵(lì)后岀現(xiàn)的一個(gè)代表座椅和人體質(zhì)量的垂向自由度

41、。該模型以路面不平度激勵(lì) q作為輸入，如圖4.1所示。圖4.1八自由度整車振動(dòng)系統(tǒng)圖中各主耍參數(shù)的意義如下：mx,加2，叫叫前后車輪的質(zhì)量(kg)；m5座椅和人體的質(zhì)量(kg)；汽車車身質(zhì)量(kg)；a汽車車身繞其質(zhì)心處x軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣a(kgjn2)； iy汽車車身繞其質(zhì)心處y軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(kg腫); k",(2,(3, kt4前、后輪胎的剛度(n/m)； 心心心位前、后懸架的剛度(n/m)；k5座椅的剛度(n/m)； c,c2,c3,c4前、后懸架的阻尼(n - s/m)；c5座椅系統(tǒng)的阻尼(n s/m)；qq'd©前、后輪處路面不平度函數(shù)(m)；/p/2前、后輪胎

42、到汽車質(zhì)心的水平距離(m)； 7前、后輪胎到汽車質(zhì)心的距離(m)； a座椅中心到汽車質(zhì)心的水平距離(m)； zpz2,z3,z4前、后四輪的垂直位移(m)； z5人和座椅的垂直位移(m)；z&汽車質(zhì)心的垂直位移(m)；(p汽車的質(zhì)心繞x軸轉(zhuǎn)動(dòng)的角度(rad)； 0汽車的質(zhì)心繞y軸傳動(dòng)的角度(rad)；4. l2數(shù)學(xué)模型的建立汽車的八自由度平順性數(shù)學(xué)模型可以采取拉格朗日法得出系統(tǒng)的微分方程。拉格朗h方程:3l(4-1)系統(tǒng)的動(dòng)能:1 2 1 2 1 2 1 2t itl z h% z2 hitl 7j2> h171z4(4-2)(4-3)2 2 2 21 2 1 2 1 2 1 2

43、+尹 z5 + 嚴(yán) zb +-ix(p+-iy0系統(tǒng)的勢(shì)能:叫kq+共0如+扣口+扣口1 9 1 9+qk(zb_a+/.0-z) +- k2(zb-l2 +tf(p-z2y+* k.(zh-l3 + w-z?)2 4-1 kmt +r冷-乙)2 + 杯 0 -乙 +麗系統(tǒng)的耗散能:d c|(zz>-£ &+/ 0-zi) hc2(zb0tj (p-zzf1 1 hc3(z/>4- a> 0 tr(pz3) hc4(z/? + zj 0tj cp z4)21系統(tǒng)的動(dòng)勢(shì)11%111 爲(wèi)l t v = _ 甲 z m? z7 h m3 zh m4 z4"

44、; h m5 z51 1 1 1込叫zj+寸0+寸0-勺k“(z-時(shí)-勺匕20-&2丫k,3 (z3 -&3 )2 + * k”(z4 一 °4 )2 -* k(乙,- £0 + /0 - z j2 -* k2 (乙 - z2 )2 -* k3 (zb + l20 + tr(p- z3 )21 9 1 9-4(z/?+/2-z4)2-5(z5+-zj2代入拉格朗口方程得：汽車左前輪：叫厶一c；（乙一厶 o+tf（p-zx）+ktx（zx 一q）-k（乙-£0+艸-zj=o 汽車右前輪風(fēng)乙g（乙廠彳亠/y曠z）+k20q）心乙曠乙）=0汽車左后輪：叫

45、厶-6（乙+厶創(chuàng)曠厶）+$3（厶一0）_心厶一附叫（ps=0汽車右后輪：g z4-q(zf+l2 0tr 曠篤)+ 心(乙 -厶+空-tr(>-z) =0座椅垂直方向： 卑 z5+g (z§z&+q 0)+(z5 _ 乙 + ci3)0(4-4)(4-5)(4-6)(4-7)(4-8)(4-9)(4-10)車身垂直方向：叫 z方 + c (z廠彳 0+ t f 0- z) + c2 (z/廠 /j 6- tf (p- z2) +c3(z/?+12 0+ tr (p z3) + c4 (zb+12 0+ tr (p z4) c5 (z5 zb + d &) + k

46、 (z/?/)0+1f (p z)+k? (z/7/j 0 t(p z°) + k3 (z& + /2 &+ tr (p z3)-瓦匚(z+12 0 tr (p z4) k5 (z5 zb + ad) = 0車身側(cè)傾方向： 人(z/廠百 3+t cp- z) _ c°t了乙1廠 1、0t(p-z爲(wèi)+g(乙+a 外一曠 z3)- c4tr(zh+i2 0-tr(pz)+k/f (z/j 0+ tf(p z)+k右(乙廠 zj 0tj (p)+k3tr(zh+l2 3+tr(p-z k4tr(zh+12 0tr(p-z4) = 0車身俯仰方向：人 0邙0厶 0+

47、tf(p-zc2lzhla 0tf (/>-z2) +g<2(乙+，2(pzj + (花匕廣2 0-乙) +g(z5z/?+a 0)k彳(z方z| &+1 f cp乙)kj】 (z/廠 z| &tj (p zj + kjc (乙+1° 0+ tf. cp z3)k2(zb+z2(p z4) + k5ciz5 zb+ ci3)0(4-11)(4-12)(4-13)+kz=f = ktq(4-14)聯(lián)立式(4-6)-(4-13),用矩陣形式表達(dá)車倆的振動(dòng)模型的表達(dá)式為:即:其中z、同、何分別為廣義位移、廣義速度、廣義加速度列向量,z = zpz2,z3,z4,

48、z5,zz,；?j z<1z1,z2,z3,z4,z5,z/?,> ；(4-15)“zz1,z2,z3,z4,z5,z/?,0m, c, k分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣;f = ktq9 可為系統(tǒng)的激勵(lì)輸入，系統(tǒng)各矩陣為：劇加j,®，®，%，加5，%，人，o o o o q o o o g o o o g o o o g o o o cl o o o otcl=0 c2tf +c/rc5a;企)(-邙+qz, c3z2eg + c5ci)-c心-qqocj、_cj°+q廠 c/j(qr/+qr/-cjq + c5ci)(-c“/ + g&q

49、uot;/+ga(c+q/.2+_k|一 ktfkl00川ookf00000000000000ki2000k,3000kt44. 1. 3座椅的布k3l2k,a0k、0-k20k、0-k4k,k5（kz-k, +£ + 瓦+危+位）（k心-0 k 占 + k.trs（一 kj 一g + kj?+kj2 一-klfk占k3trk占0（k心- k占+ 心- s（k右 2 +kj； +5 - kq（-k億+矽右 +k" 5）kj、kjk3l2一 k2（-卻 -k叢 +k& +心2 -k5a） （-kjjf +心右 +ku -kj2 （k晉十 饒+ kj： + kj： +

50、k&）查閱資料得知，要進(jìn)行車輛平順性的實(shí)驗(yàn)，則必須分析車內(nèi)座椅的加速度，所以在 模型中進(jìn)行仿真吋，也要在座椅處設(shè)置仿真點(diǎn)，最終在仿真模型輸出質(zhì)心在垂直方向的 加速度，車身俯仰角加速度3和車身側(cè)傾角加速度0,同時(shí)還要對(duì)各座椅點(diǎn)的位置 進(jìn)行相應(yīng)的測(cè)量，以使仿真更接近于試驗(yàn)，并計(jì)算其垂直加速度。汽車座椅在車中的布 置如圖4.2所示：d2d3dl駛員座椅d 質(zhì)心me1丄d3- d2圖4.2汽車座椅布置圖圖4.2中dl表示y方向上質(zhì)心到座椅中心的距離；(12、d3表示x方向上質(zhì)心到前、 后座椅的距離。采樣三個(gè)位置的垂直加速度，分別是駕駛員座椅、副駕駛員座椅以及后 排左側(cè)座椅。根據(jù)公式，質(zhì)心在垂直

51、方向的加速度為車身俯仰角加速度為0,車 身側(cè)傾角加速度為b，則駕駛員座椅屮心的垂直加速度為： ” di = zb-0xd2+g)xd(4-15)副駕駛座椅中心的垂直加速度為： ci2 z/? _ ox d2 (4-16)后排左側(cè)座椅中心(取汽車行進(jìn)方向)的垂直加速度為： ”(4-17)cly = z/? +dg + d、41. 4汽車八自由度simulink仿真模型的建立結(jié)合b級(jí)路面模型和八自由度的整車模型，利用matlab/simulink軟件構(gòu)造合適 的仿真模型。根據(jù)本次實(shí)驗(yàn)條件，本次前輪與后輪采用獨(dú)立輸入，后輪的輸入為前輪根 據(jù)車速作相應(yīng)的延遲所得的結(jié)果。八自由度整車模型的輸出分別為車輛

52、在質(zhì)心處的加速 度n、車身的俯仰角加速度&和側(cè)傾角加速度n。再綜合己知數(shù)據(jù)得出試驗(yàn)中三個(gè)座 椅位置的垂直方向的加速度。仿真系統(tǒng)的simulink模型見圖4.3。1a 171i .1.圖4.3汽車平順性仿真系統(tǒng)simulink模型為了使構(gòu)建模型的簡(jiǎn)單易行，本課題在整個(gè)系統(tǒng)的仿真模型構(gòu)造時(shí)系統(tǒng)中嵌入另外 的一個(gè)或多個(gè)系統(tǒng)，也就是常說的子系統(tǒng)嵌套方法。本課題模型中子系統(tǒng)ksubsysteml) 以拉格朗日方程中各變量的一階導(dǎo)數(shù)為輸入量，完成一階變量的帶系數(shù)加減運(yùn)算，在子 系統(tǒng)1運(yùn)算結(jié)果的基礎(chǔ)上完成更復(fù)雜的四則運(yùn)算，得出拉格朗日方程中各變量帶系數(shù)的 二階表達(dá)式，然后在八自由度汽車模型中完成主要

53、變量二階導(dǎo)數(shù)的求解。八自由度汽車 模型及其內(nèi)部子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖4.4所示。圖4.4汽車八自由度模型子系統(tǒng)1結(jié)構(gòu)4.2整車平順性仿真4. 2. 1仿真參數(shù)選取仿真過程需要整車相關(guān)的一些參數(shù)，通過查閱資料我獲得了本文中的一些參數(shù)，包 括汽車質(zhì)心位置、軸距、輪距、座椅中心到汽車中軸的距離、座椅中心到汽車前后軸的 距離、整車空載質(zhì)量、滿載質(zhì)量等結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量參數(shù)，一些在運(yùn)動(dòng)過程中為變量的參 數(shù)如輪胎剛度、減振器阻尼系數(shù)等則根據(jù)需要進(jìn)行合理估算。本文實(shí)測(cè)的整車參數(shù)值具 體見表4.1、4.3,仿真參數(shù)值見表4.2,6117irl8o表4.1實(shí)車關(guān)鍵點(diǎn)和尺寸測(cè)量結(jié)果序號(hào)項(xiàng)目載荷狀況單位測(cè)試結(jié)果1前排r點(diǎn)坐標(biāo)空載mm1238.824 廠333.257, 84.0352后排r點(diǎn)坐標(biāo)空載mm2024.858 ,-557.583,38.2405汽車最前端點(diǎn)（位于保險(xiǎn)杠上）坐標(biāo)空載mm-722.992,0.623,242.1806汽車最后端點(diǎn)坐標(biāo)空載mm3086.332 , -2.658,57.25019車頭長(zhǎng)空載mm607.07220質(zhì)心位置空載mm945.200,30.654,271.380表4. 2仿真系統(tǒng)參數(shù)表車身質(zhì)量nib1483kg車身質(zhì)心至