基于SIMULINK懸架系統(tǒng)動力學仿真分析

1、忒修理N上浮研究生課程論文答題本科目：汽車動力學授課教師：喬維高年級專業(yè)：學生姓名：學生學號：是否進修生？是口否基于SIMULINK懸架系統(tǒng)動力學仿真分析（武漢理工大學汽車工程學院）摘要：汽車行駛平順性的優(yōu)劣直接影響到乘員的乘坐舒適性，并影響車輛動力性和經(jīng)濟性的發(fā)揮，是車輛在市場競爭中爭奪優(yōu)勢的一項重要性能指標。因而如何最大限度地降低汽車在行駛過程中所產(chǎn)生的振動，成為汽車行業(yè)的研究重點。本文以某轎車為例，對其進行力學分析，建立四自由度半振動微分方程，以不同等級路面和不同車速下的隨機路面激勵譜作為輸入，利用Matlab/Simulink仿真軟件建立了動態(tài)模型，進行計算機仿真，并分析了動力學參數(shù)的

2、改變對汽車行駛平順性影響。關鍵詞：懸架系統(tǒng)；平順性；仿真SuspensionSystemdynamicsimulationanalysisBasedonSIMULINKAbstract:CarRidewilldirectlyaffectoccupantcomfortandaffectvehicledynamicsandeconomyoftheplay,isavehicletocompeteforadvantageinthemarketcompetitionisanimportantperformanceindicators.Sohowtominimizevibrationduringdrivi

3、ngcarsproduced,becamethefocusoftheautomotiveindustryresearch.Takingacar,forexample,itsmechanicsanalysis,fourandahalfdegreesoffreedomvibrationdifferentialequations,randomroadpavementanddifferentlevelsofexcitationspectraunderdifferentspeedastheinput,usingMatlab/Simulinksimulationsoftwaretoestablishady

4、namicmodelforcomputersimulationandanalysisofthechangingdynamicsoftheparametersaffectingthecarridecomfort.Keywords:SuspensionSystem;ridingcomfort;dynamicsimulation1汽車動力學振動模型的建立四自由度半車模型既能表征車身的質(zhì)心加速度和速度的變化，又能表征車身繞其質(zhì)心軸的俯仰角加速度和角速度的變化，結構也不太復雜，因此其仿真結果具有一定的代表性。四自由度半車模型的建立，必須作如下假設：整個系統(tǒng)為線性系統(tǒng)；前軸與前輪質(zhì)量之和為前簧下質(zhì)量；后軸

5、與后輪質(zhì)量之和為后簧下質(zhì)量；非懸掛分布質(zhì)量由集中質(zhì)量塊mf、mr代替，車輪的力學特性簡化為一個無質(zhì)量的彈簧，不計阻尼；汽車對稱于其縱軸線，且左、右車轍的不平度函數(shù)相等。車身振動的四自由度模型如圖1所示。車身質(zhì)量根據(jù)動力學等效的原則分為前軸上后軸上及質(zhì)心上的三個集中質(zhì)量m2f、m2r、m2c,三個質(zhì)量由無質(zhì)量的剛性桿連接。圖1四自由度汽車模型1.1 四自由度半車模型自由振動方程(1)采用Z2f、Z2r坐標系的自由振動方程以車身為研究對象，對前、后端取力矩平衡，得:(1)(2)m2fZ2fm2cZcb/LK2f(Z2f-Zif),C2f(z2f_z1f)=0DZrm2czea/LK2r億2r-乙J

6、C2r(Z2r-乙J=0式中：Z2f、Z2r、Zc、Z1f、Zr分別表示前、后軸上集中質(zhì)量、車身質(zhì)心、前、后軸非懸掛分布質(zhì)量的垂直振動位移；K2f、K2r分別為前、后軸懸架剛度；C2f、C2r是前、后懸架減振器阻尼系數(shù)；L、a、b為軸距及質(zhì)心至前、后軸的距離。以前、后非懸掛質(zhì)量為研究對象得:m1f4f*K2f(Z1f-Z2f)+C2f(Z1f-Z2f)+K1f(Z1f-qf)=0(3)mluZ；+K2r%-Z2r)+C2r(Zr一Z2r)+(傘打一q.)=0(4)式中：qf、qr為前、后輪路面不平度激勵。(2)采用Zc坐標系時的自由振動方程以車身為研究對象由垂直方向力的平衡和繞質(zhì)心的力矩平衡得

7、：>12這+K2f(Z2fZ1f)+C(Z2fZ；f)+K2r(Z2rZ1r)+C2r(Z2rZ1r)=0(5)m2p2/+bK2r(Z2r-Z1r)+bC2r億；一z)aK2f&f“)一aC2fB4)=0(6)1.2 狀態(tài)空間模型建立狀態(tài)方程和輸出方程，選取狀態(tài)向量為T一X-!x1,X2,X3,X4,X5,X6,X7,X8l-Zf,Z1r,Zc,',Zf,乙，Zc,<Jx-k,X2,X3,X4,X5,X6,X7,X81rZ1f,Z1r,Zc,Z1f,Z1r,Zc,輸入向量u=qf,qrT輸出向量y=»1，丫2，丫3，丫4，丫5,y6，y7，y8T=Z2f

8、，Z2r，Z2fZ1f，Z2r一乙，K1f(Z1f一qf)，K億竹一q.)，(z2raZ2fb)/L，(Z2r-Z2f)/L建立狀態(tài)方程和輸出方程X=AX+BuY=CX+Du(7)其中，A,B,C,D如下:0000i00000000i00000000i00000000iKif+K2f0K2faK2fC2f0C2faC2fA=mifmifmifmifmifmif0Kir+K2rK2rbK2r0C2rC2rbC2rmirmirmirmirmirmirK2fK2rK2f+K2raK2f-bK2rC2fC2rC2f+C2raC2fbC2rm2m2m2m2m2m2m2m2aK2fbK2raK2f-bK2

9、r2/2,aK2f+bK2raC2fbC2raC2fbC2r22aC2f+bC2rIIIIIIII000K1fmif0000D=一Kif00000Kirmir000-Kir00.00jC2f*C2fC2rabC2rC2f+C2ra2C2f_abC2raC2fbC2r°a3C2f+ab2C2rm2Im2Im2Im2IC2fabC2f一.2一C2r十bC2rC2f*C2r上abC2f-/C2raC2f一bC2r2_3.,abC2f+bC2rm2Im2Im2Im2I0000000000000000C2fC2rC2f+C2raC2fbC2rm2m2m2m2aC2fbC2raC2f-bC2ra

10、2C2_2f+bC2rIIIIK2fJ2K2fK2rabK2rm2Im2IK2fabK2fK2r一b2K2rm2C=I-10Kif0K2fm2aK2fm2I0-10K1rK2rm2bK2rIIK2fK2ra2K2f-abK2raK2f-bK2ra3K2fab2K2rm2Im2IK2fK2r2abK2f-b2K2raK2f-bK2r23a2bK2fb3K2rm2Im2I1_a1b0000K2f'K2raK2f-bK2rm2m2aK2f-bK2ra2K22f-bK2rII1.3 SIMULINK仿真模型建立其SIMULINK仿真模型如圖2所示車輛懸架系統(tǒng)的性能用車身加速度、懸架動行程和輪胎

11、動載荷3個基本參數(shù)進行定量評價，其中懸架動行程定義為車輪與車身的位移之差，輪胎動載荷定義為相對于初平衡位置的輪胎載荷變化。在白噪聲路面輸入下，建立懸架系統(tǒng)動力學微分方程。最后通過MATLAB/SIMULINKS行仿真分析，SIMULINK模型如圖2所示。圖2四自由度汽車SIMULIN仿真模型2路面模型的建立本文采用比較容易實現(xiàn)的濾波白噪聲作為路面輸入模型，根據(jù)濾波白噪聲的數(shù)學模型，建立其Simulink仿真模型，如圖3所示。圖3路面激勵的時域模型對于多自由度的整車模型，有兩個輸入，后輪輸入按一定的時間滯后與前輪輸入相同。利用濾波白噪聲法生成的隨機路面與規(guī)定一致，證明所采用的方法正確，生成的信號

12、合理，可以作為平順性振動分析的輸入激勵。3仿真結果分析SIMULINK模型運行后得到的仿真結果如圖4所示:60-51-一。wrEHLVihicliSir-.r)risnnMncilCiTugtimi君0z7000lC650060001111II1-reactionforceatfrontwheels1II11y一111-iiiiiiiiikroadheight-1111U111151O5Q-51II111111一momentduetovehicleaeeel/decel11IliiIhi012345678910timeinseconds100500圖4四自由度懸架系統(tǒng)仿真結果3.1 懸架阻尼系

13、數(shù)C的影響保持其他條件不變，改變前懸架阻尼系數(shù)C2f,仿真結果如圖4所示。由于懸掛（車身）質(zhì)量部分固有頻率為12Hz,因此重點考慮低頻段。由圖可知，在12Hz附近，隨著阻尼的增大，車身質(zhì)心垂直位移將減小，俯仰角位移變化不大。從結構來看，適當增加前懸掛系統(tǒng)的阻尼可以提高汽車的平順性。其他條件不變，改變后懸架阻尼系數(shù)C2r,仿真結果如圖4所示。由下圖可以看出，增大后懸架的阻尼系數(shù)，在12Hz范圍內(nèi)，車身質(zhì)心垂直位移有波動變化，當在2Hz左右及23Hz范圍內(nèi)，車身質(zhì)心垂直位移振幅將大幅增大，而俯仰角位移也將趨于穩(wěn)定，表明阻尼系數(shù)減小可以有效的抑制車架的垂直振動的振幅。綜上所述，適當減小后懸掛系統(tǒng)的阻

14、尼可以提高汽車的平順性。3.2 懸架剛度系數(shù)K的影響由仿真結果分析，增大前懸架的剛度系數(shù)，在12Hz范圍內(nèi)，車身質(zhì)心垂直位移變化不大，而俯仰角位移幅值有所增大，在23Hz范圍內(nèi)，車身質(zhì)心垂直位移和俯仰角位移都大幅增大。故在設計前減震器時可以適當減小其剛度。所以在設計前懸架時，可以將其設計的剛度適當減小些。增加后懸架的剛度系數(shù)，在12Hz范圍內(nèi)，車身質(zhì)心垂直位移略有增大，俯仰角位移大幅減小。但是基于行駛的安全性和操縱的穩(wěn)定性以及前面所述減小其阻尼而言，適當增加后懸掛的剛度是很有必要的。3.3 輪胎剛度系數(shù)K1的影響改變前輪的剛度系數(shù)，仿真結果如圖4所示。仿真曲線表明：輪胎剛度系數(shù)變化對車身質(zhì)心垂

15、直位移和俯仰角位移影響很小，前輪剛度的減小會引起車架垂直位移略有增大，俯仰角位移略有減小，但是輪胎的動載荷會相對減小，因此在給前輪充氣時，不宜將前輪胎加氣過足。其他參數(shù)不變的情況下，改變后輪的剛度系數(shù)，結果如圖4所示。仿真曲線表明：在12Hz范圍內(nèi)，當Kir增加，質(zhì)心垂直加速度幅值變化不大，俯仰角加速度幅值略有下降，有助于改善其振動特性。綜上所述，為改善駕駛員垂直振動和車架俯仰振動，可以適當增大Kir4結論本文建立了汽車動力學四自由度動力學振動模型，以隨機路面激勵譜作為輸入，建立了仿真模型，并分析了動力學參數(shù)對汽車平順性的影響，得到如下結論：1）適當增加前懸掛系統(tǒng)的阻尼和適當減小后懸掛系統(tǒng)的阻尼可以提高汽車的平順性；2）在設計前懸架時，可以將其設計的剛度適當減小些。適當增加后懸掛的剛度，