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虚拟样机技术及其在商用车操稳性能分析中的应用


轻型汽车技术

2010 (1/2)总 245/246

技术纵横



虚拟样机技术及其在商用车操稳性能分析中的应用
张守元 沈 磊 伏小龙 郁 强
(上汽商用车技术中心车身开发部) 摘 要 随着市场竞争日益激烈, 数字化虚拟样机技术在汽车产品研发中得到越来越广泛的 并针对公司

内某款新开发商 应用。文章详细探讨了 Adams/car 软件整车仿真控制策略, 用车在 Adamas/car 中建立其刚弹耦合多体动力学整车模型,全面分析了该车开环及闭 环控制下的操纵稳定性能并给出改进意见, 为该车性能进一步提高提供指导。 关键词: 虚拟样机 商用车 操纵稳定性

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引 言

析,全面预测了该车的操稳性能并提出了改进意 见。

虚 拟 样 机 VP (Virtual Prototype) 技 术 是 在 CAD/CAM/CAE 技 术 及 多 体 系 统 MBS (Multi-body System) 动力学基础上发展起来的系统级的产品建 模、 仿真与分析技术。CAD/CAM/CAE 技术的重点是 针对零部件的优化设计,但零部件的最优并不代表 产品性能的最优。虚拟样机技术则是对整个产品性 能进行分析和优化设计, 是基于系统的优化设计, 能 [1] 够通过虚拟试验精确、 快速地预测产品整体性能 。 随着中国汽车工业的迅猛发展和汽车的迅速普 及, 人们对汽车的要求也越来越高。 汽车操纵稳定性 不仅影响到汽车驾驶的操纵方便程度,更是影响汽 车主动安全性的重要性能之一,是决定高速汽车安 全行驶的一个重要性能。采用虚拟样机技术对开发 初期的汽车产品进行整车操稳性能分析与改进, 可 以大幅度减少物理样机数量和试验次数, 满足市场 竞争情况下开发周期不断缩短的要求, 可以在最短 时间内设计制造出高质量的产品并且节约设计成 本[2]。本文详细探讨了虚拟样机仿真软件 Adams/car 整车控制策略,针对公司内某款自主研发的商用车 新车型, 利用 Adams/car 建立其数字样机仿真模型, 将难以模拟的钢板弹簧采用有限元方法处理成柔性 体, 最后建立整车刚弹耦合多体动力学模型, 通过驾 驶员控制模块对其进行整车操纵稳定性能仿真分

2 虚拟样机模型建立
2.1 Adams/car 及其整车控制策略 Adams/car 是 MDI 公司与 Audi、 BMW、 Volvo 等 公司合作开发的整车多体动力学设计软件, 与其它 动力学分析软件如 LMS/DADS、 RecurDyn 等相比, 其包含的整车动力学模块可以方便的对建立的虚 拟样机进行人 - 车 - 路闭环控制仿真, 并输出标志 操纵稳定性、 制动性、 乘坐舒适性和安全性的特征 参数。 在整车仿真过程中, Adams/car 通过内含的驾驶 员控制模块模拟驾驶员的操作 (如: 转向、 加速、 换 档等)对车辆进行控制, 使车辆以指定的速度或加

图1

整车简化单轨控制模型



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速度在 2D 或 3D 路面沿指定路线行驶。 该模块将整 车简化为二轮单轨模型通过前馈和反馈控制器控制 如图 1: 该简化模型假设前后轮胎作纯滚 车辆行驶。 动,没有考虑各种运动学及弹性转向效应并且认为 左右车轮转向角相同, 轮胎侧偏力作用方向一致[3]。 前馈控制器通过函数(1)控制车辆侧向运动: x=VX cosθ-VY sinθ y=VX sinθ-VY cosθ (1)

闭环控制, 驾驶员模块通过反馈控制器在行驶车辆 当前位置和既定路线上某点建立一条光滑过渡曲 线, 如图 2。

其中 x, y 是整车质心在总体坐标系下的位置坐 标, X, Y 是质心在车辆固定坐标下的速度, 是车 V V θ 辆行驶方向角。可见简化的单轨模型只需控制一个 车轮的转角就可使车辆沿既定轨迹行驶。前馈控制 器通过改变施加在车轮的力矩控制车辆纵向运动, 车轮力矩控制函数为: Tw=Tinertial+Taero_drag (2) 2 鄣V =m· ref· eq+ 1 ρACDAVrefReq R e 2 鄣t 式中 me —整车质量 —— Vref—目标车速 —— Req—— —车轮平均滚动半径 ρA—— —空气密度 CD —空气阻力系数 —— A—— —迎风面积 可以看出,以上车辆纵向运动控制策略只考虑 了车辆行驶的加速阻力和空气阻力,并没有考虑车 轮的滚动阻力和爬坡工况下的坡度阻力。Adams/car 对于车辆行驶的档位控制是基于发动机转速,挡位 控制策略为: 疑 +1 (g<gmax) 疑 (ωe>ωmax)疑 疑 g=g+疑 (3) 疑 疑 (ωe<ωmin)疑 -1 (g>1) 疑 其中 g 为当前挡位, min 是降档前最小发动机 ω 转速, max是升档前最大发动机转速,max 最高档位, ω g 车辆运行时驾驶员模块不会将挡位挂为空档。 在仿真过程中虽然采用前馈控制器使车辆沿既 定轨迹行驶,但是由于简化模型和仿真车辆间的差 异以及路面粗糙度、 空气扰动等外部因素的影响, 仿 真车辆可能会偏离目标运动轨迹,因此有必要实时 监控并调整仿真车辆的瞬态位置和行驶方向,确保 车辆按照既定路线行驶。为了对车辆进行侧向运动

图 2 侧向运动闭环反馈控制

驾驶员模块随后将操纵偏离车辆沿过渡曲线 返回既定路线行驶。为了对车辆进行更实际更稳健 的控制, 当车辆接近目标路线时, 将激活另外一个 侧向位移控制器以控制稳态的侧向位移误差, 控制 函数为 δLDC=KLDC ·

乙f




LDC

· 0dt L

(4)

其中 fLDC 表示是否激活侧向位移控制器, 1当 |L0|≤L0crit fLDC= 0当 |L0|>L0crit , KLDC是控制器参数。为了



实现车辆纵向运动闭环控制,驾驶员模块使用 PID 控制器对车辆进行纵向速度补偿,控制函数 为 [4]: 鄣Ve (5) 鄣t 其中 Ve=Vref(s)-Vactual, 表示车辆目标速度与实际 速度差值, w 为改进 PID 控制稳定性的参数, α 当发 TWFB=KPwVe+KIw
t0 e w Dw

乙(V·a )dt+K



动机扭矩达到最大时, w=0, α 其他情况下 αw=1。 2.2 整车多体动力学建模 Adams/car 是对整车及悬架等系统进行多体动 力学分析的专有模块, 具有强大的建模功能和运动 学、 动力学方程的自动组建和求解能力。将本次分 析的整车模型分为九个子系统分别建模, 为了建模 准确, 将各刚体零部件直接从整车三维 CATIA 装配 文件中以实体 PARASOLID 格式导入到 Adams/car 中并赋以材料属性, 由软件自动得到各零部件的质 量参数。 建模中所用的 bushing、 bumpstop、 damper 等 弹性阻尼元件参数由试验部门提供。 2.2.1 前、 后悬架子系统 本车前悬架为上、 下臂不等长的双横臂独立悬 架,悬架中扭杆弹簧角刚度采用 Joint force 进行模

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拟, 将横向稳定杆从中间分为两段, 中间用旋转副联 接并施加 Joint force 模拟其角刚度, 把转向横拉杆分 为两段, 中间用滑移副联接, 并分别施加 Adjustable force 来调整车轮前束和车轮外倾角。扭杆弹簧后端 通过垂直副与车身联接以消除模型中的冗余约束, 转向系统采用齿轮齿条式转向器,齿轮与齿条通过 耦合副连接, 传动比为 0.138, 转向杆柱与转向中间 杆间的锥齿轮啮合也通过耦合副模拟。前悬架总成 模型由转向系统、 稳定杆总成和前悬架三部分组成, 如图 3。 该模型共有三个自由度, 分别为左右车轮的 上下跳动和方向盘的转动, 无冗余约束[5]。

图 4 钢板弹簧柔性体模型及其静态刚度曲线

FTire 等 9 种轮胎模型, 由于操稳性分析主要是在水 平路面, 本次仿真选择输入参数较少的 FIALA 轮胎 模型,其特性文件需要 10 个参数, FIALA 轮胎是 FIALA 在 1954 年由简化的轮胎理论模型推导出的 无量纲解析式的一种轮胎模型, 对于操稳性分析可 以得到比较准确的结果。 2.2.3 动力总成模型 动力总成模型包括发动机、 离合器、 变速箱和 差速器等部件, 结构复杂, 为了在仿真过程中允许 更大的积分时间步长,模型由一组微分方程组代 替, 其输出的功率和扭矩由发动机外特性曲线及节 气门部分开启时的速度特性曲线决定。发动机悬置 位置及其属性文件由设计部门提供。 2.2.4 制动系模型 采用简单的钳盘式结构建立制动系模型, 通过 在制动钳和制动盘间施加 SFORCE 对车轮施加制 动力, 单轮制动力矩由下式决定[6]: T=2×A×P×μ×Re×STEP (6) 其中 A 为制动缸活塞面积, 为制动压力, P 由 制动踏板力和制动力分配系数决定, 为制动效 μ 能, e 为有效制动半径, R STEP 函数通过监测车轮和 转向节间的角速度防止车轮倒转。 2.2.5 车身模型 拟分析车辆为非承载式车身, 车身模型由车架 和车身两个刚体组成, 车架和车身间通过十个悬置 联接, 车身质量属性由设计部门提供。根据实车迎

图 3 前、 后悬架多体动力学模型

本车后悬架为钢板弹簧非独立悬架,钢板弹簧 为单片簧, 在工作变形区域内, 其刚度曲线近似为线 性。 采用单元长度为 5mm 的六面体对钢板弹簧进行 网格划分, 建立其有限元模型, 使用 MSC.Nastran 对 其进行刚度分析, 并调整单元材料参数, 使有限元模 型刚度与试验测试刚度吻合如图 4,钢板弹簧刚度 294.5N/mm。 钢 板 弹 簧 前 端 通 过 interface part 和 Revolute 副与车架连接, 后端通过吊耳支撑, 吊耳与 车架间用 Revolute 副连接。 2.2.2 轮胎模型 轮胎的力学特性对汽车的操纵稳定性起着非常 重要的作用, Adams/car 中提供 PAC89、 FIALA、 UA、

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风面积和风压中心位置等数据考虑整车行驶时空气 阻力的影响。 最后通过建立 communicator 将各个子系统模型 与驾驶员控制模型进行装配, 得到的整车模型如图 5。

车速提高后, 后轮 前、 可以忽略, 转向半径 R0= L , δ 则 由于 存有侧偏角, 若(α 1 -α 2)为正值, R>R0, (α 1 -α 2)将随侧向加速度的提高而加大, 转向半 径 R 将逐渐加大,汽车即表现出不足转向特性; 反 之, 汽车转向效果逐渐加强, 汽车表现出过多转向 特性。 本次仿真汽车运行轨迹如图 6, 可见该车具有 不足转向特性。

图5

整车虚拟样机模型

3

操纵稳定性仿真分析
图6 稳态转向仿真汽车运行轨迹

3.1 开路系统仿真分析 在人 - 汽车开路系统中, 假定驾驶者的任务只 是机械地急速转动转向盘至某一转角并维持此角度 不变, 不允许驾驶者起任何反馈作用, 汽车响应则完 全取决于汽车的结构与参数,是汽车本身的固有特 性。 开路系统试验可以给出 “汽车性能” “汽车结 与 构” 之间的联系, 从而可以得到改变汽车结构及结 构参数以提高性能的具体途径。 3.1.1 稳态转向特性试验 稳态转向试验用于评价汽车的稳态响应特性, 国标中有两种试验方法,本次仿真采用固定转向盘 转角, 连续加速的试验方法。在水平路面, 操纵汽车 以最低稳定速度开始行驶,固定方向盘转角为 196°使其沿半径为 20 米的圆周行驶,缓缓连续而 均匀地加速(纵向加速度不超过 0.25m/s2), 直至汽车 2 的侧向加速度达到 6.5m/s (或受发动机功率限制而 所能达到的最大侧向加速度、或汽车出现不稳定状 态)为止。 编写驾驶员控制文件(.dcf)和驾驶员控制数 据文件(.dcd), 控制汽车按以上要求行驶。常采用以 下参数来描述和评价汽车的稳态响应特性[7]: 1) 前、 后轮侧偏角绝对值之差 (α1-α2) 若把前轮转角 δ 作为输入,转向半径 R 作为 输出, 则有: R= L δ- (α1-α2) (7)

图7

α1-α2随侧向加速度变化曲线

图8

转向半径比随侧向加速度变化曲线

(α1-α2)与汽车稳定性因数 K 的关系为: K= 1 (α1-α2) αyL (7)

其中 αy为侧向加速度, 是轴距, (α1-α2) L 当 K=0, >0 时, K>0, 为不足转向; 当(α 1 -α 2)=0 时, 为中性转向; (α1-α2)<0 时, 当 K<0, 为过多转向。 (α1-α2)与 αy成线性关系, 其斜率为 LK, 本 可以 次仿真的 (α1-α2)与侧向加速度曲线如图 7, 看出,当侧向加速度小于 0.3 ̄0.4g 时, 1-α2与侧 α 向加速度成线性关系, 斜率为 1.19, 侧向加速度大

在一定的车轮转角 δ 下, 若车速极低, 侧偏角

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于 0.3 ̄0.4g 时, 1-α2与侧向加速度不再存在线性 α 关系, 曲线斜率迅速增大, 这是因为轮胎侧偏特性已 进入明显非线性区域, 汽车在大侧向加速度下, 稳态 响应特性发生显著变化。 2) 转向半径的比 R/R0 R/R0 与稳定性因素 K 的关系为: R 1+Ku2 R0

摆角速度频率响应来表征汽车的动态特性。通过直 接给方向盘正弦角位移输入来测量汽车的频率特 性较困难, 实际中常用方向盘角脉冲位移输入试验 来确定汽车的频响特性, 方向盘角脉冲输入试验在 平坦的场地上进行。试验车速为最高车速的 70 %, 并且圆整为 80、 或 120 km/ h[8]。 100 其最大转角应使 汽车的侧向加速度达到 0.2~0.3g。 本次仿真中取车 速为 80 和 100km/ h,给方向盘以 45°的角脉冲输 入, 脉冲宽度取为 0.35 秒。仿真结果如图 10:

(8)

其中 u 为车速。可见 K>0 时, 0>1, R/R 汽车为不 足转向, 且由上式可知, 转向半径将随车速增加而增 大, 反之, 汽车有过多转向特性。R/R0 与侧向加速度 曲线如图 8,同样可以看出,当侧向加速度大于 0.3 ̄0.4g 时, 曲线不再成线性关系, 不足转向有加强 的趋势。 3.1.2 转向盘角阶跃输入试验 为评价汽车瞬态响应品质的好坏,通常给汽车 前轮一个角阶跃输入,观察过渡过程中汽车的横摆 角速度响应。首先使汽车以恒定速度在水平路面直 线行驶, 然后给方向盘以 36°的角阶跃输入, 持续 时间为 0.15 秒,汽车分别以 70、 90、 80、 100km/h 的 速度行驶时, 横摆角速度瞬态响应曲线如图 9。

幅频特性曲线

相频特性曲线

图 10 不同车速下横摆角速度频响特性

从幅频相频特性曲线中可以看出车速提高时 共振频率处幅值增大, 但相位角基本不变。该车共 振峰频率 0.39Hz, 共振频率较低, 0.1Hz 时相位滞后
图 9 不同车速下横摆角速度瞬态响应曲线

由上图可知, 随着车速的提高, 反应时间越来越 小, 响应峰值却逐渐增大, 稳态增益略有提高后又逐 渐下降, 当车速为 80km/h 时, 横摆角速度稳态值达 到最大 8.18 deg/s,由于该车具有不足转向特性, 横 摆角速度稳态增益达到最大时的车速即为该车特征 车速。 汽车以 100km/h 的速度行驶时, 角阶跃转向输 入后横摆角速度第一次达到稳定值的反应时间为 1.08 秒, 达到稳态时的横摆角速度 7.28deg/s, 横摆角 速度达到第一峰值的时间是 0.66 秒, 最大横摆角速 度 8.89deg/s, 超调量为 123%, 与市场上同类车型相 比, 该车瞬态响应特性尚存在一定差距。 3.1.3 转向盘角脉冲输入试验 在汽车操纵稳定性分析中,常以前轮转角或转 向盘转角为输入,汽车横摆角速度为输出的汽车横

角 3.78°, 0.6Hz 时的相位滞后角 38.29°,与同类 车型相比, 该车动态响应特性较差。 3.2 人 - 汽车闭路系统仿真分析 操纵稳定性与驾驶者的操作特性紧密相关, 因 此,操纵稳定性的研究不能忽略驾驶者的反馈作 用。汽车行驶中, 驾驶者根据需要操纵转向盘使汽 车做一定的转向运动,并实时修正对转向盘的操 纵, 使汽车沿一定的路线行驶, 所以人 - 汽车系统 是一个统一整体的闭路系统。 3.2.1 转向轻便性仿真 为了评价汽车低速行驶转向轻便性, 操纵转向 盘使汽车沿双纽线行驶, 双纽线顶点处的曲率半径 由汽车最小转弯半径决定。根据本次仿真车的最小 转弯半径 3532mm,得出此次仿真的双纽线轨迹的 极坐标方程为:

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技术纵横 式中

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(2φ)(单位: mm) (9) l=11655.6 姨cos 编写驾驶员控制文件(.dcf)和驾驶员控制数据文 件(.dcd), 操纵汽车沿双纽线中点 "0" 处的切线方向 开始以 10km/h 的稳定车速沿双纽线路径行驶, 同时 记录汽车转向盘力矩、 转向盘转角等数据。 汽车行驶 的轨迹如图 11。

Fs60—转向盘平均作用力的上限值 50N —— Fs100—转向盘平均作用力的下限值 15N —— Fs—转向盘平均作用力的仿真值 —— 转向盘最大操作力 Fm 的评价计分为: 40 · -F )=83.22 (Fm60 m (11) NFm=60+ Fm60-Fm100 式中 Fm60—转向盘最大作用力的上限值 80N —— Fm10—转向盘最大作用力的下限值 30N —— Fm —转向盘最大作用力的仿真值 —— 转向轻便性试验的综合评价记分为: N +ηF NFm · =83.31 (12) NQ= Fs 1+ηF 式中 ηF—0.6+0.08Ga —— Ga —汽车最大总质量。 —— 3.2.2 ISO 双移线试验仿真 双移线试验是综合测定人 - 车操纵性的闭环 试验, 它起源于本世纪 60 年代, 在欧洲人们驱车追 赶麋鹿时, 麋鹿喜欢换道奔跑, 而追赶的汽车常常 在第二个转弯处发生侧翻, 于是原联邦德国汽车委 员会提出双移线试验用于评价汽车的抗侧倾能力 及其追随性能。双移线道路设置 (图 14) 按照 ISO/3888 标准[10]。

图 11 转向轻便性仿真汽车行驶轨迹

图 12 方向盘转角随时间变化曲线

图 14 图 13 方向盘转矩 - 方向盘转角曲线

双移线道路设置

由仿真结果 (图 12- 图 13)中可以看出, 汽车 以 10km/h 的车速沿双纽线行驶时方向盘左转最大 转角 638.5°, 右转最大转角 663.1°, 方向盘最大作 用转矩 9584.56N.mm, 平均转矩 3185.27N.mm。转向 轻便性各项评价参数计算结果如表 1。
表1 转向轻便性仿真结果
转向盘 所做功 273.42J 转向盘平均 转向盘平均 摩擦力矩 6017.9N.mm 摩擦力 6017.9N

图 15 双移线仿真汽车行驶轨迹

转向盘最大 转向盘平均 作用力 50.98N 作用力 16.94N

(转向盘直径 376mm)

转向盘平均操作力 Fs 的评价计分为: NFs=60+ 40 · s60-Fs)=97.78 (10) (F Fs60-Fs100

图 16 侧倾角随时间变化曲线

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操纵以汽车初始速度为 100km/h, 五档行驶, 汽 车沿前进方向行驶 250 米后停止仿真,仿真时间由 汽车初始速度决定,仿真过程及结果如图 15- 图 17:

3 该车低速行驶时, 平均操舵力不大, 但在方 向盘大转角工况下, 操舵力迅速上升, 该车转向盘 力特性有待改进。 4 该车具有良好的抗侧翻和追随性能。 由于多体动力学模型在建立过程中进行了必 要的假设和简化, 各刚体部件之间采用理想副联接 并且大量使用橡胶衬套元件, 仿真分析结果与实际 会有一定误差, 但完全可以满足工程需要。本次仿 真输入参数由设计部门提供, 分析结果对汽车操纵 稳定性设计具有指导意义。随着世界经济的一体

图 17 横摆角速度随时间变化曲线

通过仿真结果可以得出,该车以 100km/h 的速 度可以平顺的通过双移线通道,通过双移线通道的 时间为 9 秒, 汽车最大响应均发生在第二个转弯处, 通 过 时 最 大 侧 倾 角 1.55° , 最 大 横 摆 角 速 度 14.27deg/s, 最大侧向加速度 0.6g, 可以看出仿真汽 车能以较高的稳定车速很好的按照设计轨迹行驶, 该车具有满意的追随性能和抗侧翻能力。

化, 市场竞争日趋激烈, 国内汽车企业应加快虚拟 样机仿真和相关试验数据库积累, 提高仿真分析在 新产品研发中的作用, 虚拟样机仿真取代试验将会 极大地缩短开发周期, 降低产品研发成本, 为企业 生存争得一席之地。 参考文献 1 陈立平, 张云清等. 机械系统动力学分析及 ADAMAS 应用教程 [M]. 清华大学出版社, 2006: 9 ̄11. 2 胡景煌, 汪文龙, 周梅.车辆操稳性的虚拟样 机 技 术 研 究 [J]. 合 肥 工 业 大 学 学 报 , 2007 (7): 817 ̄820. 3 MDI 公 司 . Adams/car Full Simulation Training Guide. Version 12, 56 ̄61. 4 Schiehlen, W.O Multibody system dynam- ics-Roots and perspective [J], Multibody System Dy- namics. 1997(1): 67 ̄82. 5 张守元, 沈磊. 基于 Adams 的某商务车前悬 架 K&C 性能分析与优化设计 [J]. 轻型汽车技术. 2009 (5/6): 4 ̄9. 6 MDI 公司. Adams/car User Manual. 1997(3): 76 ̄83. 7 余志生. 汽车理论[M]. 机械工业出版社, 2007: 147 ̄151. 8 汪文龙. 车辆操纵稳定性的虚拟仿真技术 研究[D]. 合肥工业大学, (5): 2006 43 ̄45. 9 李白娜. 汽车操纵稳定性的仿真分析研究 [D]. 华中科技大学, (5): 2006 35 ̄40. 10 Passenger Cars-test for a severe lane change manoeuvre-Part 1: Double lane change. ISO-2-2002. 11 岑少起, 潘筱, 秦东晨. ADAMS 在汽车操 纵稳定性仿真中的应用研究[J]. 郑州大学学报, 2006 (9): 55 ̄58. 12 李显生, 高延龄, 王云鹏. 提高商用车操纵 稳定性的研究[J].汽车工程, 2000(3): 197 ̄200.

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虚拟样机技术的不断发展,使汽车计算机仿真 模型能够更加精确地描述实际汽车, 其性能仿真结 果也越来越接近试验测试结果, “虚拟汽车” 建立 和 “虚拟试验场” 是汽车 CAE 工程的必然趋势 [11]。利 用数字化样机技术通过将设计—试验—改进设计— 再试验的设计理念转变为设计—仿真—试验,使设 计中的主要问题在设计初期得以解决 [12], 尤其在今 后考虑 ESP、 VSC 等动力学与控制集成问题时可与 Matlab 联合仿真,数字化样机技术必将发挥更大作 用。本文利用 Adamas/car 对公司内某一款新开发车 型进行多体动力学建模,对后悬架板簧采用有限元 方法建立其柔性体模型,组成刚弹耦合整车动力学 模型, 通过 Adamas/car 中整车分析与驾驶员控制模 块相结合,对建立的虚拟样机模型进行开路系统与 人 - 汽车闭路系统操纵稳定性仿真, 预测新研制车 辆的动力学性能, 得出以下结论: 1 该车具有不足转向稳态响应特性, 特征车速 80km/h, 并随着车速的提高, 不足转向有加强趋势。 2 瞬态响应分析时, 与同类车型相比, 该车反 应时间较长, 横摆角速度峰值响应偏大, 瞬态响应特 性有待改进。 横摆角速度频响分析中, 共振峰频率偏 低, 动态响应特性较差。


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