CN116484502A - 一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法 - Google Patents
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Abstract
本发明公开了一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，所述方法包括步骤S1：建立基于重型车辆互连悬架系统的重型车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型；步骤S2：在车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型的基础上，建立路面输入模型；通过本方法建立了面向互连油气悬架结构的车辆机液耦合仿真平台，在使用时，利用该平台能够有效的对互连油气悬架组的动力学特性进行分析，为重型车辆平顺性分析和半主动控制研究奠定了基础，具有平顺性好、正确性高的特点。
Description
技术领域
本发明涉及车辆动力学技术领域，具体涉及一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法。
背景技术
油气悬架，即油气弹簧悬架，是一种采用油气弹簧的悬架装置，该结构具有很好的非线性刚度、单位储能比大、车身高度调节自由和可以刚性锁闭等优点，根据单缸蓄能器形式不同，主要包括成单气室、双气室、两级气压式；按车桥各悬架缸是否相连可分为独立式和连通式；在吨位较大的重型车辆上，由于大吨位的减振需求高，因此主要使用互连油气悬架结构；
作为一种油气弹簧减振机构，在使用前和使用时需对互连油气悬架组的动力学特性进行分析，以确认其是否满足车辆的整体平顺性需求以及路面输入是否满足国家标准，保证车辆的使用安全性；而在现有技术中，对于互连油气悬架结构的重型车辆机液耦合分析仅在与探索阶段，目前并未形成成形且具有完整理论的仿真平台来对悬架系统对整车振动特性的影响进行分析，因而导致对于重型车辆平顺性分析和半主动控制研究一直处于摸索研究的阶段，并未有实质性的进展；
因此，亟需设计一种面向互连油气悬架结构的重型车辆机液耦合仿真平台，以解决上述现有技术存在的问题。
发明内容
针对上述存在的问题，本发明旨在提供一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，通过本方法建立了面向互连油气悬架结构的车辆机液耦合仿真平台，在使用时，利用该平台能够有效的对互连油气悬架组的动力学特性进行分析，为重型车辆平顺性分析和半主动控制研究奠定了基础，具有平顺性好、正确性高的特点。
为了实现上述目的，本发明所采用的技术方案如下：
一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，包括
步骤S1：建立基于重型车辆互连悬架系统的重型车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型；
步骤S2：在车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型的基础上，建立路面输入模型
步骤S2.1：建立随机路面输入模型；
步骤S2.2：建立凸块脉冲输入模型。
优选的，步骤S1所述的建立重型车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型的建立过程包括
步骤S1.1：建立安装互连油气悬架系统的整车11自由度动力学模型，并以坐标原点选取在各自由度平衡位置，建立整车运动微分方程为：
式中，mb是车身质量、mti是簧下质量；Ir是车身侧倾转动惯量、Ip是车身俯仰转动惯量；a1、a2、b2、b1分别为车身质心到一、二、三、四轴的距离；B为左右悬架安装距；kt为轮胎刚度；qi为路面输入；Fi是各悬架输出力；输出力Fi为
Fi＝PaiA1-PbiA2-Ffi (5)；
步骤S1.2：定义车身质量矩阵为簧下质量矩阵车身自由度矩阵为/>簧下自由度矩阵为Zt＝[zt1... zt8]T；
通过式(1)～(4)得到车身和簧下质量动力学方程矩阵表达式为：
在式中，油缸无杆腔和有杆腔压力矩阵分别为Pa＝[Pa1 … Pa8]T、Pb＝[Pb1 … Pb8]T；悬架油缸摩擦力为Ff＝[Ff1 … Ff8]T；路面输入为Q＝[q1 … q8]T；悬架无杆腔和有杆腔面积分别为 轮胎垂向刚度为
步骤S1.3：令油气悬架相对位移Z＝[z1 ... z8]T，得到：
Z＝HTZb-Zt (8)
由互连悬架系统液压系统模型可知，悬架油缸无杆腔和无杆腔压力Pa、Pb和摩擦力Ff均是油气悬架相对位移Z的函数，抽象表达为
根据互连悬架液压系统模型，联立式(6)～(9)，即可得到整车11自由度机械液压耦合动力学模型。
优选的，步骤S2.1所述的建立随机路面输入模型的过程包括：
步骤S2.11：首先利用滤波白噪声法建立单轮随机路面输入时域模型；
步骤S2.12：而后考虑左右轮迹相干性，建立左右轮迹输入模型；
步骤S2.13：最后考虑前后轮迹迟滞性关系，建立前后轮迹输入模型。
优选的，步骤S2.11所述的单轮随机路面输入时域模型的建立过程包括
(1)路面功率谱密度Gq(n)为：
式中，n是空间频率，路面谱波长λ的倒数；n0为参考空间频率，n0＝0.1m-1；Gq(n0)是参考空间频率n0下的路面功率谱密度；
(2)设时间频率为f，f＝un，则空间频率谱密度Gq(n)与时间频率谱密度Gq(f)的关系为
(3)根据路面功率谱密度，路面不平度可分为8级，由滤波白噪声法可知，单轮路面不平度输入q(t)是单位白噪声w(t)的一阶线性系统响应：
Gq(ω)＝|H(jω)|2Gw(ω) (13)
式中，Gq(ω)是路面位移输入下的功率谱密度；Gw(ω)＝Gw(f)/2π，为白噪声功率谱密度，Gw(f)＝1m2/Hz；|H(jω)|为频响函数的模；
(4)考虑路面谱在低频范围内近似水平，在随机路面输入模型中引入下截止频率f0，则，
得到频响函数：
式中，ω为圆频率，ω＝2πun；ω0＝2πun00，n00为路面空间截止频率；
(5)将式(15)转换成微分方程，得到单轮路面激励q11(t)的时域模型
优选的，步骤S2.12所述的左右轮迹输入模型的建立过程包括
(1)同一道路左右轮轨迹功率谱密度相同，但左右轮轨迹随机过程存在互谱，即存在相干性；左右轮迹的相干函数cohxy(ω)的定义如：
式中，Gx(ω)、Gy(ω)、Gxy(ω)分别为左、右轮自功率谱密度和左右轮互功率谱密度；
(2)基于根据实际测量结果拟合的相干函数参数化模型，得到相干函数cohxy(ω)表达式为
式(18)中，σ为拟合参数，
(3)左右轮迹的互功率谱密度等于左轮轮迹的自功率谱密度与频响函数的乘积：
Gxy(ω)＝H(ω)Gxx(ω) (19)
由式(13)、(15)得到频响函数与相干函数的关系为
|H(ω)|＝cohxy(ω) (20)
(4)设左右输入Wx(ω)、Wy(ω)的传递函数为：
设左轮和右轮白噪声输入分别为Wx(ω)、Wy(ω)，
Wy(ω)＝H(ω)Wx(ω) (3.22)
则|H(ω)|＝|Gxy(jω)|
(5)利用2阶频率响应函数近似H(ω)：
近似的H(ω)中的系数通过优化算法求得，优化目标为
约束条件为
式中，ε为较小的正数；
(6)引入中间变量ξ(t)，将式(18)转换成状态空间形式：
式中， 得到wy(t)，可通过式(12)，得到右轮的时域模型。
优选的，步骤S2.13所述的前后轮迹输入模型的建立过程包括
(1)设车辆等速直线行驶，同一轮迹后轮路面激励滞后前轮激励一段时间，以第二轴为例，得到：
τ1＝L12/u (27)
左侧前后轮激励关系为：
q21(t)＝q11(t-τ1) (28)
(2)采用二阶pade近似算法得到q21(t)和q11(t)的传递函数关系式：
将式(25)转换为状态方程的形式：
式中，
可得二轴右侧路面激励：
同理，可得三轴和四轴的随机路面输入表达式为：
式中， C13＝C14＝C12，/>
优选的，步骤S2.2所述的凸块脉冲输入模型的建立过程包括采用三角凸块作为路面脉冲激励，得到
凸块脉冲激励表达式为：
式(36)中，u是车辆驶过凸块时的速度，t0是车辆驶过凸块的初始时刻。
一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合仿真平台，包括车辆机械液压耦合动力学模型和路面输入模型
所述车辆机械液压耦合动力学模型为整车11自由度机械液压耦合动力学模型；
所述路面输入模型包括随机路面输入模型和凸块脉冲输入模型，所述随机路面输入模型包括单轮随机路面输入时域模型、左右轮迹输入模型和前后轮迹输入模型。
本发明的有益效果是：本发明公开了一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，与现有技术相比，本发明的改进之处在于：
1.本发明提出了面向一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，本方法通过建立重型车辆11自由度机械液压耦合动力学模型和路面输入模型的方法设计了一种能够准确反映互连油气悬架结构的车辆机液耦合情况的仿真平台，经验证，该平台行驶平顺性好和正确性高的，能转却反映互连油气悬架组的动力学特性进行分析，有效提高了互连油气悬架结构使用时的行驶平顺性和安全性；
2.本发明设计了重型车辆互连油气悬架系统机液耦合仿真平台，包括车辆机械液压耦合动力学模型和路面输入模型，在车辆机械液压耦合动力学模型中，在反映整车系统的实际特性前提下，对系统进行了简化，作出合理假设，有效降低模型的复杂度；路面输入模型确保了路面输入满足国家标准，同时考虑路面输入的多样性，确保能在不同路况下分析车辆的平顺性；为重型车辆平顺性分析和半主动控制研究奠定了基础，具有平顺性好、正确性高的优点。
附图说明
图1为本发明整车11自由度动力学模型图。
图2为本发明轮胎静态加载试验图。
图3为本发明轮胎静态加载试验-拟合曲线图。
图4为本发明四轴车辆示意图。
图5为本发明路面不平度分级图。
图6为本发明四轴车辆D级路面时域输入曲线图。
图7为本发明右侧路面输入功率谱密度对比图。
图8为本发明三角凸块的结构图。
图9为本发明凸块脉冲输入曲线图。
图10为本发明实施例2动力学模型关系图。
图11为本发明实施例2车身质心垂向加速度时域响应曲线图。
图12为本发明实施例2车身侧倾加速度时域响应曲线图。
图13为本发明实施例2车身俯仰加速度时域响应曲线图。
图14为本发明实施例2凸块激励下车身垂向加速度时域响应曲线图。
图15为本发明实施例2平顺性道路试验测试系统图。
图16为本发明实施例2各加速度传感器的安装图。
图17为本发明实施例2DEWE 43数据采集装置图。
图18为本发明实施例2数据采集软件界面图。
图19为本发明实施例2平顺性道路试验现场图。
图20为本发明实施例2三角凸块实物图图。
图21为本发明实施例2传感器振动信号图。
图22为本发明实施例2车架横梁处垂向加速度图。
图23为本发明实施例2驾驶室底板处垂向加速度图。
图24为本发明实施例2驾驶员座椅处垂向加速度图。
图25为本发明实施例2驾驶员座椅处垂向加速度功率谱密度图。
图26为本发明实施例2不同车速下加速度均方根值对比图。
图27为本发明实施例2凸块激励下各测试点垂向加速度图。
图28为本发明实施例2不同车速下垂向加速度最大值对比图。
其中：在图6中，图(a)为一轴左右输入对比图，图(b)为二轴左右输入对比图，图(c)为三轴左右输入对比图，图(d)为四轴左右输入对比图，图(e)为一轴和四轴左侧输入对比图；
在图7中，图(a)为空间功率谱密度图，图(b)为时间功率谱密度图；
在图16中，图(a)为坐垫式传感器图，图(b)为三轴加速度传感器图，图(c)为单轴加速传感器图；
在图17中，图(a)为DEWE 43数据采集端口图，图(b)为DEWE 43数据采集实物安装图；
在图21中，图(a)为通道1(坐垫x方向)传感器振动信号图，图(b)为通道2(坐垫y方向)传感器振动信号图，图(c)为通道3(坐垫z方向)传感器振动信号图，图(d)为通道6(底板x方向)传感器振动信号图，图(e)为通道5(底板y方向)传感器振动信号图，图(f)为通道4(底板z方向)传感器振动信号图，图(g)为通道7(横梁处)传感器振动信号图；
在图27中，图(a)为车架横梁处的凸块激励下测试点垂向加速度图，图(b)为驾驶室底板处的凸块激励下测试点垂向加速度图，图(c)为驾驶员座椅处测试点垂向加速度图；
具体实施方式
为了使本领域的普通技术人员能更好的理解本发明的技术方案，下面结合附图和实施例对本发明的技术方案做进一步的描述。
实施例1：参照附图1-28所示的一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，包括
步骤S1：建立重型车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型
步骤S1.1：为对比分析混合互连悬架系统和同侧耦连油气悬架系统对整车平顺性的影响，建立安装互连油气悬架系统的整车11自由度动力学模型，如图1所示；整车动力学模型中11个自由度分别为车身质心垂向振动位移zb、侧倾角俯仰角θ和轮胎振动位移zti(i＝1，2，…，8)；
为便于建立模型，作出如下假设：
(1)忽略车架柔性变形，只考虑在匀速直线行驶时车身垂向、侧倾和俯仰运动；
(2)忽略驾驶室和座椅隔振系统；
(3)轮胎只考虑径向线性刚度特性，不考虑阻尼特性，且所有轮胎刚度特性一致；
(4)忽略车身姿态引起的轮胎载荷转移；
坐标原点选取在各自由度平衡位置，建立整车运动微分方程为：
式(1)-(4)中，mb是车身质量、mti是簧下质量；Ir是车身侧倾转动惯量、Ip是车身俯仰转动惯量；a1、a2、b2、b1分别为车身质心到一、二、三、四轴的距离；B为左右悬架安装距；kt为轮胎刚度；qi为路面输入；Fi是各悬架输出力；输出力Fi可以表达为
Fi＝PaiA1-PbiA2-Ffi (5)
步骤S1.2：定义车身质量矩阵为簧下质量矩阵车身自由度矩阵为/>簧下自由度矩阵为Zt＝[zt1... zt8]T；
通过式(1)～(4)得到车身和簧下质量动力学方程矩阵表达式为：
式(6)和(7)中，油缸无杆腔和有杆腔压力矩阵分别为Pa＝[Pa1 … Pa8]T、Pb＝[Pb1… Pb8]T；悬架油缸摩擦力为Ff＝[Ff1 … Ff8]T；路面输入为Q＝[q1 … q8]T；悬架无杆腔和有杆腔面积分别为轮胎垂向刚度为
步骤S1.3：令油气悬架相对位移Z＝[z1 ... z8]T，得到：
Z＝HTZb-Zt (8)
由互连悬架系统液压系统模型可知，悬架油缸无杆腔和无杆腔压力Pa、Pb和摩擦力Ff均是油气悬架相对位移Z的函数，可抽象表达为
根据互连悬架液压系统模型，联立式(6)～(9)，即可得到整车11自由度机械液压耦合动力学模型；
为简化模型，在整车动力学模型中忽略轮胎的垂向阻尼，只考虑轮胎线性刚度特性，利用轮胎静态加载台架试验确定轮胎线性刚度kt；轮胎静态加载试验以及静态加载力特性试验-拟合曲线如图2、3所示；其垂向加载力F(单位：N)与轮胎半径rt(单位：mm)的拟合曲线表达式为
F＝-1099rt+7.043×105 (10)
因此确定轮胎线性刚度kt＝1099N/mm；
动力学模型中相关参数如表3.1所示。
表1：整车动力学模型参数
步骤S2：建立路面输入模型
步骤S2.1：建立随机路面输入模型
随机路面不平度输入模型是研究重型车辆平顺性的前提，本实施例采用滤波白噪声法建立四轴车辆随机路面不平度时域模型；
四轴车辆示意图如图4所示，假设车辆行驶速度为u，轮距宽为B0，B0＝2.4m，一轴到二、三、四轴的间距分别为L12、L13、L14，L12＝1.6m、L13＝5.2m、L14＝6.8m，左侧轮路面输入分别为q11、q31、q51、q71，右侧轮路面输入分别为q21、q41、q61、q81；随机路面不平度输入模型中要考虑左右轮迹的相干性和前后轮迹的迟滞性；本实施例首先利用滤波白噪声法建立单轮随机路面输入时域模型，而后考虑左右轮迹相干性，建立右侧轮随机路面输入参数化模型，最后考虑前后轮迹迟滞性关系，建立二、三、四轴轮的输入模型；
步骤S2.11：建立单轮随机路面输入时域模型
根据GB/T 7031-2005《机械振动道路路面谱测量数据报告》和GB/T7031-1986《车辆振动输入—路面不平度表示》，路面功率谱密度Gq(n)为：
式(11)中，n是空间频率(单位：m-1)，路面谱波长λ的倒数；n0为参考空间频率，n0＝0.1m-1；Gq(n0)是参考空间频率n0下的路面功率谱密度，即路面不平度系数(单位：m3)；
假设时间频率为f，f＝un，则空间频率谱密度Gq(n)与时间频率谱密度Gq(f)的关系为
根据路面功率谱密度，路面不平度可分为8级(A～H级)，部分路面等级的分类标准如表1所示；各级路面不平度系数Gq(n0)的几何平均值和0.011m-1＜n＜2.83m-1范围路面不平度相应的均方根值σq的几何平均值如表2所示；
表2：路面不平度分级标准
图5为路面不平度分级图，从图5中可知，路面功率谱密度随空间频率n的增大(波长λ的减小)而变小；
由滤波白噪声法可知，单轮路面不平度输入q(t)是单位白噪声w(t)的一阶线性系统响应：
Gq(ω)＝|H(jω)|2Gw(ω) (13)
式(13)中，Gq(ω)是路面位移输入下的功率谱密度；Gw(ω)＝Gw(f)/2π，为白噪声功率谱密度，Gw(f)＝1m2/Hz；|H(jω)|为频响函数的模；
考虑路面谱在低频范围内近似水平，在随机路面输入模型中引入下截止频率f0，则
得到频响函数：
式(14)-(015)中，ω为圆频率，ω＝2πun；ω0＝2πun00，n00为路面空间截止频率，n00＝0.011m-1；
式(15)转换成微分方程，即得到单轮路面激励q11(t)的时域模型
步骤S2.12：建立左右轮迹输入模型
同一道路左右轮轨迹功率谱密度相同，但左右轮轨迹随机过程存在互谱，即存在相干性；左右轮迹的相干函数cohxy(ω)的定义如下：
式(17)中，Gx(ω)、Gy(ω)、Gxy(ω)分别为左、右轮自功率谱密度和左右轮互功率谱密度；
基于根据实际测量结果拟合的相干函数参数化模型，此模型简单，且与实际接近，其表达式为
式(18)中，σ为拟合参数，
根据随机振动理论，左右轮迹的互功率谱密度等于左轮轮迹的自功率谱密度与频响函数的乘积，即：
Gxy(ω)＝H(ω)Gxx(ω) (19)
由式(13)、(15)得到频响函数与相干函数的关系为
|H(ω)|＝cohxy(ω) (20)
为解决左右轮迹相干性问题，设左右输入Wx(ω)、Wy(ω)的传递函数为：
设左轮和右轮白噪声输入分别为Wx(ω)、Wy(ω)，
Wy(ω)＝H(ω)Wx(ω) (3.22)
则|H(ω)|＝|Gxy(jω)|
利用2阶频率响应函数近似H(ω)：
近似的H(ω)中的系数通过优化算法求得，优化目标为
约束条件为
式中，ε为较小的正数；
引入中间变量ξ(t)，将式(18)转换成状态空间形式：
式中， 得到wy(t)，可通过式(12)，得到右轮的时域模型；
步骤S2.13：建立前后轮迹输入模型
假设车辆等速直线行驶，同一轮迹后轮路面激励滞后前轮激励一段时间，以第二轴为例，得到：
τ1＝L12/u (27)
左侧前后轮激励关系为：
q21(t)＝q11(t-τ1) (28)
采用二阶pade近似算法得到q21(t)和q11(t)的传递函数关系式：
将式(25)转换为状态方程的形式：
式(30)中，
可得二轴右侧路面激励：
同理，可得三轴和四轴的随机路面输入表达式为：
/>
式(31)-(35)中， C13＝C14＝C12，/>
基于四轴车辆随机路面不平度时域模型，在Matlab/Simulink中进行仿真验证；设置仿真参数：(1)白噪声采样频率fs＝10u；(2)白噪声强度为0.5，使其功率谱密度为1；以D级随机路面进行仿真试验，其路面不平度系数Gq(n0)＝1024×10-6m3，假设路面拟合参数σ＝0.8[44]，u＝20m/s，其路面输入仿真结果如图6所示；
从图6(e)中四轴车辆D级路面一轴和四轴左侧随机路面输入对比可看出，由于前后轮输入存在时间滞后，第四轴的路面输入要晚于第一轴的输入；同时，仿真得到D级路面下8个路面输入的均方根值，最大值为29.60mm，最小值为27.49mm，而D级路面标准的均方根值为30.45mm，误差较小，满足要求；
为进一步验证就随机路面输入模型的正确性，在车速u＝20m/s下仿真得到右侧轮随机路面输入q12(t)在不同路面C和D级下的空间和时间功率谱密度，如图7所示，可看出，仿真得到的路面输入功率谱密度曲线在标准路面功率谱密度曲线上下波动，匹配度较高，满足精度要求，可作为整车动力学模型的路面输入；
步骤S2.2：建立凸块脉冲输入模型
重型车辆具有广域的机动性，常在复杂路况下行驶，道路中常存在凸起障碍物，在车辆行驶过程中会对车辆造成瞬时冲击，影响重型车辆的行驶性能，也会对车载装备和仪器的安全性产生造成严重影响；这种冲击称为路面脉冲激励，是研究车辆平顺性的一个极端工况；为进一步分析安装互连悬架重型车辆的振动特性，还需在极端工况脉冲路面下进行仿真分析；
为模拟复杂路面凸起障碍物，建立凸块脉冲激励模型，分析重型车辆在凸块脉冲激励下的行驶平顺性；参考GB/T-1986《汽车平顺性脉冲输入行驶试验方法》，采用三角凸块作为路面脉冲激励；三角凸块频率成分丰富，能够使车辆产生强烈的振动，满足脉冲激励路面工况的要求；三角凸块如图8所示，几何参数为：底边长为400mm、高度为80mm；
凸块脉冲激励表达式为：
式(36)中，u(单位：km/h)是车辆驶过凸块时的速度，t0是车辆驶过凸块的初始时刻；
车辆以车速u＝40km/h驶过凸块，其凸块脉冲输入曲线如图9所示。
优选的，如上所述的重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法所得到的互连油气悬架结构的车辆机液耦合仿真平台，包括车辆机械液压耦合动力学模型和路面输入模型
所述车辆机械液压耦合动力学模型为整车11自由度机械液压耦合动力学模型；
所述路面输入模型包括随机路面输入模型和凸块脉冲输入模型，所述随机路面输入模型包括单轮随机路面输入时域模型、左右轮迹输入模型和前后轮迹输入模型。
实施例2：步骤S3：平顺性仿真分析
与上述实施例1不同的是，为验证实施例1所建立的面向互连油气悬架结构的重型车辆机液耦合仿真平台的有效性，为全面评估分析重型车辆的行驶平顺性，基于实施例1中重型车辆11自由度机械液压耦合动力学模型，对安装同侧耦连油气悬架重型车辆进行平顺性仿真分析；同时，参考车辆平顺性试验方法对安装同侧耦连油气悬架重型车辆进行平顺性道路试验，验证动力学模型的正确性；本实施例在此基础上研究了安装混合互连悬架系统和同侧耦连油气悬架系统重型车辆在不同路面输入下的行驶平顺性，对比分析两种互连悬架系统对重型车辆行驶平顺性的影响，最后对平顺性进行参数化分析，分析重型车辆在不同等级路面、车速等条件下的振动响应；根据整车11自由度机械液压耦合动力学模型，得到各动力学模型之间的相互关系，如图10所示；
运用Matlab/Simulink建立同侧耦连油气悬架重型车辆动力学仿真模型；以随机路面和凸块脉冲为输入，在不同车速下对安装同侧耦连油气悬架重型车辆进行仿真试验；图11～13为以B级随机路面为输入，在车速u＝50km/h下重型车辆的垂向加速度、侧倾加速度、俯仰加速度时域响应；垂向、侧倾和俯仰加速度的均方根值分别为0.178m/s2、0.144m/s2、0.058m/s2；重型车辆以u＝20km/h驶过凸块时车身质心的垂向加速度时域响应如图14所示，其加速度最大值为2.12m/s2；
基于车身质心总加权加速度均方根值计算出不同车速下车身质心总加权加速度均方根值，如表3所示；凸块脉冲激励下不同车速车身质心加速度最大值如表4所示；
表3：车身总加权加速度均方根值
表:4：车身质心加速度最大值
步骤S4：重型车辆平顺性道路试验
步骤S4.1：平顺性试验测试系统
参考GB/T 4970—2009《汽车平顺性试验方法》和GB/T5902—1986《汽车平顺性脉冲输入行驶试验方法》，搭建重型车辆平顺性道路试验测试系统，如图15所示；其平顺性测试系统主要有：加速度传感器、数据采集装置(DEWE 43)、计算机(数据分析与处理)以及测试连接电缆等。在道路试验中，各测试点加速度传感器获取振动加速度信号，而后以电压信号传输给DEWE 43数据采集装置，最后在计算机上利用Dewesoft软件进行数据分析与处理；
(1)传感器安装
重型车辆道路平顺性试验中所用到的加速度传感器有：三轴坐垫式传感器、三轴加速度传感器和单轴加速度传感器；三轴坐垫式传感器安装固定在驾驶员座椅上，其型号为奥地利DEWETRON公司的5313A型传感器，可测量驾驶员座椅处x，y，z三个方向的的振动加速度。三轴向加速度传感器安装于驾驶室底板处，也可同时测出驾驶室x，y，z三个方向的振动加速度信号；车辆车架横梁附近适合位置安装一个加速度传感器。各加速度传感器安装如图16所示；
(2)数据采集装置
图17为数据采集装置实物图，采用奥地利DEWETRON公司生产的DEWE 43，它具有8个模拟输入通道、8个计数器输入通道和2个CAN接口；模拟通道的标准输入为电压或应变信号；模拟输入分辨率为为24-Bit，采样率为204.8kS/s；其计数器的最大优势是相位完全同步；DEWE 43主要特点有：机构小型化、内置miniUSB、操作方便、同步采集不同类型的信号、强大的在线数学运算及滤波功能、配合DEWESoft数据采集软件等；DEWE 43数据采集通道与传感器输入对应关系为：坐垫式传感器x，y，z方向分别接入通道1(AI1)、通道2(AI2)、通道3(AI3)，三轴向加速度传感器x，y，z方向分别接入通道6(AI6)、通道5(AI5)、通道4(AI4)，横梁处单轴加速度传感器接入通道7(AI7)；
(3)数据处理软件
试验中采用与DEWE 43配套的软件Dewesoft进行数据处理与分析。Dewesoft设置时间少、减少了设置错误，能把不同信号源数据以不同采样频率、不同的显示方式同步存储在一个数据文件中。Dewesoft可在线分析数据，也可分析已经存储的数据，可快速读取数据文件，可选择数据的任何部分进行放大观察；同时支持多种数据导出格式进行后处理，即可选择不同的导出文件格式；图19为采集软件界面图，Dewesoft将采集到的数据存储为“.d7d”格式的文件，也可把数据以表格、文本等形式导出；
步骤S4.2：道路试验
参考普通车辆道路平顺性试验标准，重型车辆平顺性道路试验主要在学校场地进行，主要进行随机路面输入和凸块激励下平顺性试验。试验车辆为某安装同侧耦连油气悬架的四轴重型车辆，性能良好；试验中驾驶员按照标准驾驶规定进行操作；按照试验方法，平顺性试验道路选择为干燥、平直的路面，如图19所示，其路面满足纵坡小于等于1％、路面干燥及路面不平度均匀等要求；考虑在学校道路试验时的安全性，主要进行车速u＝10、20、30、40、50、60km/h下的道路试验，在任意车速工况试验下，待车速稳定后开始数据采集，每次试验数据记录样本不短于3分钟；
凸块脉冲激励工况下道路平顺性试验所用试验仪器和数据采集方法与随机路面工况一致；试验中脉冲激励采取三角凸块脉冲激励，三角凸块摆放示意图如图20所示；单个三角凸块几何参数为高度h＝80mm、宽度b＝140mm、长度L＝900mm；在平整的路面上，三角凸块安装于铁板上(图20(c))，在同一直线上左右各放置安装一个凸块，确保与车辆直线行驶方向垂直，以保证左右车轮同时驶过凸块；考虑重型车辆试验的安全性，在车速u＝10、20、30、40、50km/h下进行脉冲激励下道路平顺性试验；在任意车速工况下试验，应确保车辆在该车速下稳定通过凸块，因此试验中在距凸块安装处50m左右稳住车速，匀速驶过凸块，快到达凸块时开始采集数据，待车轮完全离开凸块，完成记录；
步骤S4.3：试验结果分析
(1)随机路面试验结果分析
图21为重型车辆在u＝10km/h随机路面行驶时，三个传感器振动信号的变化规律实时图；图21中各传感器加速度振动信号截图中，纵坐标为传感器输出电压值(表示振动加速度大小)，横坐标为相对时间；
将采集到的振动加速度进行处理，并分析振动加速度数据。图22～24分别为u＝50km/h下车架横梁处、驾驶室底板处和驾驶员座椅处垂向加速度；图25为驾驶员座椅处垂向加速度功率谱密度，可看出，驾驶员座椅处垂向加速度功率谱密度频率主要集中在频率f＝0～4Hz，其峰值频率为2.605Hz；
同时利用总加权加速度均方根值计算式得到试验中不同车速下驾驶员座椅处和驾驶室底板处振动总加权加速度均方根值；不同车速下各测试点仿真与试验加速度均方根值对比如表5所示；
表5：随机路面下加速度试验与仿真对比
从表5中试验与仿真加速度对比和图26中不同车速下加速度均方根值对比可看出：
(1)驾驶室底板处、驾驶员座椅处加速处总加权加速度以及横梁处垂向加速度随车速的增大而增大，与仿真加速度增加趋势基本一致，试验加速度均方根值在B路面和C级路面仿真加速度均方根值之间，也符合实际道路判断，道路等级在B～C之间；同时，驾驶员的实际主观感觉也符合平顺性标准中驾驶员主观感觉随驾驶员座椅处总加权加速度变化的关系。
(2)车架横梁处垂向加速度较小，其原因为油气悬架和轮胎吸收部分振动能量，以及簧载质量较大，导致横梁处加速度相对较小；在u＝10～40km/h过程时，驾驶员座椅处加权加速度小于驾驶室底板处加权加速度，其原因为速度较低时，座椅减震装置能够衰减路面传递振动的激励，而u＝50～60km/h过程，驾驶员座椅处加速度大于于驾驶室底板处加速度，主要原因是随着速度增大，振动加速度的增加，人体自身的振动能量也传递给坐垫处传感器，导致其加权加速度大于驾驶室底板处加权加速度；
通过对随机路面下振动加速度试验和仿真对比以及对试验结果分析，可知，在随机路面输入下平顺性道路试验所得试验数据的合理性，验证了仿真模型的正确性；
(2)凸块脉冲试验结果分析
凸块脉冲激励影响重型车辆垂向加速度，因此主要分析各测试点垂向加速度最大值；同时由于凸块脉冲激励输入已知，也可进一步验证动力学仿真的正确性；图27为重型车辆以u＝20km/h驶过凸块，试验中三个测试点垂向加速度变化曲线；
表6为凸块脉冲激励下各测试点垂向加速度最大值和仿真质心垂向加速度最大值对比，其中仿真试验质心垂向加速度最大值是依据平顺性道路试验中凸块的几何尺寸建模仿真所得；图28为凸块脉冲输入下试验-仿真垂向加速度最大值对比；
表6：凸块激励输入下试验与仿真垂向加速度最大值对比
从表6和图28中可看出：
(1)在凸块脉冲激励平顺性试验中，随着车速的增加，重型车辆车架横梁处、驾驶室底板处和驾驶员坐骑处传感器测得的垂向加速度最大值均增大；
(2)在u＝10～30km/h过程中三处垂向加速度最大值随车速增加较快，但在u＝30～50km/h过程加速度最大值增加缓慢，其原因为，车速较低时，车辆驶过凸块，轮胎和悬架不易发挥减振缓冲作用，而随着车速逐渐增加，凸块脉冲变窄，大部分冲击能量可被油气悬架系统吸收，因此加速度最大值增加缓慢；
(3)试验所得数据与凸块脉冲激励仿真垂向加速度最大值增加趋势基本一致，同时车架横梁处垂向加速度最大值与仿真试验质心垂向加速度最大值误差较小，进一步验证了面向互连油气悬架结构的重型车辆机液耦合仿真平台的正确性和有效性。
以上显示和描述了本发明的基本原理、主要特征和本发明的优点。本行业的技术人员应该了解，本发明不受上述实施例的限制，上述实施例和说明书中描述的只是说明本发明的原理，在不脱离本发明精神和范围的前提下，本发明还会有各种变化和改进，这些变化和改进都落入要求保护的本发明范围内。本发明要求保护范围由所附的权利要求书及其等效物界定。
Claims (8)
1.一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，其特征在于：包括
步骤S1：建立基于重型车辆互连悬架系统的重型车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型；
步骤S2：在车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型的基础上，建立路面输入模型
步骤S2.1：建立随机路面输入模型；
步骤S2.2：建立凸块脉冲输入模型。
2.根据权利要求1所述的一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，其特征在于：步骤S1所述的建立重型车辆互连悬架机械液压耦合动力学模型的建立过程包括
步骤S1.1：建立安装互连油气悬架系统的整车11自由度动力学模型，并以坐标原点选取在各自由度平衡位置，建立整车运动微分方程为：
式中，mb是车身质量、mti是簧下质量；Ir是车身侧倾转动惯量、Ip是车身俯仰转动惯量；a1、a2、b2、b1分别为车身质心到一、二、三、四轴的距离；B为左右悬架安装距；kt为轮胎刚度；qi为路面输入；Fi是各悬架输出力；输出力Fi为
Fi＝PaiA1-PbiA2-Ffi (5)；
步骤S1.2：定义车身质量矩阵为簧下质量矩阵车身自由度矩阵为/>簧下自由度矩阵为Zt＝[zt1... zt8]T；
通过式(1)～(4)得到车身和簧下质量动力学方程矩阵表达式为：
在式中，油缸无杆腔和有杆腔压力矩阵分别为Pa＝[Pa1 ... Pa8]T、Pb＝[Pb1 … Pb8]T；悬架油缸摩擦力为Ff＝[Ff1 … Ff8]T；路面输入为Q＝[q1 … q8]T；悬架无杆腔和有杆腔面积分别为 轮胎垂向刚度为
步骤S1.3：令油气悬架相对位移Z＝[z1 ... z8]T，得到：
Z＝HTZb-Zt (8)
由互连悬架系统液压系统模型可知，悬架油缸无杆腔和无杆腔压力Pa、Pb和摩擦力Ff均是油气悬架相对位移Z的函数，抽象表达为
根据互连悬架液压系统模型，联立式(6)～(9)，即可得到整车11自由度机械液压耦合动力学模型。
3.根据权利要求1所述的一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，其特征在于：步骤S2.1所述的建立随机路面输入模型的过程包括：
步骤S2.11：首先利用滤波白噪声法建立单轮随机路面输入时域模型；
步骤S2.12：而后考虑左右轮迹相干性，建立左右轮迹输入模型；
步骤S2.13：最后考虑前后轮迹迟滞性关系，建立前后轮迹输入模型。
4.根据权利要求3所述的一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，其特征在于：步骤S2.11所述的单轮随机路面输入时域模型的建立过程包括
(1)路面功率谱密度Gq(n)为：
式中，n是空间频率，路面谱波长λ的倒数；n0为参考空间频率，n0＝0.1m-1；Gq(n0)是参考空间频率n0下的路面功率谱密度；
(2)设时间频率为f，f＝un，则空间频率谱密度Gq(n)与时间频率谱密度Gq(f)的关系为
(3)根据路面功率谱密度，路面不平度可分为8级，由滤波白噪声法可知，单轮路面不平度输入q(t)是单位白噪声w(t)的一阶线性系统响应：
Gq(ω)＝|H(jω)|2Gw(ω) (13)
式中，Gq(ω)是路面位移输入下的功率谱密度；Gw(ω)＝Gw(f)/2π，为白噪声功率谱密度，Gw(f)＝1m2/Hz；|H(jω)|为频响函数的模；
(4)考虑路面谱在低频范围内近似水平，在随机路面输入模型中引入下截止频率f0，则
得到频响函数：
式中，ω为圆频率，ω＝2πun；ω0＝2πun00，n00为路面空间截止频率；
(5)将式(15)转换成微分方程，得到单轮路面激励q11(t)的时域模型
5.根据权利要求3所述的一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，其特征在于：步骤S2.12所述的左右轮迹输入模型的建立过程包括
(1)同一道路左右轮轨迹功率谱密度相同，但左右轮轨迹随机过程存在互谱，即存在相干性；左右轮迹的相干函数cohxy(ω)的定义如：
式中，Gx(ω)、Gy(ω)、Gxy(ω)分别为左、右轮自功率谱密度和左右轮互功率谱密度；
(2)基于根据实际测量结果拟合的相干函数参数化模型，得到相干函数cohxy(ω)表达式为
式(18)中，σ为拟合参数，
(3)左右轮迹的互功率谱密度等于左轮轮迹的自功率谱密度与频响函数的乘积：
Gxy(ω)＝H(ω)Gxx(ω) (19)
由式(13)、(15)得到频响函数与相干函数的关系为
|H(ω)|＝cohxy(ω) (20)
(4)设左右输入Wx(ω)、Wy(ω)的传递函数为：
设左轮和右轮白噪声输入分别为Wx(ω)、Wy(ω)，
Wy(ω)＝H(ω)Wx(ω) (3.22)
则|H(ω)|＝|Gxy(jω)|
(5)利用2阶频率响应函数近似H(ω)：
近似的H(ω)中的系数通过优化算法求得，优化目标为
约束条件为
式中，ε为较小的正数；
(6)引入中间变量ξ(t)，将式(18)转换成状态空间形式：
式中， 得到wy(t)，可通过式(12)，得到右轮的时域模型。
6.根据权利要求3所述的一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，其特征在于：步骤S2.13所述的前后轮迹输入模型的建立过程包括
(1)设车辆等速直线行驶，同一轮迹后轮路面激励滞后前轮激励一段时间，以第二轴为例，得到：
τ1＝L12/u (27)
左侧前后轮激励关系为：
q21(t)＝q11(t-τ1) (28)
(2)采用二阶pade近似算法得到q21(t)和q11(t)的传递函数关系式：
将式(25)转换为状态方程的形式：
式中，
可得二轴右侧路面激励：
同理，可得三轴和四轴的随机路面输入表达式为：
式中， C13＝C14＝C12，/>
7.根据权利要求1所述的一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法，其特征在于：步骤S2.2所述的凸块脉冲输入模型的建立过程包括采用三角凸块作为路面脉冲激励，得到
凸块脉冲激励表达式为：
式(36)中，u是车辆驶过凸块时的速度，t0是车辆驶过凸块的初始时刻。
8.利用如权利要求1-7任一项所述的重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法所建立的仿真平台，其特征在于：所述的仿真平台包括车辆机械液压耦合动力学模型和路面输入模型；
所述车辆机械液压耦合动力学模型为整车11自由度机械液压耦合动力学模型；
所述路面输入模型包括随机路面输入模型和凸块脉冲输入模型，所述随机路面输入模型包括单轮随机路面输入时域模型、左右轮迹输入模型和前后轮迹输入模型。
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|---|---|---|---|
| CN202310356051.7A CN116484502A (zh) | 2023-04-06 | 2023-04-06 | 一种重型车辆互连油气悬架系统机液耦合分析方法 |
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Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN117574550A (zh) * | 2023-12-29 | 2024-02-20 | 长安大学 | 用于三轴车辆的液压互联悬架系统参数确定方法及装置 |
-
2023
- 2023-04-06 CN CN202310356051.7A patent/CN116484502A/zh active Pending
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN117574550A (zh) * | 2023-12-29 | 2024-02-20 | 长安大学 | 用于三轴车辆的液压互联悬架系统参数确定方法及装置 |
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| PB01 | Publication | ||
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| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
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