减震器外特性曲线优化报告.docx

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1、减震器外特性曲线优化报告目录一、汽车行驶平顺性评价指标及方法41.1汽车平顺性概况41.2平顺性的基本理论41.2.1人体对振动的反应41.2.2汽车随机路面平顺性评价方法51.2.3汽车脉冲路面平顺性评价方法9二、整车模型的建立102.1悬架结构特点及设计要求102.2悬架设计要求102.3前悬架模型112.4后悬架模型152.5转向系统模型182.6轮胎系统192.7车身系统212.8动力总成系统212.9路面模型212.9.1 ADAMS的道路模型212.9.2时域路面不平度的建模222.10整车模型的组装24三、悬架参数的优化243.1 ISIGHT软件介绍243.2 ISIGHT算法

2、分析263.3 ISIGHT 与 ADAMS 联合优化263.4 优化模型的建立283.5优化结果及对比313.6优化结果的进一步验证343.7减震器连接衬套刚度对平顺性的影响3536四、结论一、汽车行驶平顺性评价指标及方法1.1汽车平顺性概况随着汽车的普及，人们对汽车的要求越来越高，在获得良好的动力性和经济性的同时， 还要求具有良好的操纵稳定性、行驶平顺性和乘坐舒适性。汽车的NVH(Noise，Vibration， Harshness)性能直接影响着人们对于汽车的主观感受，噪声会使乘客产生疲劳感，振动则影 响乘坐舒适性，车内座椅的振动将直接影响汽车乘坐舒适性，方向盘和换档手柄的振动将影 响操

3、作等等。这些振动不仅影响部件使用寿命，而且直接影响乘客乘坐的舒适性以及行车的 安全性。通过调整汽车中的一些结构的可变参数可以改善车内座椅、方向盘等的振动。对于 这些要求，可以通过对汽车系统的动力学进行深入的研究来实现。在这一领域，用模型分析， 建立数字化虚拟样车是一种重要的方法。悬架系统是底盘的最重要组成部分，汽车悬架系统对整车行驶动力学(如操纵稳定性、 行驶平顺性等)有举足轻重的影响，是汽车总布置设计、运动校核的重要内容之一。利用多 体动力学理论及软件对悬架及整车系统进行动力学仿真，可以缩短产品开发周期，大量减少 产品开发费用和成本，明显提高产品质量，提高产品的系统及性能，获得最优化和创新的

4、设 计产品。对提高自主品牌，增强自主研发能力具有重要作用。现对S21车型的行驶平顺性进行分析计算并对该车的悬架参数进行优化设计。通过多 体动力学软件中的ADAMS/CAR模块建立该车的整车动力学模型，以路面激励为输入对该 车的行驶平顺性进行仿真分析，采用两种工况对汽车的平顺性进行评价：1汽车驶过脉冲路面下座椅的最大垂向加速度。2汽车驶过随机路面下座椅的加权加速度均方值。使用多学科优化软件ISIGHT，选择悬架系统的减振器阻尼为变量对该车的平顺性进行 优化设计，进而对优化结果进行可靠性分析，并提出改善该车平顺性的措施。1.2平顺性的基本理论1.2.1人体对振动的反应车辆乘员所受的机械振动分为局部

5、振动和全身振动两大类。局部振动是指作用于人体特 殊部位（如头部和四肢）的振动。经由转向盘、脚踏板和各种操纵手柄传递到乘员的手或脚上 的振动，属于局部振动。这种局部振动一般不会给乘员造成损害，只对操纵的精度有影响。 全身振动是指通过人体的支承表面作为整体传给人体的振动。车辆乘员承受的乘坐振动属于 全身振动，通过乘员的臀部、腰背传给乘员，激起人体的全身振动，是对乘员可能造成重伤 害的主要振动形式。当振动激励频率接近人体主要器官的固有频率时，将引起相应器官的共 振而产生相对位移，从而使人感到不舒适，严重时将危害人的身体健康。全身振动引起的不 适症状及心理反应与振动频率有关。低于10Hz的振动，主要引

6、起胸腹部不适，高于10Hz 的振动，引起头部症状的增强。全身振动对心血管、呼吸、消化、神经及感觉运动系统都有 影响，一般说来，弱的振动引起组织和器官的移位、挤压而影响其功能，强烈的振动则引起 组织和器官的机械损伤，如撞伤、压伤、撕伤等。人体是由各器官组成的有机体，可简化为一个多自由度的振动系统，存在自身的固有振 动频率。振动频率是振动运动速度的表征，由于人体对不同频率的振动有不同的敏感性，所 以振动频率也是评价振动对人体影响的基本参数。总的来说，人体在正常重力下对48Hz 的振动能量传递最大，生理影响也最大，称作人体的第一共振区；在1012Hz的振动上出 现第二共振区，其生理效应仅次于第一共振

7、区；2025Hz的振动引起第三共振区，其生理 效应又较第二共振区稍次。以后则随着频率的增高，振动在人体的传递逐步降低，其生理效 应也相应地减弱。外界振动传入人体时所引起的增大或减弱效应还与人体姿势有关。实验表 明，在外界振动频率相同的条件下，坐姿出现增大效应，而立姿则出现减弱效应，特别是振 动频率在34.5 Hz范围时，这种表现尤为明显。汽车的共振频率带主要与人体的头部和胸 腔内脏的共振频率接近，几乎都落在上述三个共振区，所以一旦发生振动，极易引起乘员的 不舒适度。因此研究车辆的动态特性，降低系统共振频率、减弱人体敏感频带上的振动幅度 是非常必要的。1.2.2汽车随机路面平顺性评价方法人体对振

8、动的反应相当复杂，由于人体本身就是一个复杂的振动系统，因此人体对振动 的反应不仅取决于振动的强度，而且还与频率有关。对不同的人、不同的姿势、不同的身体 部位、不同的作用位置和方向，对振动的反应都会不同。这就是说，与振动频率有关的舒适 性评价应包括客观测量和主观感觉两个方面。在车辆乘坐舒适性评价中，主要以人体“坐姿” 受振模型来展开讨论。关于人体对振动的反应，首先可将振动输入按以下属性分类：1）振动的幅值和频率；2）作用的位置和方向；3）作用时间。人体对振动的反应还可以按照各种不同的方式分类，如健康状况、舒适程度、工作效能、 主观感觉、晕车反应等。然而，人对振动的反应方式可能在很大程度上受外界因

9、素的影响， 如期望、动机、疲劳、刺激以及个人心理与生理方面的差别和变化等。所有这些不确定的主 观因素均影响着人体对振动的反应程度。虽然对车辆乘坐舒适性的定量评价一致是个有争议 的问题，但随着研究结果与数据的完善，制定的标准日趋合理。由于人体对振动反应的复杂 性，自二十世纪三十年代以来，尽管各国在这方面进行了许多研究，但还没有得到公认的和 理想的评价指标和界限。仅就“人体对路面车辆振动的反应”而击，有两种评价方法:主观 评价方法和客观评价方法。主观评价是人对汽车平顺性最直接的评价方法。该方法根据有一定经验的试车人员对汽 车振动的直观感受进行统计分析并对车辆进行评价，根据评价结果简单地改变如汽车悬

10、架参 数来提高汽车的平顺性。但是，对评价结果的描述具有模糊性和不确定性，导致难以对汽车 平顺性进行定量、准确的评价分析，因此需要专门评价人员进行。客观评价方法，以具体量值的概念对汽车平顺性进行评价，主要考虑车辆的隔振性能， 以机械振动的各物理量（如振幅、频率、加速度等）作为评价指标，通过测试传递到人体的振 动量的大小，确定影响人体舒适性的程度，以此评价汽车的平顺性。该评价方法排除了人的 个体差异，从而可以比较精确、合理地评价分析汽车的平顺性。1 ISO 2631评价方法ISO2631标准推荐值均以试验数据为依据，被试验者承受垂向、横向和纵向的不同频率 范围内的正弦波振动，根据得到的试验数据，以

11、3个推荐指标来表征加速度界限值，即：1）暴露极限：人体可承受振动量上限，如超过此界限，会损害人体健康；2）疲劳一一工效降低界限：该指标与人能保持工作效能有关，在此界限内，人能正常 驾驶及操作；3）舒适度降低界限：保持良好感觉及舒适性界限。这些界限值均以1 一 80Hz振动频率范围内不同暴露时间下的加速度均方根值来表示，该值的计算方法有两种：1/3倍频程分析对比法和总加权加速度有效值评价法。然而，该标 准存在如下问题：1) “疲劳一工效降低”指标只能与某些特定作业有关，即与手的控制和视觉灵敏程度等 相关的作业有关。此外，无法说明疲劳工效降低与受振时间的关联程度，因为任何作业能力 的丧失都是瞬时的

12、；2) 界限曲线中均未定义IHz以下的情况，而实际上对许多车辆来说，人体对该范围内 的振动分量反应显著；3) 在长时间暴露的情况下，对时间因素的过多依赖似乎是不现实的；4) 该标准中不包括角振动的评价方法。2 ISO 26311:1997(E)评价方法鉴于上述问题，国际标准化组织对1502631进行了修订，形成了最新ISO 26311:1997(E) 标准，将基本频率范围扩展至0.580Hz，所规定的人体坐姿受振模型如图1所示。新标准 规定了 12个轴向振动分量在0.580Hz频率范围内的加权函数及各轴向振动分量的加权函 数。表1各轴向振动分量的加权系数值和频率加权函数定义位置坐标轴名称座椅支

13、撑面xsyszsrxryrz靠背xbybzb脚xfyfzf频率加权函数轴加权系数kwd1.00wd1.00wk1.00we0.63we0.40we0.20wc0.80wd0.50wd0.40wk0.25wk0.25wk0.40新标规定，椅面垂直轴向(zs)频率加权函数的最敏感频率范围是42.5Hz,其中48 Hz 频率范围内，人体内脏器官易产生共振；而812.5 Hz范围的振动对人体脊椎系统的影响最大。座椅面水平轴向xs、ys的频率加权函数的最敏感频率范围均为0.52 Hz，约3Hz以 下时水平振动比垂直振动更敏感。对于人体舒适性评价的计算方法还取决于峰值系数，其定义为频率加权加速度aw(t)

14、的 峰值与均方根值aw之比。ISO 26311:1997(E)标准规定，如果加权后的峰值实数小于9时， 可直接采用总加权加速度均方根值aw来评价振动对人体舒适性和健康的影响，参考GB/T49701996，并根据实际的计算比较，在正常行驶工况下这一方法均适用。其计算方法如下：首先分别计算个轴向加权加速度均方根值aw(t)。对记录的加速度时间历程a(t)，通过响 应的频率加权函数w(f)滤波器得到加权加速度时间历程aw(t)，在整个振动分析时间T内， 通过时域积分方法即可由下式计算出aw(t)的均方根值aw：a上 a 2(t )dt 1/2w T w根据随机过程理论法则，我们知道某一时域信号的均方

15、根值等于其功率谱密度函数在整 个频率范围内积分的开方值。因此加权加速度均方根值aw还可以由频域积分的方法求出。 具体计算方法是，先对加速度时间历程a(t)进行谱分析，得到功率谱密度函数Ga(f)，再根据 下式即可计算出频率加权后的加速度均方根值a :wa =80(f )G (f )df 1/2 w 0.5a上述两式结果相同。其中各轴向频率加权函数w(f)可用公式近似表示为:Wk(f) T0.5 (0.5 f 2) f /4 (2 v f v 4)1(4 v f v 12.5)、12.5/f (12.5 v f v 80)w ( f)= d 12/ f(0.5 v f v 2) (2 v f v

16、 80)(0.5 v f v 8) (8 v f v 80)w (f )=e1/ f(0.5 v f v 1) (1 v f v 80)新标准指出，椅面输入点xs、ys、zs三个线振动的轴加权系数k=1，是12个轴向中人体 最敏感的，其余各轴向的加权系数均小于0.8，当评价振动对人体健康影响时，可考虑xs、 ys、zs这三个轴向，且xs、ys两个水平轴向的加权系数取k=1.4，比垂直轴向更敏感。参考 GB/T4970 一 1996考虑椅面、ys、zs振动，则三个轴向加速度的加权均方根值为：A =)2 + (1.4a)2+a21.2.3汽车脉冲路面平顺性评价方法脉冲输入行驶的试验道路为沥青路面或

17、水泥路面，路面等级按照GB/T 7031-2005规定 的A级路面。脉冲输入行驶试验用座椅坐垫上方、座椅靠背、乘员(或驾驶员)脚步地板 和车厢地板的最大(绝对值)加速度响应Zma与车速v的关系评价。二、整车模型的建立在Adams/Car模块中，整车坐标系名为ground.origo，其x正向与车行进方向相反，y 正向为驾驶员的右侧，z正向垂直地面向上。所有硬点坐标均是以整车坐标系为参照原点。2.1悬架结构特点及设计要求悬架是汽车车身（或车架）与车桥之间传力连接装置的总称。路面作用于车轮上的垂直反 力（支承力）、纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些力所构成的力矩都要通过悬架 传到车身上，

18、以保证汽车的正常行驶。为了减小因路面的不平所激起的振动，改善汽车的行 驶平顺性及操纵稳定性，悬架通常由弹性元件、导向机构及减振器等组成。这三个组成部分 分别起缓冲、导向和减振的作用，而三者共同的任务则是传力。在多数的轿车和客车上，为 防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件一横向稳定 器。2.2悬架设计要求悬架在设计时应满足以下要求： 保证汽车有良好的行驶平顺性。为此，汽车应有较低的振动频率，乘员在车中承受的 振动加速度应不超过ISO26311997规定的人体承受振动界限值，振动加速度的界限值是 振动频率和人承受振动作用时间的函数。承受振动作用的时间长，容许的加速度

19、值就小。而 频率的影响表现在某一频段（对于垂直振动，此频段为48Hz）容许振动加速度为最小，而 在其余频段内，振动加速度与频率成线性关系。在设计中要考虑这一特点。 有合适的减振性能。它应与悬架的弹性特性很好匹配，保证车身和车轮在共振区的振 幅小，振动衰减快。 保证汽车有良好的操纵稳定性。导向机构在车轮跳动时，应不使主销定位参数变化过 大，车轮运动与导向机构运动应协调，不出现摆振现象。转向时整车应有一些不足转向特性。 汽车制动和加速时能保持车身稳定，减少车身纵倾（即所谓“点头”或“后仰”）的 可能性。 能可靠地传递车身与车轮间的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度和寿命。 根据悬架在整车中的

20、作用和整车性能的要求，悬架首先应该保证整车有良好的行驶平顺性和 操纵稳定性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据。2.3前悬架模型本次优化的汽车S21是前桥驱动，前悬架采用的是麦弗逊悬架，悬架上端采用减振器 与车身相连，下端采用控制臂与副车架连接。在ADAMS/CAR建模中，将减振器滑柱、控 制臂、转向节等简化为刚体。减振器活塞杆通过万向节与车身连接;减振器活塞杆与减振器 直接采用圆柱副连接;转向横拉杆与转向节之间采用球副连接；转向节与控制臂之间采用球 副连接;驱动轴外半轴与转向节之间采用转动副连接；控制臂与副车架采用橡胶衬套和转动 副连接;副车架采用橡胶衬套连接到车身上;稳定拉杆采用球副与减振

21、器滑柱相连;稳定拉杆 采用球副与稳定杆相连;稳定杆与副车架采用橡胶衬垫连接;动力由发动机输出，由差速器通 过万向节传递致驱动轴，再由驱动轴通过万向节传递至驱动轴外半轴，进而传递给车轮。经 过简化之后前悬架的模型以及拓扑结构图如下图2、3所示：图2前悬架模型万向节图3前悬架拓扑结构图由于悬架模型左右对称，左半部分与右半部分的硬点坐标只有y值是相差一个符号的，x坐标和z坐标皆相同。以下列出左半部分的硬点坐标:各坐标对应点如下表所示:Adams/Car中硬点名称实际模型的硬点hpl_drive_shaft_inr驱动轴内点hpl_lca_front控制臂衬套安装点hpl_lca_front_z控制臂

22、前点hpl_lca_outer控制臂外点hpl_lca_rear控制臂后衬套安装点hpl_lca_rear_z控制臂后点hpl_spring_lwr_seat弹簧下点hpl_spring_upper_seat弹簧上点hpl_strut_lwr_mount滑柱下安装点hpl_subframe_front副车架前点hpl_subframe_rear副车架后点hpl_tierod_inner横拉杆内点hpl_tierod_outer横拉杆外点hpl_top_mount减震器上衬套安装点hpl_top_mount_z减震器上点hpl_wheel_center轮心点Bushing Translation

23、al StiffnessesFile = mdids:/S21/bushings.tbl/S21_F_Sus_top_mount_busBushing Rotational StiffnessesFile = mdids:/S21/bu shing s.tbl/S21_F_Sus_tDp_mou nt. bus-50000.0减震器上衬套刚度曲线如下图所示:平动刚度曲线转动刚度曲线副车架前后衬套刚度曲线如下图所示:Bushing Translational StiffnessesBushing Rotational StiffnessesFile = mdids:/acar shared/bu

24、shings-tbl/MDI sublTame.bus平动刚度曲线转动刚度曲线控制臂后衬套刚度曲线如下图所示:Bushing Rotational StiffnessesFile = mdids:/S21/bushings.tbl/S21_F_Sus_lca_rear.bus-25.0-15.0-5.05.015.025.0Angular Displacement (degrees)平动刚度曲线转动刚度曲线Bushing Rotational StiffnessesFile = mdids:/S21/bushings.tbl/S21_F_Sus_lca_front-t)us-25.0-15.0

25、-5.05.015.025.0Angular Displacement degrees)转动刚度曲线悬架弹簧刚度曲线如下图所示:Spring Stiffness-1000.0-2000.0-3A00.01I1I1I1-100.0-50.00.050.0100.0稳定杆的刚度为1.087193E+006 N mm/deg。2.4后悬架模型该车型后悬架采用的是扭转梁的形式，结构比较简单。在ADAMS中将扭转梁和减振 器滑柱简化为刚体。减振器滑柱采用万向节与车身相连:减振器滑柱与减振器下体之间采用 圆柱副连接;减振器下体与扭转梁之间用橡胶衬套和旋转副连接；扭转梁与轮毅轴之间采用 旋转副连接;扭转梁与

26、车身之间采用旋转副和橡胶衬套连接。经过简化后悬架的模型以及拓 扑结构图4、5如下所示：图4后悬架模型图5后悬架模型拓扑图后悬架左半部分硬点坐标如下所示:locxloc_Vloc_zhpl_axle_ta_cantrol_link2339.8-592.0-30.0hpl axle tube outer23398-660.0-30.0h pl_c o ntroljin k_axl e_fto nt2282.52-688.13-63.16h pl_c o nt ro IJi n k_axl e_fto nt_x2267.39586 92-58.09h pl_c o nt ro IJi n k_axl

27、 e_fto nt_z2279.4-627.99-63.15h pl_c o nt ro IJi n k_axl e_re a2389.7-596.51-73.5h pl_c o nt ro IJi n k_axl e_re a r_x2374.07595.28-76.709h pl_c o nt ro IJi n k_axl e_re a r_z2386.54-636.89-73.5h pl_c o nt ro IJi n k_to dy1792.0-549.7-62.0h pl_c o ntroljin k_bo dy_x1774.93-648.22-49.804h pl_c o ntro

28、ljin k_bo dy_z1796.06-611.34-62.0hpl dmplower2244.3-606.5-100.6hpl_dmpr_lower_x2240.0-606.5-100.6hpl_dmpr_lower_z2244.3-472.67-100.6hpl_dmpr_upper2220 0-483.5244.9hpl_dmpr_upp&i_x2220 0-483.5240.0hpl_dmpr_upp&r_z2220 0-451.76244.9h p l_spri ng_s &at_low&r2335.61-535.824.93h p l_spri ng_s &at_u ppe23

29、16.0-536.0205.5hpl wheel center2339.8-710.0-30.0hps draglink axle2446.0550.3-34.2h ps_d raglink_axl ex2446.0650.015-44.496h ps_d raglink_axl e_z2476.69650.3-34.2hps_draglink_body2446.0-502.5-5.0h ps_d raglink_body_x2446.0-602.215 296h ps_d raglink_body_z2482.5-502.5-5.0减震器上衬套刚度曲线如下图所示:转动刚度曲线Displace

30、ment (mm)/rxampcnatY componentBushing Translational StiffnessesFile = mdids:/S21/bushings.tbl/S21_R_Sus_control_link_axle_rear.bus平动刚度曲线后桥轴与控制臂后连接衬套刚度曲线如下图所示:转动刚度曲线平动刚度曲线后桥轴与控制臂后连接衬套刚度曲线如下图所示:转动刚度曲线平动刚度曲线减震器下衬套刚度曲线如下图所示:Bushing Translational StiffnessesDisplacement (mm)平动刚度曲线转动刚度曲线控制臂与车身连接衬套刚度曲线如下图所

31、示:Bushing Translational Stiffnesses平动刚度曲线转动刚度曲线2.5转向系统模型为了保证汽车能在路上正常行驶，必须有转向系统，转向系统一般包括转向盘、转向柱、 转向柱套筒、转向中间轴、转向轴、齿轮齿条转向器等。转向盘与转向柱套筒之间采用旋转 副连接;转向柱与转向柱套筒之间采用圆柱副连接;转向柱与转向中间轴之间采用万向节连 接;转向中间轴与转向轴之间采用万向节连接;转向轴与齿轮齿条转向器之间采用旋转副连 接。经过简化之后转向系统的模型及其拓扑结构如下图6所示：图6转向系统模型2.6轮胎系统轮胎是汽车重要的组成部分，不仅支撑整车质量，保证汽车与路面的良好接触，传递驱

32、 动力矩和制动力矩，而且与悬架系统共同缓和地面的冲击，衰减振动，对获得良好的平顺性 有着重要的作用。轮胎类型及参数的选取对汽车平顺性分析有重要的影响。在ADAMS软件中提供五种 用于动力学仿真的轮胎模型，分别是:uA(university。fArizona)模型、Fiala模型、Smithers 模型、DELFT模型和用户自定义模型。其中UA模型和Fiala模型属于解析模型，Smithers 模型和DELET模型属于试验模型。Fiala模型是Fiala于1954年轮胎理论模型推导出来的 无量纲解析式模型，该模型比较简单，但回正力矩误差较大对于不包括联合滑动(纵向滑动 和侧向滑动)情况的侧向力计

33、算精度尚可使用;UA模型是1988年Arizona大学的 P.E.Nikaraves和G.Gim提出来的，它以Bergem的三维弹簧模型为基础推倒而来的，其主要 理论思想是:轮胎由以系列的可以三维形变的弹簧单元组成，每个弹簧单元又可以简化为互 相垂直的三维弹簧以传递径向力、纵向力和侧向力。通过轮胎与地面相互作用的微元求解动 力学方程，从而推导各工况下轮胎的力学特性。该模型考虑了纵向和侧向联合滑动的情况。 Smithers模型使用来自Smithers ScientificServices的数据计算侧向力和回正力矩，使用Fiala 模型计算其余的力和力矩，该模型的计算精度高，但只有在获得他们提供的

34、轮胎试验数据的 前提下在能使用。DELFT模型是世界上非常著名的轮胎模型。其函数表达式和数据格式与其他的轮胎模型不同，该模型所有的函数、公式都用sin, cos这两个三角函数表达。每种模 型都有自己的优缺点，用户可以根据具体工作的需要来选取。本文采用Fiala模型，该模型相对其他模型所需参数少，参考国标，模型如下图7所示:图7轮胎模型轮胎的具体参数如下表（单位为国际单位制）：UNLOADED_RADIUS0.29WIDTH0.175ASPECT_RATIO0.8RIM_RADIUS0.165RIM_WIDTH0.127VERTICAL_STIFFNESS1.75e+005VERTICAL_DA

35、MPING50BREFF7DREFF0.25FREFF0.01FNOMIN38002.7车身系统为了建模方便，整车模型虽然简单，将车身系统简化为刚体，整个刚体质量集中在质心 位置，但是起到连接悬架系统、转向系统和副车架的重要作用。2.8动力总成系统动力总成系统是汽车动力的来源，在建立动力总成模型时，将整个动力成系统视为刚体， 本文使用一个质点代替。动力总成采用4点悬置支撑在副车架上，本文中的悬置均采用橡胶 悬置。2.9路面模型根据汽车平顺性试验评价分析标准，引起汽车振动的路面分为随机不平路面和冲击型不 平路面，本文主要采用冲击型路面进行优化，即三角脉冲凸块，见图8,其中选取h=80 mm,B

36、必须大于轮宽。然后采用B、C随机路面进行验证。作为车辆振动输入的路面不平度，主要 采用路面功率谱密度函数来描述其特性。(n、-W气(n)=气(0)； I0 式中，n为空间频率(m-1)，它是波长久的倒数，表示每米长度中包括几个波长。n0为参 考空间频率，n=0.1m-i ;为参考空间频率n0下的路面功率谱密度值，称为路面不平度系数， 单位为m2/m-i=m3; W为频率指数，为双对数坐标上斜线的斜率，它决定路面功率谱密度 的频率结构。国标规定W=2。B、C路面的Gq(%)的几何平均值分别为64、256 m3。图8三角脉冲凸块2.9.1 ADAMS的道路模型在MSC.ADAMS中，道路时域、道路

37、模型是通过属性文件表达的，属性文件的创建是 使用独立插件Road Builder路面建模器完成的。ADAMS的路面分为2D和3D路面，2D路 面是指路面参数只用XZ平面的点定义而形成的一条二维曲线，3D路面是三维平滑类路面 的统称。在该优化中使用的路面为3D路面。3D道路模型一般是由一系列的空间三角平面 组成的三维路面，如下图所示：图9中的路面片段有6个节点，通过16号节点定义4个三 角形路面元素A、B、C和D；三角面的法向方向朝外。ADAMS/Tire要求用户定义在设定 3D道路时首先在道路参照坐标系中指定每一个节点的坐标，然后对每个三角形路面元素指 定3个节点和摩擦系数。使用此类模型可以仿

38、真汽车行进时碰击凸块、凹坑或不规则起伏路 面。图9 3D道路在ADAMS/Tire的表示2.9.2时域路面不平度的建模对于线性汽车模型来说，路面谱可以直接用来作为频域分析的系统输入。然而，如果汽 车系统模型中有一些非线性的描述，那么路面模型则必须在时间域内来加以描述。如果得 不到实际测量的时间域信号，通常做法是通过谱密度方程重新“构建”一段路面 其中最常 用的两种方法是线性滤波法和谐波叠加法。1时域路面不平度的线性滤波法模拟生成线性滤波法的基本思想是将路面不平度的随机扰动抽象为满足一定条件的白噪声，然后 经滤波器进行适当变换而拟合输出为具有指定谱特征的随机过程。线性滤波法具有计算量 小、速度快

39、的优点，但其算法相对繁琐、精度较差。在控制过程中，能够转换“白噪声”为有色噪声的环节称为成形滤波器 为此将成形滤波器应用于下式所表示的路面速度功率谱密度中，从而模拟产生出时域路面不平度为：q(t) = 2兀 f q(t) = 2兀 n J：G (n uw(t)00 * q 0式中:fo为滤波器的下限截止频率；q ( t)为随机路面不平度幅值；w ( t)为均值为零、强 度为1的均匀分布单位白噪声。2时域路面不平度的谐波叠加法模拟生成谐波叠加法源于谱估计的周期延拓的假设而基于三角级数求和，采用以离散谱逼近目标 随机过程的随机模型，其数学基础严密，适用于任意随机路面的模拟，具有良好的适应性和 高精

40、度；但由于包括大量的三角函数运算,因而计算量大、速度慢。任意一条路面轨迹均可 由一系列具有随机相位的正弦波叠加而成。假如已知路面的频域模型，那么每个正弦波的振 幅则可由相应频率的频谱密度获得，而相位差则必须由随机数发生器产生。可利用已经过 统计检验的(0 ,1)均匀分布的随机数序列叩来得到(0,2n )均布分布的随机数序列e , = 2nu,即谐波叠加法中的随机相位差。采用开方取小数法来产生(0,1)均匀分布的随机数序列，并对该随机数序列进行参数、 均匀性和随机性等统计检验，以保证所产生的随机数序列具有真正均匀分布随机数的主要统 计性质。将f (f 1 Wf Wf 2)划分为N个区间，用每一小

41、区间的中心频率f i = 1,2 , ,N)处的时 间功率谱密度值Gq()代替Gq( f)在整个小区间内的值，则可以用谐波叠加来模拟产生时 域随机路面不平度：Z(t)=丈国 sin(2丸ft +0 )i=1A,Gq (f) Rf式中：z(t为时间步七所对应的随机路面不平度幅值；ei为已经过统计检验的(0,2n )上均匀分布的随机相位差.。保证频率步长 f=( f2-f1) / n 1,以提高频率分辨率，则f2.10整车模型的组装整车模型的组装是在子系统模型的基础上进行的，在一定的testrig基础上，通过ADAMS/CAR各个系统之间的communicators相互连接。这里对所建立的整车模型

42、进行如下 说明：1）将人椅模型简化为一个刚体，通过橡胶衬套与车身连接。主要考虑座椅在三个方向 上的移动。2）车身简化为刚体，将车内的电子液压等系统简化，主要考虑动力学性能。3）悬架减振器、弹簧以及橡胶衬套等的数据由实测得来。经过一定的简化，汽车整车的动力学模型如图10：图10 S21整车模型三、悬架参数的优化3.1 ISIGHT软件介绍多学科设计优化（Multidisciplinary Design Optimization- MDO）是当前国际上飞行器设计 研究中一个最新、最活跃的领域。MDO是用于进行系统设计的方法，这种系统包括多个相 互藕合的学科，设计师可以在这些学科上显著地影响系统性能

43、。与单学科优化相比，MDO的首要特点是由于学科的增加带来分析模型规模的增加，在 进行系统分析时的计算量随之增加，设计变量的增加，大大增加了优化的计算负担，由于多 数优化算法的求解时间是随设计变量个数而成非线性增加，因此，MDO的计算量通常要比 所涉及的各个单学科各自优化计算量的代数和要大得多。由于涉及变量和约束田间的数目很 大，如果仍按照单学科优化的方法，难以在现有计算条件和时间要求内取得满意的解。因此 MDO往往采用一些特殊的技术，这些技术构成了 MDO的主要内容。MDO的另一个特点是各分系统分析所需的学科分析软件往往属于不同的研制单位，它 们采用不同的输入输出方式在不同的硬件自愿上开发，要

44、将它们结合在一起，就需要解决管 理和数据协调上的许多问题。多学科设计优化是一种新的工程设计方法，通过探索和利用工程系统中相互作用的协同 机制，考虑各学科(子系统)之间的相互作用，从整个系统的角度优化设计复杂的工程系统。 从这种意义上来说，多学科设计优化技术可以称为一种设计方法学。多学科设计优化技术的基本指导思想是利用合适的优化策略住址和管理优化设计过程， 通过分解、协调等手段将复杂系统分解为与现有工程设计组织形式相一致的若干子系统，从 而可以利用工业界现有的各学科分析设计工具，在分布式计算机网络上集成各学科或子系统 己有的丰富知识与经验，对复杂系统进行综合设计，以达到缩短设计周期、降低开发成本

45、和 提高产品竞争力的目的。多学科设计优化技术的实质是利用优化原理为产品的全寿命周期设计提供理论基础和 实施方案，这与并行工程思想非常接近。总之，多学科设计优化技术是系统科学、优化论、 工程设计学、并行工程理论、分布式网络计算技术与各学科分析方法的产物。目前国外对多学科优化问题和多学科优化集成设计框架软件研究方面己取得较大进展。 iSIGHT是一套可整合设计流程中所试用的各项软件的工具。并且能自动进行最优化设计的 软件平台。iSIGHT是由美国Engineous Software公司所开发的。目前，iSIGHT软件已经在 航空、汽车、电子、机械、化工等产业得到广泛的应用。每天都有和多用户试用iSIGHT以 获得设计周期缩短。产品成本降低和品质提升等各方面的突破。在国内自2002年以来， iSIGHT己经在清华大学、上海交通大学、北京航空航天大学等学校以及航空航天、机械、 动力等相关行业得到应用。由于iSIGHT所倡导的多学科优化设计(Multidiscilinary Design Optimization)和基于质量工程设计方法在国内的应用还刚刚起步，所以，iSIGHT的应用无 疑会大大提升国内制造也数字化、信息化和现代化水平。3.2 ISIGHT算法分析在设计自动化的一步中，用户可以根据所研究的问题的特点定义任务计划。ISIGHT共有四大类算