基于UG/Motion重型貨車主副彈簧懸架動力學(xué)仿真分析系統(tǒng)的構(gòu)建

侯永濤，周孔亢，陸建輝，汪若塵

(1.江蘇大學(xué) 機械工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013;2.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013)

基于UG/Motion重型貨車主副彈簧懸架動力學(xué)仿真分析系統(tǒng)的構(gòu)建

侯永濤1，周孔亢2，陸建輝2，汪若塵2

(1.江蘇大學(xué) 機械工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013;2.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013)

提出一種基于UG/Motion構(gòu)建重型貨車主副彈簧懸架動力學(xué)仿真分析系統(tǒng)的新方法，并應(yīng)用該方法開發(fā)出了相應(yīng)的軟件原型系統(tǒng)。基于二自由度1/4車輛虛擬樣機模型，原型系統(tǒng)的仿真分析模塊可方便、快捷地實現(xiàn)虛擬樣機模型主要設(shè)計參數(shù)的修改及基于諧波疊加法各種標(biāo)準(zhǔn)等級時域路面不平度的模擬生成。仿真分析模塊通過調(diào)用UG/Motion集成的RecurDyn解算器來獲取仿真分析結(jié)果，通過集成Matlab的繪圖功能對分析結(jié)果進行輸出查看;系統(tǒng)的遺傳優(yōu)化設(shè)計模塊以整個載荷范圍內(nèi)懸掛質(zhì)量加速度均方根值最小為目標(biāo)函數(shù)，可對懸架的阻尼系數(shù)、主副彈簧剛度比和臨界載荷比進行動力學(xué)優(yōu)化。通過一個設(shè)計實例驗證了原型系統(tǒng)構(gòu)建的正確性及遺傳優(yōu)化設(shè)計模塊的有效性。

重型貨車;主副彈簧;非線性懸架;動力學(xué)分析

采用主副鋼板彈簧的汽車懸架系統(tǒng)，因結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低，在重型貨車上得到了廣泛應(yīng)用。重型車輛的輪胎動載荷一直被認(rèn)為是路面早期破壞的主要因素，尤其是車輛超速或超載時，將嚴(yán)重影響車輛的動力學(xué)性能，加劇作用于路面的動載荷，縮短路面的使用壽命［1］。因此，建立重型貨車主副彈簧懸架的動力學(xué)仿真分析系統(tǒng)，優(yōu)化懸架的結(jié)構(gòu)參數(shù)對有效提高車輛的平順性，降低對路面的損傷具有重要意義。

由于主副彈簧非線性懸架系統(tǒng)的廣泛應(yīng)用，國內(nèi)外學(xué)者對其進行了廣泛研究。唐應(yīng)時等［2］應(yīng)用非線性振動理論，給出了后懸架只有主彈簧單獨工作和主副彈簧一起工作時懸架偏頻的計算公式。Sungsoo等［3］提出了一種計算主副彈簧非線性剛度的方法，并對該方法的有效性進行了驗證。Shokrieh等［4］采用有限元軟件ANSYS對復(fù)合材料鋼板彈簧進行了分析和優(yōu)化，并與普通鋼板彈簧進行了比較。目前，研究人員在對非線性懸架系統(tǒng)進行動力學(xué)仿真分析和結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化時，多采用 Matlab 及 Simulink 構(gòu)建其動力學(xué)模型［1，5－6］的方法，該方法的優(yōu)點在于結(jié)構(gòu)和流程清晰、計算效率高，缺點在于需要構(gòu)建懸架系統(tǒng)復(fù)雜的動力學(xué)微分方程，且在面向應(yīng)用方面顯得很不方便。本文旨在提出一種基于UG/Motion，將多剛體動力學(xué)與遺傳優(yōu)化方法相結(jié)合研究分析主副彈簧非線性懸架動力學(xué)特性及優(yōu)化懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)的新方法，并應(yīng)用該方法開發(fā)出相應(yīng)的軟件原型系統(tǒng)，以方便實現(xiàn)懸架系統(tǒng)的動力學(xué)仿真分析及懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計。

1 原型系統(tǒng)的模型及構(gòu)成

原型系統(tǒng)以1/4車輛懸架作為研究對象，應(yīng)用UG的運動仿真(Motion)模塊構(gòu)建的二自由度振動虛擬樣機模型，如圖1所示。

圖1 1/4車輛虛擬樣機模型及原型系統(tǒng)的主界面Fig.1 Virtual prototype model of quarter vehicle and main interface of the prototype system

原型系統(tǒng)以NX Open API為應(yīng)用程序接口，采用Visual C++2005為開發(fā)平臺構(gòu)建。NX Open API提供了一系列函數(shù)用于實現(xiàn)動力學(xué)仿真模型的更改、仿真運行及仿真結(jié)果的獲取。UG/Motion模塊集成了MSC Adams和RecurDyn兩種解算器，實驗證明，對大多數(shù)機構(gòu)來說，用這兩種解算器求解出的結(jié)果基本相同。為降低原型系統(tǒng)構(gòu)建的復(fù)雜程度，采用將Matlab的M程序通過mcc命令編譯為可被主程序調(diào)用的動態(tài)鏈接庫的方式，以集成Matlab的相應(yīng)繪圖功能，用于仿真結(jié)果的輸出查看。

原型系統(tǒng)的主界面如圖1所示，可以看出其主要由仿真分析和遺傳優(yōu)化設(shè)計兩個功能模塊組成。

2 仿真分析模塊

原型系統(tǒng)的仿真分析模塊主要用于車輛二自由度虛擬樣機模型參數(shù)的修改、運行動力學(xué)仿真及仿真結(jié)果查看。

在二自由度1/4車輛的虛擬樣機模型中，懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量、輪胎剛度和懸架阻尼系數(shù)的修改相對比較簡單。在NX Open中，結(jié)構(gòu)體UF_MOTION_link_mass_properties_t的成員變量mass用于存儲剛體的質(zhì)量特性，在獲取用戶輸入的非懸掛質(zhì)量和實際懸掛質(zhì)量后，調(diào)用函數(shù)UF_MOTION_set_link_mass_properties()即可對其進行修改;虛擬樣機模型中，輪胎剛度和懸架阻尼都為常數(shù)，結(jié)構(gòu)體UF_MOTION_spring_damper_t的成員變量spring_rate用于存儲線性彈簧的剛度系數(shù)，damping_rate用于存儲線性阻尼系數(shù)，在獲取用戶輸入后，調(diào)用函數(shù)UF_MOTION_set_spring()即可對其進行修改。

2.1 主副彈簧彈性特性數(shù)據(jù)的確定

安裝有主副彈簧的懸架系統(tǒng)，其彈性特性曲線如圖2所示。在 UG/Motion中，非線性彈簧的彈性特性通過表(XY)函數(shù)存儲在輔助數(shù)據(jù)文件(AFU)的相應(yīng)記錄(Record)中。對于數(shù)據(jù)類型為剛度的記錄，表(XY)函數(shù)中，X用于存儲彈簧的撓度，Y用于存儲該撓度所對應(yīng)的載荷。UG/Motion以Akima插值方法計算相應(yīng)撓度下的彈簧力。

圖2 主副彈簧懸架彈性特性曲線Fig.2 Elastic characteristic curve of suspension with main and auxiliary spring

圖2中，臨界載荷Fk所對應(yīng)的懸架撓度fk為：

式中：Fk為臨界載荷;Km為主彈簧的剛度;F0為懸架空載載荷;β為臨界載荷比，β=Fk/F0。

當(dāng)懸架靜撓度為f時，彈簧所對應(yīng)的載荷為：

式中：α為主副彈簧剛度比。

原型系統(tǒng)將整個撓度的區(qū)間設(shè)置為［－3fk3fk］，由于Akima插值算法［7］以包括本節(jié)點在內(nèi)的5個數(shù)據(jù)點來確定插值公式，即各個節(jié)點的一階導(dǎo)數(shù)以節(jié)點加上兩側(cè)相鄰各2點來確定，且要確保一階導(dǎo)數(shù)的計算結(jié)果準(zhǔn)確，撓度間距必須是等距。

因此，在依據(jù)式(1)計算獲得fk后，將［0 fk］區(qū)間4等分，［fk3fk］區(qū)間8等分，即可按式(2)計算相應(yīng)撓度下的彈簧載荷。正負(fù)撓度區(qū)間的數(shù)據(jù)相對于坐標(biāo)原點對稱。

NX Open中，類NXOpen：：CAE：：AfuData用于管理AFU文件中相應(yīng)記錄中的數(shù)據(jù)，調(diào)用成員函數(shù)SetRealData()可將數(shù)據(jù)寫入記錄;相同命名空間下的類 AfuManager用于管理AFU文件及其中的記錄，調(diào)用成員函數(shù)EditRecord

()即可完成該記錄的修改。以圖1主界面所示車輛參數(shù)，原型系統(tǒng)按“比例中項法”計算并寫入AFU文件相應(yīng)記錄中的非線性彈簧彈性特性數(shù)據(jù)，如圖3所示。

圖3 非線性彈簧的彈性特性數(shù)據(jù)Fig.3 Elastic characteristic data of nonlinear spring

需要指出的是，在進行懸架動力學(xué)仿真分析前，應(yīng)使彈簧靜平衡，即應(yīng)為主副彈簧和輪胎設(shè)置預(yù)載荷。與ADAMS系統(tǒng)不同，UG/Motion不能直接為彈簧添加預(yù)載荷力，而是通過修改彈簧的自由長度來添加預(yù)載荷。自由長度即彈簧在不受任何載荷作用時的長度，結(jié)構(gòu)體 UF_MOTION_spring_damper_t的成員變量spring_ref_length與彈簧的自由長度相對應(yīng)，其值為彈簧靜平衡時的長度加上載荷所對應(yīng)的彈簧靜撓度。對于主副彈簧，當(dāng)已知彈簧載荷時，其靜撓度不難由式(2)反求獲得。

2.2 路面不平度激勵的確定

路面不平度是指路面相對于某個基準(zhǔn)平面的高度，隨道路走向而變化。由于汽車行駛時的主要激勵來自路面，因此路面不平度的建模對懸架動力學(xué)仿真分析的準(zhǔn)確性有著根本的影響。

原型系統(tǒng)采用諧波疊加法對8個標(biāo)準(zhǔn)等級路面進行重構(gòu)。國家標(biāo)準(zhǔn)GB7031規(guī)定的路面不平度功率譜密度Gq(n)的擬合表達式為：

式中：n為空間頻率，單位為m－1;n0為參考空間頻率，n0=0.1 m－1;W為頻率指數(shù)，通常取2。

由于在二自由度懸架虛擬樣機模型中，模擬路面不平度的移動副其位移為時間的函數(shù)，為此將空間功率譜轉(zhuǎn)換為時間功率譜為：

式中：f為時間頻率;u為車速。

當(dāng)模擬路面的空間頻率在0.011 m－1＜n＜2.83 m－1之間時，取車速 u=36 ～108 km/h，根據(jù) f=un，可得相應(yīng)的時間頻率范圍f=0.33～28.3 Hz，該頻率范圍有效覆蓋了汽車振動系統(tǒng)的固有頻率區(qū)間。將f劃分為 N個區(qū)間，用每一小區(qū)間的中心頻率fi(i=1，2…，N)處的時間功率譜密度Gq(fi)代替Gq(f)在整個小區(qū)間內(nèi)的值，則用諧波疊加法［8］產(chǎn)生時域隨機路面不平度為：

式中：q(tj)為tj時刻所對應(yīng)的隨機路面不平度;Δf為時間頻率步長;θi為［0 2π］上均勻分布的隨機相位差。

設(shè)仿真時間為T，仿真步數(shù)為NUM，則tj為：

如圖4所示為原型系統(tǒng)模擬生成的C級路面、車速80 km/h時的路面不平度曲線。圖5為圖4模擬生成的路面不平度功率譜密度與標(biāo)準(zhǔn)譜的對比曲線，從圖5可以看出原型系統(tǒng)生成的時域路面不平度具有較高精度，滿足譜一致的準(zhǔn)則。

在UG/Motion中，模擬路面不平度的移動副其驅(qū)動數(shù)據(jù)，同樣以表(XY)函數(shù)的形式存儲在AFU文件的相應(yīng)記錄中。X用于存儲仿真時刻tj，Y用于存儲tj所對應(yīng)的移動副位移q(tj)。其修改方法與非線性彈簧參數(shù)的修改相同，不再贅述。

2.3 設(shè)計變量初值的確定

由于輪胎剛度Kt相對固定，因此影響主副彈簧懸架性能的主要參數(shù)為主彈簧剛度Km、懸架阻尼C、主副彈簧剛度比α和臨界載荷比β。

由于要滿足滿載時懸架靜撓度fs小于許用靜撓度［fs］要求［1］，因此主彈簧剛度 Km不能太小，即：

式中：λc為滿載載荷比;［fs］取值 0.13 m［1］。

另一方面，為滿足車輛跳離地面的概率小于0.15%［9］，應(yīng)使車輪動載荷系數(shù)ξ滿足：

ξ的計算及獲取見2.4小節(jié)相關(guān)內(nèi)容。當(dāng)選取過大的主彈簧剛度Km，會使懸架空載時偏頻增大，無法滿足式(8)的要求，因此主彈簧剛度Km也不能選擇得過大。

原型系統(tǒng)會按比例中項法和臨界載荷法計算相應(yīng)的α和β，依據(jù)式(7)推薦給出主彈簧剛度Km的最小值;空載時運行動力學(xué)仿真，查看車輪動載荷系數(shù)ξ可獲得主彈簧剛度Km的最大值。

對于懸架的阻尼C，平順性要求懸架阻尼比δ取較小值，行駛安全性要求δ取較大值。另一方面，在選取懸架阻尼C時，不應(yīng)使空載與滿載時阻尼比相差過大，一般汽車懸架系統(tǒng)的阻尼比范圍［10］是 δmin=0.2，δmax=0.4。原型系統(tǒng)會依據(jù)車輛參數(shù)和主彈簧剛度，計算空載和滿載時的最大、最小阻尼，并以空載時阻尼最大值和滿載時阻尼最小值的中間值給出推薦的懸架阻尼。對于如圖1所示原型系統(tǒng)主界面中的車輛參數(shù)，系統(tǒng)給出的設(shè)計變量初值提示信息，如圖6所示。

圖6 原型系統(tǒng)給出的設(shè)計變量初值提示信息Fig.6 Prompting message of initial value of design variables given by the prototype system

原型系統(tǒng)中，許用靜撓度［fs］、阻尼比最小值δmin、最大值δmax可由用戶確定，具體輸入界面不再給出。

2.4 動力學(xué)仿真分析及結(jié)果的獲取與顯示

在原型系統(tǒng)實現(xiàn)虛擬樣機模型的修改及仿真參數(shù)的獲取后，即可運行動力學(xué)仿真，查看仿真分析結(jié)果。函數(shù)UF_MOTION_solve_model()用于執(zhí)行以時間為基礎(chǔ)的仿真分析。當(dāng)虛擬樣機模型具有一個及以上自由度時，函數(shù)執(zhí)行動力學(xué)仿真，仿真分析的結(jié)果被保存在UG內(nèi)部的數(shù)據(jù)庫中，直到模型被更改或另一個仿真分析被運行。

衡量設(shè)計參數(shù)對懸架性能的影響，原型系統(tǒng)采用以下3個評價指標(biāo)：

(1)平順性，指車身的振動情況。一般通過車身的垂直振動加速度來評價。由于采用1/4車輛模型，因此只考慮懸掛質(zhì)量的垂直振動加速度，加速度均方根值為：

式中：α(t)為懸掛質(zhì)量的垂直振動加速度。

與ADAMS系統(tǒng)相似，為獲取懸掛質(zhì)量的垂直振動加速度，可在模型中主副彈簧的上安裝點處，為懸掛質(zhì)量添加Marker點。在執(zhí)行仿真分析后，調(diào)用函數(shù)UF_MOTION_ask_acceleration_results()即可從UG的內(nèi)部數(shù)據(jù)庫中獲取該Marker點在每一仿真時刻對應(yīng)的加速度值，由此可按式(9)計算獲得懸掛質(zhì)量的加速度均方根值。

(2)懸架動行程，評價指標(biāo)為懸掛質(zhì)量與非懸掛質(zhì)量之間的相對位移，亦稱懸架動撓度。原型系統(tǒng)采用懸架動行程的均方根值［10］作為其評價指標(biāo)，表達式為：

式中：z2(t)為懸掛質(zhì)量的位移;z1(t)為非懸掛質(zhì)量的位移。

為獲取非懸掛質(zhì)量的位移，可在主副彈簧的下安裝點處，為非懸掛質(zhì)量添加Marker點。調(diào)用函數(shù)UF_MOTION_ask_trans_displacement_results()可獲取該Marker點在每一仿真時刻Z坐標(biāo)的位置。懸掛質(zhì)量位移的獲取方法與此類似。

(3)輪胎接地性，指車輛行駛過程中車輪是否出現(xiàn)跳動。車輪的跳動會影響車輛驅(qū)動力或制動力的發(fā)揮，從而導(dǎo)致行駛方向失控，因此接地性對車輛的操穩(wěn)性和安全性的影響很大。原型系統(tǒng)采用車輪動載荷系數(shù)［9］作為其衡量指標(biāo)，表達式為：

式中：F(t)為模擬輪胎的彈簧力;m1為非懸掛質(zhì)量;m2為實際懸掛質(zhì)量。

調(diào)用函數(shù)UF_MOTION_ask_force_results()可獲取每一仿真時刻模擬輪胎的彈簧上所承受的力F(t)。這樣，即可按式(11)計算獲得車輪的動載荷系數(shù)。

圖7為原型系統(tǒng)對仿真結(jié)果的顯示。

圖7 原型系統(tǒng)對仿真結(jié)果的顯示Fig.7 Simulation results displayed by the prototype system

3 遺傳優(yōu)化設(shè)計模塊

傳統(tǒng)常規(guī)的機械設(shè)計優(yōu)化方法，大多是從設(shè)計空間的單個點出發(fā)，根據(jù)相應(yīng)規(guī)則進行點到點的順序搜索，很難處理經(jīng)常遇到的非凸、高度非線性等參數(shù)優(yōu)化問題，且對于多峰值問題的求解很容易收斂于局部最優(yōu)解。遺傳算法則是從一個初始種群開始，不斷產(chǎn)生和測試新一代的種群，這種方法從一開始便擴大了搜索范圍，可較快地獲得問題的全局最優(yōu)解。因此，系統(tǒng)采用遺傳算法來實現(xiàn)的主副彈簧懸架系統(tǒng)的設(shè)計變量優(yōu)化。

3.1 設(shè)計變量和約束條件

取優(yōu)化的設(shè)計變量為懸架阻尼C、主副彈簧剛度比α和臨界載荷比β。約束條件為：

式中：fs為滿載時懸架的靜撓度，單位m;ξ為車輪動載荷系數(shù);frms為懸架動行程均方根值，單位m。

為防止車輛在不平路面上行駛時經(jīng)常沖擊緩沖塊而使平順性變差，懸架必須有足夠的動撓度。通常貨車的限位行程［fd］≤0.06～0.09 m，懸架動行程均方根值frms≤［fd］/3時，可保證懸架沖擊限位塊的概率小于0.3%［9］，系 統(tǒng) 選擇［fd］=0.09 m。原型系統(tǒng)的“遺傳優(yōu)化設(shè)計”選項卡如圖8所示。

圖8 原型系統(tǒng)的“遺傳優(yōu)化設(shè)計”選項卡Fig.8 The“Genetic Optimization”tab

3.2 目標(biāo)函數(shù)

優(yōu)化的懸架參數(shù)應(yīng)使車輛在不同的載荷下都具有良好的平順性，為此目標(biāo)函數(shù)選擇平順性評價指標(biāo)。懸掛質(zhì)量垂直振動加速度均方根值αrms隨載荷變化為一連續(xù)曲線［1］，目標(biāo)函數(shù)應(yīng)使曲線下的面積最小，為減少優(yōu)化過程中運行動力學(xué)仿真的次數(shù)，將空載和滿載懸掛質(zhì)量區(qū)間4等分，以4個梯形面積之和來代替曲線下的面積，由此確定目標(biāo)函數(shù)為：

式中：Δm=(m2f－ m2e)/4，m2f為滿載懸掛質(zhì)量，m2e為空載懸掛質(zhì)量;mi=m2e+iΔm。

4 系統(tǒng)驗證與實例分析

為驗證系統(tǒng)正確性，選擇文獻［1］中某重型貨車的參數(shù)進行實例分析。車輛參數(shù)的具體數(shù)值如圖1所示。通過原型系統(tǒng)給出的如圖6所示設(shè)計變量初值提示信息，選擇主彈簧剛度為Km=8×105N/m，懸架阻尼系數(shù)初值C=4×104N·s/m。選擇比例中項法計算得到主副彈簧剛度比α=0.902，臨界載荷比β=1.902，彈簧的彈性特性數(shù)據(jù)如圖3所示;選擇C級路面、車速80 km/h計算獲得路面不平度曲線如圖4所示。

在ADAMS系統(tǒng)中，建立1/4車輛懸架虛擬樣機模型，并將彈簧彈性特性數(shù)據(jù)和路面不平度數(shù)據(jù)導(dǎo)入ADAMS虛擬樣機模型，在懸掛質(zhì)量為8 000 kg時，ADAMS仿真分析得到的懸掛質(zhì)量加速度隨時間變化曲線如圖9所示。

圖9 ADAMS懸掛質(zhì)量加速度仿真結(jié)果及虛擬樣機模型Fig.9 ADAMS simulation curve of the acceleration on suspended mass and the virtual prototype model

相同條件下，通過原型系統(tǒng)仿真分析獲得的懸掛質(zhì)量加速度變化曲線與ADAMS仿真結(jié)果的對比，如圖10所示?？梢钥闯觯抡娼Y(jié)果基本一致，原型系統(tǒng)計算得到的加速度均方根值為 2.079 m/s2，ADAMS為2.082 m/s2，兩者在數(shù)值上稍有差異，分析原因發(fā)現(xiàn)，這主要是由于解算器不同造成的。由于原型系統(tǒng)所運行的虛擬樣機模型包含有非線性彈簧，UG/Motion要求只能使用RecurDyn解算器。

圖10 原型系統(tǒng)與ADAMS仿真結(jié)果對比Fig 10 Simulation result comparison between the prototype system and ADAMS

使用原型系統(tǒng)的遺傳優(yōu)化設(shè)計模塊，對選取的三個設(shè)計變量進行優(yōu)化，設(shè)計變量的取值范圍如圖8所示，最終的優(yōu)化結(jié)果為：懸架阻尼系數(shù)C=3.985×104N·s/m，主副彈簧剛度比α=0.509，臨界載荷比β=2.103。

對于整個載荷變化區(qū)間，采用遺傳優(yōu)化方法優(yōu)化后的設(shè)計變量與懸架阻尼系數(shù)初值為4×104N·s/m，按比例中項法和平均載荷法計算得到的主副彈簧剛度比α及臨界載荷比β，對懸掛質(zhì)量加速度均方根值的影響比較，如圖11所示;對車輪動載荷系數(shù)的影響比較，如圖12所示。從圖中可以看出，優(yōu)化后滿載時懸掛質(zhì)量加速度均方根值和車輪動載荷系數(shù)都有明顯下降，提高了整車的平順性，減小了對路面的損傷。

5 結(jié)論

(1)基于UG/Motion及UG系統(tǒng)的開放結(jié)構(gòu)，提出了一種構(gòu)建非線性懸架動力學(xué)特性仿真分析系統(tǒng)及結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化的新方法。該方法無需構(gòu)建非線性懸架系統(tǒng)復(fù)雜的動力學(xué)微分方程，仿真結(jié)果的輸出基于懸架的虛擬樣機模型和多剛體動力學(xué)解算器，基于該方法開發(fā)的原型軟件系統(tǒng)構(gòu)建簡單、應(yīng)用方便直觀;

(2)將多剛體動力學(xué)和遺傳優(yōu)化方法相結(jié)合以優(yōu)化懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)，未來可在原型系統(tǒng)中集成更多優(yōu)化方法如基于響應(yīng)面法的穩(wěn)健優(yōu)化方法、模糊優(yōu)化方法和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的遺傳優(yōu)化方法等，為復(fù)雜機構(gòu)及懸架系統(tǒng)的動力學(xué)特性分析與優(yōu)化拓展了研究思路。

(3)原型系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)不同標(biāo)準(zhǔn)等級路面的主副彈簧非線性懸架系統(tǒng)的動力學(xué)仿真，其遺傳優(yōu)化設(shè)計模塊能夠?qū)崿F(xiàn)懸架阻尼系數(shù)、主副彈簧剛度比和臨界載荷比三個設(shè)計變量的優(yōu)化，實例分析顯示設(shè)計變量的優(yōu)化能夠有效提高懸架的動力學(xué)特性;通過將原型系統(tǒng)的仿真結(jié)果與ADAMS相對比，驗證了原型系統(tǒng)的正確性。

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Construction of dynamic simulation system of heavy truck suspension with main and auxiliary springs based on UG/Motion

HOU Yong－tao1，ZHOU Kong－kang2，LU Jian－h(huán)ui2，WANG Ruo－chen2
(1.School of Mechanical Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 202013，China;2.School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China)

A new construction method for dynamic simulation system of heavy truck suspension with main and auxiliary springs based on UG/Motion was proposed.The corresponding software prototype system was developed based on a 2－DOF virtual prototype model of the quarter vehicle.Using the simulation analysis function module of the prototype system，the principal design parameters of the prototype model can be rapidly and conveniently edited and the time－domain road roughness model can be generated based on the harmonic superposition method.The information of the road roughness was imposed on the virtual prototype model to create the excitation on a translation motion.By calling the RecurDyn solver，which is integrated in UG/Motion，and utilizing the simulation analysis function module，the simulation results were obtained.The simulation results can be inspected using the drawing function of Matlab.Taking the minimum of the root－mean－square value of vibration acceleration of suspended mass as objective function，the optimization design function module of the prototype system was constructed based on genetic algorithm and applied to optimize the suspension's damping value as well as the stiffness ratio and critical load ratio of the main and auxiliary springs.The correctness and the validity of the system and its function module were verified by a design example.

heavy truck;main and auxiliary spring;nonlinear suspension;dynamic analysis

U463.33

A

國家自然科學(xué)基金(50905078);教育部博士點基金項目(20093227120004);江蘇大學(xué)高級專業(yè)人才科研啟動基金項目(10JDG064)

2011－04－07 修改稿收到日期：2011－09－09

侯永濤 男，博士，副教授，1975年生