本發(fā)明涉及一種汽車乘坐舒適性分析方法，尤其涉及一種輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性分析方法及電機(jī)選型應(yīng)用。
背景技術(shù)：
：隨著汽車需求的不斷提高，汽車的保有量連年增長，截止2015年底，我國機(jī)動車保有量達(dá)2.79億輛，其中汽車1.72億輛。新能源汽車保有量達(dá)58.32萬輛，其中純電動汽車保有量達(dá)33.2萬輛，占新能源汽車總量的56.93％，于2014年相比增長了317.06％?？梢婋妱悠嚨那熬叭招略庐?。而且，截止2015年底，機(jī)動車駕駛?cè)?.27億人，其中汽車駕駛?cè)顺^2.8億人?？梢娖嚨男枨罅窟€遠(yuǎn)遠(yuǎn)沒有達(dá)到飽和。而日益增長的汽車數(shù)量相對于不可再生的石油能源，使我們更要對電動汽車的發(fā)展加大關(guān)注。輪轂電驅(qū)動汽車的出現(xiàn)，讓我們對懸架、非簧載質(zhì)量和乘坐舒適性等有了一個新的認(rèn)識。和傳統(tǒng)主動懸架相比，輪轂電驅(qū)動汽車用驅(qū)動電機(jī)取代了傳統(tǒng)的發(fā)動機(jī)，用主動懸架取代了傳統(tǒng)懸架，并且將驅(qū)動電機(jī)和主動懸架都集成在車輪內(nèi)部。使汽車的結(jié)構(gòu)緊湊，沒有了傳統(tǒng)的發(fā)動機(jī)、離合器、變速器、傳動軸、差速器和機(jī)械懸架系統(tǒng)等結(jié)構(gòu)。使電動汽車的整體質(zhì)量減輕，更節(jié)能，可以實現(xiàn)駕駛員期望的續(xù)駛里程。但是，驅(qū)動電機(jī)的引入，會使非簧載質(zhì)量增加使乘坐舒適性變壞。為了使乘坐舒適性提高，驅(qū)動電機(jī)選型就變成了一個重要的指標(biāo)。我國在修訂GB/T4970-1996《汽車能夠隨機(jī)輸入行駛實驗方法》時，評價汽車平順性就考慮椅面xs、ys、zs這三個軸。椅面垂直軸向zs在頻率4-8Hz范圍內(nèi)時，人的內(nèi)臟器官產(chǎn)生共振，會使人感到不舒服?，F(xiàn)在多用兩個主振型的方法評價垂向車身加速度關(guān)于路面輸入速度的頻率響應(yīng)對乘坐舒適性的影響，然而這種方法在高頻段不能直接說明乘坐舒適性變化的原因，同時也不能定量的給出輪轂電機(jī)的選型應(yīng)用。技術(shù)實現(xiàn)要素：為了解決現(xiàn)有技術(shù)存在的以上問題，本發(fā)明提供一種輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性分析方法及電機(jī)選型應(yīng)用，通過建立輪轂電驅(qū)動汽車的車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型，推導(dǎo)出車身加速度相對路面輸入速度的幅頻特性曲線的不變點(diǎn)，分析指出輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性變差的原因，并給出輪轂驅(qū)動電機(jī)選型應(yīng)用，改善高頻段的乘坐舒適性。本發(fā)明是通過以下技術(shù)方案實現(xiàn)的：一種輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性分析方法，主要包含以下步驟：步驟一、建立路面、車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型：1.1)建立時域濾波白噪聲路面輸入系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型：其中：n00為下截止空間頻率，n00＝0.011m-1；q(t)為路面隨機(jī)高度位移，m；W(t)為均值為零的高斯白噪聲信號；1.2)建立車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型，并列出坐標(biāo)原點(diǎn)選在各自平衡位置時的運(yùn)動方程，所述運(yùn)動方程如下：其中：m1和m2分別是車輪質(zhì)量和車身質(zhì)量，kg；z1、和分別是車輪位移、車輪速度和車輪加速度，m、m/s、m/s2；z2、和分別是車輪位移、車輪速度和車輪加速度，m、m/s、m/s2；C為減震器阻尼系數(shù)，N/(m/s)；k和kt分別為懸架剛度和車輪剛度，N/m；q為路面不平度，m；步驟二、計算分析不變點(diǎn)大小、位置：將所述步驟1.2)列出的運(yùn)動方程變形后進(jìn)行拉氏變換：m2s2z2(s)+m1s2z1(s)+kt[z1(s)-q(s)]＝0；定義三個傳遞函數(shù)：其中：HA、HSD和HTD分別是車身加速度傳遞函數(shù)、懸架彈簧動撓度傳遞函數(shù)和輪胎彈性動撓度傳遞函數(shù)；s＝j(luò)ω；綜合上述公式后得到關(guān)于|HA(jω)|的不變點(diǎn)頻率表達(dá)式：其中：kt為輪胎剛度，m1為非簧載質(zhì)量；步驟三、路面、車輛仿真建模：3.1)在simulink中搭建濾波白噪聲形式的時域路面輸入模型模塊，并做成子模塊用于不同路面或不同行駛速度的行駛工況；3.2)根據(jù)所述步驟一中建立的車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型列出的運(yùn)動方程在simulink模塊中搭建模型，引入所述步驟3.1)中搭建的濾波白噪聲形式的時域路面輸入模型模塊，并給出車輛模型參數(shù)，并向workspace中輸出目標(biāo)參數(shù)；根據(jù)搭建的仿真模型進(jìn)行仿真，將仿真結(jié)果繪制曲線與計算結(jié)果對比得出乘坐舒適性分析結(jié)果。本發(fā)明同時提供所述輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性分析方法在輪轂電機(jī)選型上的應(yīng)用，其是在分析完乘坐舒適性之后，應(yīng)用繪制曲線的方程，給出非簧載質(zhì)量的驅(qū)動電機(jī)選型應(yīng)用：包括以下步驟：步驟一、分析由電機(jī)引起的非簧載質(zhì)量增加對不變點(diǎn)的影響：由于輪轂電機(jī)的加入，使得非簧載質(zhì)量增加，即m1增加，根據(jù)ωi減??；所述不變點(diǎn)頻率表達(dá)式如下式：改變非簧載質(zhì)量m1，所述不變點(diǎn)的頻率發(fā)生改變；在4～8Hz頻率范圍內(nèi)，人體內(nèi)臟器官最容易產(chǎn)生共振，因此，輪轂電機(jī)引起的非簧載質(zhì)量增加是引起輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性變差的根本原因；步驟二、輪轂電機(jī)選型應(yīng)用：根據(jù)不變點(diǎn)頻率表達(dá)式如下式：設(shè)輪轂電機(jī)的質(zhì)量為m0，則新非簧載質(zhì)量為：m′1＝m1+m0可得：由于人體對4～8Hz頻率范圍最為敏感，故要使fi＞8Hz，即：整理后獲得輪轂電機(jī)質(zhì)量的選取要求，即：其中，m0為輪轂電機(jī)質(zhì)量，kg；kt為輪胎剛度，N/m；m1為除輪轂電機(jī)以外的非簧載質(zhì)量，kg。由于采用了上述的技術(shù)方案，本發(fā)明的有益效果是：1、本發(fā)明定義了車身加速度對路面輸入速度的幅頻特性|HA(jω)|的頻率不變點(diǎn)2、本發(fā)明提供一種新的計算方法，和傳統(tǒng)計算方法相比，直觀的說明了在不變點(diǎn)即高頻段附近無法改變導(dǎo)致乘坐舒適性的原因；3、直觀說明輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性變差的根本原因，并依此給出了輪轂驅(qū)動電機(jī)選型應(yīng)用，改善輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性。附圖說明圖1為本發(fā)明輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性分析方法及在電機(jī)選型上應(yīng)用的流程圖；圖2為輪轂電驅(qū)動汽車車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型圖；圖3為simulink模塊中搭建濾波白噪聲形式的時域路面輸入仿真圖；圖4為車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型的simulink模塊中仿真圖；圖5為車身加速度對路面輸入速度的幅頻特性曲線(標(biāo)出的點(diǎn)為不變點(diǎn)，未更改參數(shù))；圖6為車身加速度對路面輸入速度的幅頻特性曲線(標(biāo)出的點(diǎn)為不變點(diǎn)，更改參數(shù)后的多條曲線)；圖7為車身加速度對路面輸入速度的幅頻特性曲線(標(biāo)出的點(diǎn)為不變點(diǎn)，改變非簧載質(zhì)量后的兩條曲線)。具體實施方式下面結(jié)合附圖，對本發(fā)明所提出的技術(shù)方案進(jìn)行進(jìn)一步闡述和說明。本發(fā)明提供了一種一種輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性分析方法及電機(jī)選型應(yīng)用，如圖1所示，包括以下幾個步驟：1、建立路面、車身和車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型：本實驗以某國產(chǎn)車型結(jié)構(gòu)參數(shù)為例來進(jìn)行計算和仿真，具體參數(shù)見表1。表1參數(shù)名稱符號單位參數(shù)值車身質(zhì)量m2kg413車輪質(zhì)量m1kg43懸架剛度kN/m16300減震器阻尼系數(shù)cN/(m/s)1200車輪剛度ktN/m143000(1)建立時域濾波白噪聲路面輸入系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型根據(jù)在1984年國際標(biāo)準(zhǔn)化組織在文件ISO/TC108/SC2N67中提出的“路面不平度表示方法草案”和國內(nèi)由長春汽車研究所起草制定的GB7031《車輛振動輸入——路面平度表示》標(biāo)準(zhǔn)之中，路面功率譜密度Gq(n)用下式作為擬合表達(dá)式：式中，n為空間頻率(m-1)，表示每米長度中包含幾個波長；n0為參考空間頻率，n0＝0.1m-1；Gq(n0)為參考空間頻率n0下的路面功率譜密度值，稱為路面不平度系數(shù)，單位為m3；W為頻率指數(shù)，為雙對數(shù)坐標(biāo)上斜線的斜率，它決定路面功率譜密度的頻率結(jié)構(gòu)。路面不平度8級分類標(biāo)準(zhǔn)參見表2。表2當(dāng)汽車以一定車速u(m/s)駛過空間頻率n(m-1)的路面不平度時輸入的時間頻率f(Hz)是n與u的乘積，即：f＝un(2)并且時間頻率功率譜密度和空間頻率功率譜密度的關(guān)系為：將方程(1)(2)(3)聯(lián)立求解得：將分級路面譜的頻率指數(shù)W＝2帶入方程(4)得:將ω＝2πf帶入方程(5)得：假設(shè)截止頻率為ω0，則方程(6)變換成：式(7)可視作白噪聲激勵的一階線性系統(tǒng)的響應(yīng)，根據(jù)隨機(jī)振動理論，可知：Gq(ω)＝|H(ω)|2Sω(8)其中：H(ω)為頻響函數(shù)；Sω為白噪聲W(t)功率譜密度，取Sω＝1。所以有：即：其中：n00為下截止空間頻率，n00＝0.011m-1；q(t)為路面隨機(jī)高度位移，m；W(t)為均值為零的高斯白噪聲信號。(2)建立車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型如圖2所示，假設(shè)輪胎沒有離開地面，z2和z1是從靜態(tài)平衡位置開始測量的，那么運(yùn)動的線性方程可以描述成如下形式：其中：m1和m2分別是車輪質(zhì)量和車身質(zhì)量，kg；z1、和分別是車輪位移、車輪速度和車輪加速度，m、m/s、m/s2；z2、和分別是車輪位移、車輪速度和車輪加速度，m、m/s、m/s2；C為減震器阻尼系數(shù)，N/(m/s)；k和kt分別為懸架剛度和車輪剛度，N/m；q為路面不平度，m；2、計算分析不變點(diǎn)大小、位置：將方程(11)和(12)相加得到如下方程：假設(shè)初始值是零，對方程(13)進(jìn)行拉氏變換的到如下方程：m2s2z2(s)+m1s2z1(s)+kt[z1(s)-q(s)]＝0(14)將方程(14)變換成如下形式：m2s2z2(s)+(kt+m1s2)z1(s)＝ktq(s)(15)然后定義我們想要的研究的三個傳遞函數(shù)：其中HA、HSD和HTD分別是車身加速度傳遞函數(shù)，懸架彈簧動撓度傳遞函數(shù)和輪胎彈性動撓度傳遞函數(shù)。這三個傳遞函數(shù)都是和路面輸入速度相關(guān)的。一般使用的路面輸入速度是“時域濾波白噪聲路面”。將方程(16)(17)(18)帶入方程(15)得到如下三個方程：m2HA(s)+(kt+s2m1)HTD(s)＝-sm1(19)s2m2HSD(s)+[kt+s2(m2+m1)]HTD(s)＝-s(m2+m1)(20)[kt+s2(m2+m1)]HA(s)-(kt+s2m1)s2HSD(s)＝kts(21)將s＝j(luò)ω代入方程(19)(20)(21)中，得到如下方程：m2HA(jω)+(kt-ω2m1)HTD(jω)＝-jωm1(22)-ω2m2HSD(jω)+[kt-ω2(m2+m1)]HTD(jω)＝-jω(m2+m1)(23)[kt-ω2(m2+m1)]HA(jω)+(kt-ω2m1)ω2HSD(jω)＝ktjω(24)從方程(22)(23)(24)中可以看出來，一旦三個傳遞函數(shù)中的一個被確定下來了，其它兩個傳遞函數(shù)就被確定下來了。方程(22)(23)(24)可以用來確定傳遞函數(shù)中的不變點(diǎn)，這些不變點(diǎn)的值對應(yīng)著一些特殊的頻率，這些特殊的頻率只與kt、m1和m2有關(guān)。在方程(22)中，令含有HTD(jω)的相恒為零，那么只需要令前面的系數(shù)恒為零即可，即：kt-ω2m1＝0。這樣就獲得一個和HA(jω)有關(guān)的特殊的頻率ωi，即：其中，kt為輪胎剛度，m1為非簧載質(zhì)量。那么和他對應(yīng)的這個點(diǎn)定義為車身加速度響應(yīng)的不變點(diǎn)，對于大多數(shù)的車輛ωi的值是10Hz左右。3、建立路面、車身和車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)simulink仿真模型，并給出仿真結(jié)果：(1)建立時域濾波白噪聲路面輸入系統(tǒng)simulink模型選取行駛工況為在C級路面上，以50km/h的速度行駛。根據(jù)1中方程(10)在simulink中搭建時域濾波白噪聲路面輸入系統(tǒng)模型如圖3所示，其中W(t)為數(shù)學(xué)期望為零的高斯白噪聲。并做成子模塊用于不同的路面和行駛速度的行駛工況。(2)建立車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)simulink模型選取和(1)中一樣的行駛工況，使用(1)中建立的子模塊作為路面輸入信號。根據(jù)方程(11)(12)在simulink中搭建車身與車輪兩自由度四分之一車輛振動系統(tǒng)模型如圖4所示。并將車身加速度和路面輸入速度數(shù)據(jù)(matlab中分別用BAcc和RIVe表示)，輸出到matlab中workspace模塊中。(3)編寫m文件，繪制車身加速度對路面輸入速度幅頻特性曲線根據(jù)步驟(2)中simulink輸出到workspace的兩組數(shù)據(jù)，車身加速度(BAcc)和路面輸入速度(RIVe)，編寫m文件繪制車身加速度對路面輸入速度幅頻特性曲線。繪制曲線如圖5所示，圖中標(biāo)記的點(diǎn)為不變點(diǎn)。可以看出不變點(diǎn)的幅值基本等于曲線的最大值，不變點(diǎn)的位置可以直接反應(yīng)乘坐舒適性的好壞。(4)改變彈簧剛度k根據(jù)不變點(diǎn)的表達(dá)式與彈簧剛度k無關(guān)。所以，改變彈簧剛度k(16300N/m→20000N/m)，繪制新的曲線，和原曲線繪制在同一張圖里，并觀測不變點(diǎn)的位置。繪制的圖片如圖6所示，其中黑色曲線為未改變參數(shù)曲線，藍(lán)色曲線為改變參數(shù)k后繪制的曲線，標(biāo)記的點(diǎn)為不變點(diǎn)的位置。和圖5中繪制曲線的不變點(diǎn)位置比較發(fā)現(xiàn)，改變參數(shù)后的不變點(diǎn)的位置是一樣的，所以參數(shù)k對不變點(diǎn)的位置沒有影響。(5)改變阻尼系數(shù)c根據(jù)不變點(diǎn)的表達(dá)式與阻尼系數(shù)c無關(guān)。所以，改變阻尼系數(shù)c(1200N/(m/s)→2000N/(m/s))，繪制新的曲線，和原曲線繪制在同一張圖里，并觀測不變點(diǎn)的位置。繪制的圖片如圖6所示，其中黑色曲線為未改變參數(shù)曲線，紅色曲線為改變參數(shù)c后繪制的曲線，標(biāo)記的點(diǎn)為不變點(diǎn)的位置。和圖5中繪制曲線的不變點(diǎn)位置比較發(fā)現(xiàn)，改變參數(shù)后的不變點(diǎn)的位置是一樣的，所以參數(shù)c對不變點(diǎn)的位置沒有影響。4、所述輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性分析方法的在輪轂電機(jī)選型上的應(yīng)用：(1)由電機(jī)引起的非簧載質(zhì)量增加對不變點(diǎn)的影響由于輪轂電機(jī)的加入，使得非簧載質(zhì)量增加，即m1增加，根據(jù)ωi減小。改變非簧載質(zhì)量m1(模擬輪轂電機(jī)引起的非簧載質(zhì)量增加，43kg→70kg)，繪制新的曲線，和原曲線繪制在同一張圖里，并觀測不變點(diǎn)的位置。繪制的圖片如圖7所示，其中一條曲線為未改變非簧載質(zhì)量m1的曲線，另一條曲線為改變非簧載質(zhì)量m1后的曲線，標(biāo)記的點(diǎn)為改變后的不變點(diǎn)。將該不變點(diǎn)和圖5中的不變點(diǎn)對比發(fā)現(xiàn)，不變點(diǎn)的頻率從9.18Hz減小到7.19Hz，使得頻率小于8Hz，而且|HA(jω)|從5.969增加到7.678，產(chǎn)生了明顯的增長。而在4～8Hz頻率范圍內(nèi)，人體內(nèi)臟器官最容易產(chǎn)生共振，即人感覺最不舒服的頻率范圍。所以，輪轂電機(jī)引起的非簧載質(zhì)量增加，導(dǎo)致不變點(diǎn)左移，是引起輪轂電驅(qū)動汽車乘坐舒適性變差的根本原因。(2)輪轂電機(jī)選型應(yīng)用由于輪轂電機(jī)的加入，使得非簧載質(zhì)量增加，即m1增加，根據(jù)ωi減小。不變點(diǎn)頻率表達(dá)式如下式：設(shè)輪轂電機(jī)的質(zhì)量為m0，則新非簧載質(zhì)量為：m′1＝m1+m0(26)將方程(26)代入方程(25)得：由于人體對4～8Hz頻率范圍最為敏感，故要使fi＞8Hz，即：所以，我們可以獲得輪轂電機(jī)質(zhì)量的選取要求，即：其中，m0為輪轂電機(jī)質(zhì)量，kg；kt為輪胎剛度，N/m；m1為除輪轂電機(jī)以外的非簧載質(zhì)量，kg。當(dāng)前第1頁1 2 3