885191349汽車平順性評價方法的研究論文

1、汽車平順性評價方法的研究research of vehicle ride comfort evaluation method摘 要本文主要從理論上對當(dāng)前國內(nèi)外汽車行駛平順性的評價方法及其指標(biāo)進(jìn)行分析?，F(xiàn)有的汽車平順性評價方法，主要有iso2631標(biāo)準(zhǔn)、吸收功率法以及我國在前兩種方法的基礎(chǔ)上提出的國家標(biāo)準(zhǔn)gb4970。由于各種方法及其指標(biāo)的著重點和出發(fā)點不同，因此存在一定的區(qū)別或差異。iso2631中的兩種評價方法側(cè)重于客觀（物理）評價，而吸收功率法則側(cè)重于主觀的（感覺）評價。但是，歸根結(jié)底，都是對汽車振動情況的分析，故各種評價方法之間仍然存在一定的聯(lián)系。目前各種平順性評價方法及其指標(biāo)都存在一些

2、缺陷和不足。1/3倍頻帶法的優(yōu)點在于，靈敏度高，并且對不同方向以及某個方向上加速度均方根值的突出峰值位置比較清楚，有利于汽車結(jié)構(gòu)的改進(jìn)。其缺陷在于沒有同時考慮不同頻率加速度均方根值的影響及不同方向振動的影響?？偟募訖?quán)加速度值評價法的優(yōu)點在于，能夠比較全面地評價振動激勵的強(qiáng)度。其缺陷在于，會導(dǎo)致在某窄帶中加速度均方根值遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了允許值，但是其他頻率帶中加速度均方根值較小，由于補(bǔ)償作用，使得總的加權(quán)值不大。吸收功率法的優(yōu)點在于將人體承受的垂直，橫向振動和坐著的人體腳部的振動相加，用一個數(shù)據(jù)評價，比較全面。其缺點在于，這種評價方法反應(yīng)“遲鈍”。本文在此基礎(chǔ)上提出的新的評價方法，考慮了汽車行駛平順性的

3、影響因素（道路、車速），提出了符合實際工況的汽車行駛平順性綜合評價指標(biāo)，并對汽車的平順性試驗提出了一些建議。關(guān)鍵詞：汽車 平順性 評價方法abstractthis paper analyzes the current domestic and international vehicle ride comfort evaluation methods. and indicators. there are several vehicle ride comfort evaluation methods, for example iso2631 standards, absorption power

4、method and national standards of gb4980 which is based on the former two methods. because of their focus and different starting points of the indicators as a result of a variety of methods, there is a certain distinction or difference. two evaluation methods of iso2631 focus on the objective (physic

5、al) to evaluate, and absorb the power of the law focused on the subjective (sensory) evaluation.however, the former two methods both are the situation of the automotive vibration analysis, a variety of evaluation methods still have some linkages between each other. this paper analyzes the shortcomin

6、gs of the current vehicle ride comfort evaluation methods and indicators. the advantage of 1/3 octave band method is high sensitivity, and the prominent peak of the acceleration root-mean-square values in different directions, as well as one direction more clearly, which will help to improve the car

7、 structure. its defects are not taken into consideration the effects of different frequency root-mean-square values of acceleration and the effects of vibration in different directions. the advantage of the total weighted acceleration value evaluation method is that to a more comprehensive evaluatio

8、n of the intensity of vibration excitation. its shortcomings is that will lead to in a narrow band the acceleration root-mean-square value far exceeds the allowable value, but other frequency band the acceleration root-mean-square value smaller, as compensation, making the total value is not weighte

9、d. the advantage of the absorbed power method is that using one data to evaluate, which is combined with the vertical 、 horizontal vibration human body beard and the vibration the foot of sitting human body beard, more comprehensive. its disadvantage is that this evaluation method response retarded.

10、 on this basis, this paper build the new methods of evaluation, taking into account the vehicle comfort factors (roads, speed), bring forward the vehicle ride comfort comprehensive evaluation index and some suggestions of the vehicle ride comfort text.key words：automotive vehicle ride comfort evalua

11、ting method目 錄第1章 緒論11.1 本課題研究的現(xiàn)狀11.2 國民經(jīng)濟(jì)與學(xué)術(shù)理論意義11.3 本人所完成的工作2第2章 汽車行駛平順性評價指標(biāo)體系42.1 現(xiàn)有的主要幾種評價指標(biāo)42.2 兩種評價指標(biāo)的優(yōu)缺點92.3 兩種評價指標(biāo)間的相關(guān)性102.4 1/3倍頻帶評價方法的承受時間的計算122.5 gb4970評價方法及其分析142.6 本章小結(jié)14第3章 基本理論推導(dǎo)及新體系的建立153.1 汽車振動系統(tǒng)的模擬153.2 激勵譜的確定193.3 隨機(jī)激勵下汽車振動的模擬233.4 車速對汽車振動響應(yīng)的影響293.5 汽車行駛速度工況分析303.6 路面對汽車振動響應(yīng)的影響343

12、.7 新評價體系的建立413.8 本章小結(jié)48第4章 汽車行駛平順性隨機(jī)輸入試驗494.1 試驗方法494.2 汽車主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對平順性的影響514.3 本章小結(jié)54結(jié)論55致謝56參考文獻(xiàn)57附錄58 第1章 緒論在全球經(jīng)濟(jì)高速發(fā)展的今天，汽車已經(jīng)成為人們?nèi)粘Ｉ钪胁豢苫蛉钡慕煌üぞ摺ｋS著人們生活水平的提高和汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，汽車在行駛過程中的操縱性能和乘坐舒適性已越來越受到人們的重視。為了滿足人們對汽車性能日益苛刻的要求，優(yōu)異的操縱穩(wěn)定性和平順性已經(jīng)成為各汽車制造者共同追求的目標(biāo)。本文主要研究目前國內(nèi)外汽車平順性的主要評價方法。1.1 本課題研究的現(xiàn)狀汽車的平順性主要是保持汽車在行駛的過

13、程中產(chǎn)生的振動和沖擊環(huán)境對乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)，因此平順性主要是根據(jù)乘員主觀感覺的舒適性來評價，對于載貨汽車還包括保持貨物完好的性能，它是現(xiàn)代高速汽車的主要性能之一。所以一直都是國內(nèi)外學(xué)者普遍關(guān)心的問題。影響汽車平順性的因素是多方面的，同時對汽車平順性的評價也顯得十分復(fù)雜。要定量的描述平順性能，必須包括物理的，生理的和心理的各個方面的評價。幾乎所有反映汽車振動特性的物理量（頻率、振幅、速度、加速度、功率、能量等）都有人試圖用來作為平順性的評價指標(biāo)。目前，常用汽車車身振動的固有頻率和振動加速度評價汽車的行駛平順性。試驗表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應(yīng)為人體所

14、習(xí)慣的步行時，身體上、下運動的頻率。它約為6085次/分(1hz1.6hz)，振動加速度極限值為0.20.3g。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。如果車身加速度達(dá)到1g，未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。所以，車身振動加速度的極限值應(yīng)低于0.60.7g。20世紀(jì)70年代，在綜合大量資料基礎(chǔ)上，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織iso提出了iso2631人體承受全身振動的評價指南，后來對它進(jìn)行過修訂、補(bǔ)充。從1985年開始進(jìn)行全面修訂，于1997年公布了iso2631-1：1997（e）人體承受全身振動評價第一部分：一般要求。許多國家都參照它進(jìn)行汽車平順性的評價。我國對相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了修訂，公

15、布了gb/t4970-1996汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗方法。1.2 國民經(jīng)濟(jì)與學(xué)術(shù)理論意義汽車行駛平順性是汽車的重要使用性能之一。隨著人們生活水平的提高，對汽車乘坐的舒適性要求越老越高。人們在乘坐或者駕駛汽車時需要有一個舒適的環(huán)境，以確保自己的各項生理和心理反應(yīng)正常。特別是長途客車和旅游客車。同時，由于國家大力發(fā)展高速公路建設(shè)以及汽車技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車速度日趨提高。所以，從人們的要求，產(chǎn)品質(zhì)量發(fā)展方面來看，改善汽車行駛平順性顯得十分重要，對汽車的行駛平順性的研究也就具有了十分重要的意義。此外，汽車行駛平順性也不是孤立的，它的好壞，不僅影響到司機(jī)、乘員的疲勞強(qiáng)度、舒適性以及貨物的安全可靠的運

16、輸，而且還影響到汽車的其他使用性能。在汽車的實際使用過程中，如果汽車的平順性能差，駕駛員就會因車輛的強(qiáng)烈振動而被迫降低汽車行駛速度。因此，使汽車的平均速度與運輸效率下降。在被迫降低車速后，汽車的發(fā)動機(jī)不可能在最合適的轉(zhuǎn)速下工作，因而將導(dǎo)致汽車燃油經(jīng)濟(jì)性變壞，增加運輸?shù)某杀?。振動在汽車上產(chǎn)生動載荷，加速零件的磨損；由于動載荷而產(chǎn)生的交變應(yīng)力會造成構(gòu)件的疲勞破壞。這些情況都嚴(yán)重影響了汽車的使用壽命。汽車振動時，車輪與路面之間的接地力的波動會影響他們的附著效果。因而也關(guān)系到汽車的操縱穩(wěn)定性和通過性，進(jìn)而影響到人的生命安全。因此，人們對改善汽車平順性能的要求日益提高。隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，獲得較好的汽車

17、平順性是可以實現(xiàn)的。計算機(jī)的出現(xiàn)和應(yīng)用，電子測試技術(shù)的飛速發(fā)展，使得汽車行駛平順性試驗數(shù)據(jù)的采集和處理更加合理與精確。既然改善汽車行駛平順性是必然的趨勢，那么，汽車的平順性評價指標(biāo)的研究也就顯得很重要。因為它是評價平順性好壞的依據(jù)，是指導(dǎo)改善平順性措施的方向。指標(biāo)體系的科學(xué)建立，反映了該門學(xué)科的發(fā)展水平及完善程度。建立適合于本國實際狀況的指標(biāo)，不僅具有重要的理論意義，而且對汽車結(jié)構(gòu)的設(shè)計，改進(jìn)具有重要的實踐意義?？偠灾?，要達(dá)到改善汽車行駛平順性的要求，必須有恰當(dāng)?shù)脑囼灧椒ê蛯嵱玫脑u價指標(biāo)，之后才能進(jìn)行合理、正確的試驗驗證，并研究改善平順性的途徑。故，本課題是非常具有理論研究意義的。1.3 本

18、人所完成的工作 分析了目前國內(nèi)外主要用來評價汽車行駛平順性能的iso2631國際標(biāo)準(zhǔn)和吸收功率法。討論了它們各自的優(yōu)缺點；同時也指出了它們之間存在的相關(guān)性。 分析了iso2631國際標(biāo)準(zhǔn)和gb4970評價指標(biāo)所存在的一些缺陷。分析了在一定道路條件下，車速對車身振動的激勵的影響。提出了加速度均方根、1/3倍頻帶中心頻率、車速、“疲勞-降低工效界限”的三維關(guān)系曲線。 分析了路面因素對汽車行駛平順性的影響。因此，為了盡可能地反映汽車在不同路面上行駛平順性能的好壞，本文對汽車平順性試驗中試驗路面的選擇作了簡單的分析。 汽車實際的行駛速度是復(fù)雜多變，因此，進(jìn)行汽車行駛平順性評價時，根據(jù)汽車實際行駛速度的

19、時間百分率的概率分布，從積累疲勞觀點從發(fā)，對不同汽車行駛平順性進(jìn)行綜合評價比較。 簡單討論了某些汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)對平順性的影響。第2章 汽車行駛平順性評價指標(biāo)體系2.1 現(xiàn)有的主要幾種評價指標(biāo)汽車行駛時，由于路面的不平度以及發(fā)動機(jī)、傳動系和車輪等旋轉(zhuǎn)部件激勵等因素激起汽車的振動和噪音，從而影響駕乘人員的乘坐舒適性、工作效率和身體健康；振動也影響所運貨物的完好性；振動還在汽車上產(chǎn)生動載荷，加速零件磨損，導(dǎo)致疲勞失效。但通常討論的平順性主要還是指路面不平引起的汽車振動，頻率范圍約為0.5到 25hz。輸入 路面不平度 車速汽車的平順性可由圖2-1-1所示的平順性分析框圖來分析。研究平順性的主要目的就是

20、控制汽車的振動系統(tǒng)的動態(tài)特性，使振動的“輸出”在給定工況的“輸入”下不超過一定得界限，以保持乘員的舒適性。為此需要建立完善的評價指標(biāo)來對“輸出”進(jìn)行合理評價與分析。但是到目前為止，還沒有通用的指標(biāo)系統(tǒng)。國內(nèi)外各公司、實驗場和研究人員所使用的指標(biāo)系統(tǒng)也都不盡相同，各有其優(yōu)缺點。在對汽車平順性做人體試驗時，整個身體的振動會對人產(chǎn)生很復(fù)雜和多種不可預(yù)知的生理和心理作用。在評價這種作用時，要考慮到汽車行駛的特殊條件下，人體對振動感覺的特點。振動系統(tǒng) 彈性元件 阻尼元件 身，車輪質(zhì)量評價指標(biāo) 加權(quán)加速度均方根值 撞擊懸架限位概率 行駛安全性輸出 車身傳至人體的加速度 懸架彈簧動撓度 車輪與路面之間的動載

21、圖2-1-1 汽車平順性分析框圖行駛平順性指標(biāo)系統(tǒng)應(yīng)滿足下述要求：1) 指標(biāo)應(yīng)有科學(xué)根據(jù)，即在理論上或在試驗上，指標(biāo)和受振量間的關(guān)系（功能或統(tǒng)計關(guān)系）都應(yīng)得到證明。2) 指標(biāo)的精確度應(yīng)滿足要求，即表明指標(biāo)數(shù)量和受振量之間應(yīng)有很高的相關(guān)性。另外，在相同條件下，多次重復(fù)試驗下指標(biāo)數(shù)量應(yīng)基本一致。3) 指標(biāo)系統(tǒng)應(yīng)包括表征規(guī)定類型汽車的不同行駛條件（道路類型、速度、載荷）的行駛平順性評價。4) 指標(biāo)的靈敏度應(yīng)滿足要求，即隨著振動量的變化，指標(biāo)數(shù)量應(yīng)盡量按比例相應(yīng)的增加或者減少。在前人的大量研究基礎(chǔ)上，顯然發(fā)現(xiàn)，加速度值是合適的指標(biāo)量。首先，測量加速度比較方便，目前的科技水平就已經(jīng)擁有高精度的加速度測量

22、儀器和測量手段，顯然隨著科技的發(fā)展，會越來越精確與快捷；其次，前人的研究已經(jīng)積累了大量的在不同條件下作用于人的加速度值的寶貴經(jīng)驗和數(shù)據(jù)；再者，對人的大量生理試驗也表明，加速度變化對人體的激勵影響很大，很適合作為測量的激勵參數(shù)。一 iso2631標(biāo)準(zhǔn)20世紀(jì)70年代，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織（iso）在綜合大量有關(guān)人體全身振動的研究成果的基礎(chǔ)上，制定了國際標(biāo)準(zhǔn)is02631 人體承受全身振動的評價指南，并于1978 年修訂1次，1985 年修訂后重新發(fā)表is02631 /11985人體承受全身振動評價第一部分：通用要求，該標(biāo)準(zhǔn)推薦的1 /3 倍頻程分別評價方法、總加權(quán)值評價方法及其評價指標(biāo)，適用于180

23、hz 頻率范圍內(nèi)對人體承受的全身振動評價。但是，is02631 標(biāo)準(zhǔn)是以短時間簡諧振動的試驗研究成果為基礎(chǔ)的，所以對車輛長時間隨機(jī)振動環(huán)境以及其它一些沖擊比較大的振動環(huán)境中的應(yīng)用仍有爭議。1997 年，經(jīng)過3 次修改和補(bǔ)充，iso 公布了iso26311：1997（e）人體承受全身振動評價第一部分：一般要求，這一標(biāo)準(zhǔn)在評價長時間作用的隨機(jī)振動和多輸入點、多軸向振動環(huán)境對人體的影響時，能更好地和主觀感覺一致。iso2631-1：1997（e）標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了圖2-1-2所示的人體坐姿受振模型。在進(jìn)行舒適性評價時，它除了考慮座椅支撐面處輸入點3個方向的線振動，還考慮該店3個方向的角振動，以及座椅靠背和腳

24、支承兩個輸入點各3個方向的線振動，共3個輸入點12個軸向的振動。 圖2-1-2 人體坐姿受振模型（1）1/3倍頻帶評價方法其核心內(nèi)容是，根據(jù)人體對不同頻率、不同方向的機(jī)械振動的平均忍受能力（表達(dá)為一定強(qiáng)度下的允許承受時間或一定承受時間下的允許忍受程度）制定了三個評定準(zhǔn)則界限，即：暴露極限、疲勞-工效降低界限（）、舒適降低界限()。舒適降低界限與保持舒適有關(guān)。在此極限內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。疲勞工效降低界限與保持工作效率有關(guān)。當(dāng)駕駛員承受振動在此極限內(nèi)時，能保持正常地進(jìn)行駕駛。暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當(dāng)人體承受的振動強(qiáng)度在這個極限之

25、內(nèi)，將保持健康或安全。對于汽車在道路上行駛過程中的振動情況，加速度是一種寬帶的隨機(jī)過程。在這種情況下，標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定分別計算出各個1/3倍頻程寬帶上的均方根值，然后分別與相應(yīng)的中心頻率上的界限值相比較。即，1/3倍頻帶認(rèn)為，許多1/3倍頻帶中對人體產(chǎn)生影響最大的，主要是由人體感覺的振動強(qiáng)度最大的（折算到人體敏感頻帶范圍以后）那一個1/3倍頻帶所造成。（2）總的加權(quán)加速度評價方法這個方法使用一個指標(biāo)，在這個指標(biāo)中以不同的加權(quán)系數(shù)考慮不同頻率的振動加速度。規(guī)定中，振動感覺越敏感，加權(quán)系數(shù)越大。椅面垂直軸向的頻率加權(quán)函數(shù)最敏感頻率范圍規(guī)定為412.5hz，椅面水平軸向、的頻率加權(quán)函數(shù)最敏感的頻率范圍為0.

26、52hz。二 吸收功率法提出吸收功率法的學(xué)者（fred pradko 等）在研究人的傳遞特性 基礎(chǔ)上提出了吸收功率法概念。吸收功率法認(rèn)為，人體在一定范圍內(nèi)是一彈性線形體，考慮到人體接受的振動能量和沿全身傳遞，其振動能量的時間變化率為吸收功率。由下式表示：平均吸收功率： （2-1-1）式中f（t）是輸入力，v（t）是輸入速度。這是時域里確定的吸收功率法。頻域內(nèi)，吸收功率由下式確定： （2-1-2）式中：吸收功率，w；第i個頻率的輸入加速度自譜值，k 考慮人體特性的頻率函數(shù)，不同的振動方向有不同的值由下式確定： （2-1-3）其中=2f 是圓頻率對于垂直振動： （2-1-4） （2-1-5） （2

27、-1-6） （2-1-7） =4.35373 （2-1-8）=1.356 （2-1-9）對于腳部輸入： （2-1-10） （2-1-11） （2-1-12） （2-1-13） =1.182 （2-1-14） =1.356 （2-1-15）當(dāng)兩腳輸入不同時，應(yīng)被2除。對于前后反向振動： （2-1-16） （2-1-17） （2-1-18） （2-1-19）=4.3532 （2-1-20）=1.356 （2-1-21）對于左右方向振動： （2-1-22） （2-1-23） （2-1-24） （2-1-25）=4.353 （2-1-26）=1.356 （2-1-27）因吸收功率是數(shù)值量，故總的吸收功

28、率為： （2-1-28）式中是第i個方向上的吸收功率。2.2 兩種評價指標(biāo)的優(yōu)缺點iso2631國際標(biāo)準(zhǔn)的“1/3倍頻程評價方法”簡稱單個頻率評價法。它是汽車平順性評價的基礎(chǔ)，可以用一個數(shù)評價寬頻帶激勵。適合于周期振動、離散隨機(jī)振動和非周期振動。其優(yōu)點在于，靈敏度高，并且對于不同方向以及某個方向上加速度均方根值的突出峰值位置比較清楚，有利于汽車結(jié)構(gòu)的改進(jìn)。同時，其也存在以下的缺陷：該方法不同時考慮不同方向振動之間的相互影響，對同時存在的不同頻率成分之間的影響也是不考慮的。例如在下圖2-2-1中的a、b兩款車型，人體能過承受的時間均為4h，由此認(rèn)為這兩輛車的平順性能相同，顯然是不合理的。圖2-2

29、-1 相同承受時間的不同振動曲線iso2631國際標(biāo)準(zhǔn)的“總的加權(quán)加速度均方根值”的評價方法簡稱“積分評價法”。在規(guī)定中的評率，振動感覺越強(qiáng)，加權(quán)系數(shù)（敏感性系數(shù)）越大。其優(yōu)點在于：此方法能夠比較全面地評價振動激勵的強(qiáng)度。其缺陷是：積分評價是建立在假定人作為一個整體接受帶寬隨機(jī)過程的基礎(chǔ)上的這樣就會導(dǎo)致在某窄帶中加速度均方根值遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了允許值,但在其它頻帶中加速度均方根值較小,由于補(bǔ)償作用,使總的加權(quán)值不大。比如說，對乘客和駕駛員來說，在12hz頻率帶中，加速度均方根值超過許用界限，但由于在1012hz頻帶中的加速度均方根值很小，由于補(bǔ)償作用，使得總的加速度均方根值不大。同時低頻和高頻的振動激

30、勵所引起的生理變化不同，盡管其激勵是同時作用的，但反應(yīng)不同，人所接受的程度也不一樣。因此積分評價法并不十分準(zhǔn)確。積分評價法對振動激勵的頻譜分量的改變靈敏度也較低，甚至如果在某一窄帶中的加速度值遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過許用界限，但在其他頻帶中，加速度值的降低，這可能就不會影響積分評價指標(biāo)值。如下圖2-2-2所示在垂直方向總的加權(quán)值相等時，判定兩者的平順性能是相同的，顯然就不合理了。圖2-2-2 垂直方向總的加權(quán)值相同的兩種不同振動曲線因此，為了較全面的分析行駛平順性，就、應(yīng)包括以單個頻率評價為基礎(chǔ)的指標(biāo)，又應(yīng)包括積分評價指標(biāo)。并且單個頻率評價指標(biāo)可以根據(jù)人對不同頻率振動的敏感性比較準(zhǔn)確地評價振動激勵，而積分評價

31、指標(biāo)則可以全面評價振動的激勵強(qiáng)度。吸收功率評價方法的優(yōu)點在于：垂直振動、縱向振動。橫向振動以及傳到坐著的人的腳部的振動相加，用一個數(shù)值來評價振動。雖然該方法比較全面,但由于它是各個方向吸收功率之和,這樣會導(dǎo)致某一方向超過了允許值,而其它方向值很低時,總的吸收功率不大。因此,該評價方法反應(yīng)“遲鈍”。此外,它只能對已有車輛作出評價,而對產(chǎn)品的開發(fā)預(yù)測及汽車具體結(jié)構(gòu)參數(shù)的改進(jìn)不能提出指導(dǎo)意見。同時，根據(jù)吸收功率法的概念可知，實測的實驗對象必須是真人或者推薦的模擬的人。若用沙袋、鐵塊等物代之，其結(jié)果將會很不準(zhǔn)確。2.3 兩種評價指標(biāo)間的相關(guān)性目前，世界上評價汽車行駛平順性能時，絕大多數(shù)國家采用的是is

32、o2630國際標(biāo)準(zhǔn)和吸收功率法。由于iso2631標(biāo)準(zhǔn)側(cè)重客觀評價，而吸收功率法則偏重主觀評價，各有優(yōu)缺點。為此，我們有必要尋求它們之間的相關(guān)性。在iso2631國際標(biāo)準(zhǔn)中，1/3倍頻帶評價方法的主要指標(biāo)是(疲勞限),（降低舒適性限），而總的加速度均方根值的評價指標(biāo)為（加速度加權(quán)均方根值）。吸收功率法的評價指標(biāo)為。前人的試驗和研究結(jié)果表明，和吸收功率之間保持著相同的變化趨勢。由于加速度均方根值和吸收功率都是表示在一個寬頻上振動能量的總和。因而和的數(shù)學(xué)表達(dá)式也有相似的形式。可用一個積分表達(dá)式表示為： （2-3-1）式中為加速度自功率譜密度函數(shù)，為頻率加權(quán)函數(shù)。z軸方向 （2-3-2）x、y軸方向

33、 （2-3-3）、為積分的下限和上限，在汽車平順性中一般為0.580hz。吸收功率也可用一個積分表示為： （2-3-4）式中為考慮到人體振動特性的頻率函數(shù)。對比（29）和（32）式，顯然發(fā)現(xiàn)兩式的結(jié)構(gòu)完全相似。假設(shè)存在一個函數(shù)，使得： （2-3-5）應(yīng)用數(shù)學(xué)理論的積分中值定理：其中、可積，且的實常數(shù)。都是確定函數(shù)，令其積分分別為：則有： （2-3-6）在實際情況中，是隨路面的不同而變化的。但是只要給出一個確定的譜密度，且給定積分限時，就必然有對應(yīng)的常數(shù)，使得： 故和的關(guān)系可表示為： （2-3-7）表示隨譜密度的形式而變化。由上可知，吸收功率與加速度均方根值存在一定的關(guān)系，從而可以由其中一個評價

34、指標(biāo)近似推算出另一個評價指標(biāo)。2.4 1/3倍頻帶評價方法的承受時間的計算1/3倍頻帶評價方法評價汽車的平順性時，是把“疲勞工效降低界限”及由計算或頻譜分析儀處理得到的1/3倍頻帶的加速度均方值畫在同一張頻譜圖上。然后，檢查各頻帶的加速度均方差是否都保持在界限值之下。但是如圖2-4-1所示，iso2631標(biāo)準(zhǔn)中只給出了有限的幾個界限，當(dāng)?shù)玫降?/3倍頻程落在了兩條界限之間時，就不能準(zhǔn)確地指出承受時間是多少了。為了能指出具體的承受時間，方便用承受時間來評價汽車行駛平順性好壞，給實際使用帶來方便，在此，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)中給出的幾個承受時間的1/3倍頻程幅值，用多項式插值方法在計算機(jī)上擬合出相應(yīng)的多項式曲線

35、，從而能求出在某一中心頻率上相應(yīng)的幅值所對應(yīng)的承受時間。（a）水平方向(b)垂直方向圖2-4-1 疲勞-工效降低界限在標(biāo)準(zhǔn)中，同一感覺界限的不同中心頻率的1/3倍頻程的幅值也不一樣。但是，任何兩條承受界限的1/3倍頻程幅值之比在各個中心頻率上都是相同的。這樣可以不中心頻率的影響，簡化計算。在計算時以8小時承受時間界限為基準(zhǔn)，兩條承受界限的1/3倍頻程幅值之比不隨中心頻率變化，所以在某個中心頻率處，取其承受界限的幅值與8h承受界限的幅值之比為自變量；承受時間為因變量，插值節(jié)點取為8、4、2.5、1小時和25分鐘五個，計算出一條四次方曲線： （2-4-1）式中：y承受時間，小時（h）x某中心頻率處

36、，該承受界限的幅值與8小時承受界限的1/3倍頻程幅值之比。由(2-4-1)式則可很方便的根據(jù)幅值求出具體的承受時間，這就為評價汽車行駛并順性確定承受時間提供了一個很便捷的方法。當(dāng)然，其準(zhǔn)確性，需要在實踐中去檢驗。同時也可以根據(jù)大量的實踐數(shù)據(jù)來不停地修正和完善（2-4-1）式的各系數(shù)，使其盡可能的準(zhǔn)確反應(yīng)實際承受時間。由于本人試驗條件和水平的限制，在此就不在討論了。2.5 gb4970評價方法及其分析在國際標(biāo)準(zhǔn)iso2631的基礎(chǔ)上，我國制定了與本國情況相適應(yīng)的gb4970標(biāo)準(zhǔn)。以iso2631標(biāo)準(zhǔn)為主，兼顧吸收功率法。gb4970-85評價方法中制定以，輔助以的評價方法，相對于iso2631標(biāo)

37、準(zhǔn)及吸收功率法而言更合理一些。但是gb4970-85標(biāo)準(zhǔn)還是存在一些缺陷。（1）由于沒有把頻率的影響因素直接反映出來。而車速變化時，可能在不同的頻率處存在能量集中地現(xiàn)象（盡管車速對車輛本身的傳遞系統(tǒng)沒有明顯影響）。因此，為了使頻率的影響更加直觀，必須把頻率的影響因素反映到坐標(biāo)體系中去。（2）由于在不同的車速段，汽車的評價指標(biāo)并不按v（車速）規(guī)律變化。也就是說，在不同的車速段，兩種車輛的平順性能不同時，該方法將無法準(zhǔn)確的指出兩種車輛的平順性能的好壞。（3）沒有考慮實際的使用工況。在車輛行駛過程中，實際的車速分布情況，在不同的城市和地區(qū)，由于道路路面情況及交通情況會有不同的分布情況。所以在評價汽車

38、平順性能的時候，也應(yīng)該吧實際車速和使用情況反映進(jìn)去。（4）沒有考慮到路面因素的影響。（5）不同用途的車，其常用車速也不盡相同。試驗時應(yīng)該使用不同的車速段。綜上所述，為了更加全面地，能夠反映實際工況地評價汽車行駛平順性能，應(yīng)建立更加完善的評價體系。2.6 本章小結(jié)本章主要分析了目前世界上常用的汽車行駛平順性評價方法，iso2631、吸收功率法。分析了其各自的優(yōu)缺點，同時也指出了相互之間的區(qū)別與聯(lián)系。對于在前兩者基礎(chǔ)上提出的國家標(biāo)準(zhǔn)gb4970,本章也做了簡短的分析。第3章 基本理論推導(dǎo)及新體系的建立3.1 汽車振動系統(tǒng)的模擬在討論汽車平順性時，需要把路面、輪胎、車軸（橋）、懸架、車身、座椅作為一

39、個整體進(jìn)行研究。因此是一個復(fù)雜的震動系統(tǒng)，應(yīng)根據(jù)所分析的問題進(jìn)行簡化，抓住主要矛盾，把復(fù)雜車輛抽象簡化為比較簡單的振動力學(xué)模型。而且汽車的整體系統(tǒng)實際上是一個極其復(fù)雜的弱非線性系統(tǒng)，其振動是屬于無限多自由度的連續(xù)體的振動。為了便于分析研究，必須進(jìn)行簡化。簡化的主要的原則是：根據(jù)所討論問題的需要和精度要求，從等效線性化的角度可以將汽車簡化為滿足精度要求的等效的線性系統(tǒng)模型。在一定得道路路面激勵范圍內(nèi)，這樣的等效線性系統(tǒng)可以有效地模擬實際車輛的振動。目前，我國道路條件日趨完善。在我國的公路網(wǎng)中，瀝青路已經(jīng)越來越占據(jù)主要的比重。從實際測量的路面數(shù)據(jù)來看，在較好的瀝青路面上（三級以上），左右輪跡的自功

40、率譜密度函數(shù)相差不大，一般在5%以內(nèi)，可以視為相等。相對于自功率譜密度函數(shù)，左右輪跡的互功率譜密度函數(shù)很小。因此左右互功率譜密度對汽車的影響很小，在精度要求不高的情況下，可以忽略其影響。視汽車左右輪對稱，則汽車系統(tǒng)可以簡化為等效線性的平面模型。對于載重汽車，若將懸架上系統(tǒng)視為一剛體，而且不考慮車架的彈性振動以及發(fā)動機(jī)工作引起的振動。綜合各方面因數(shù)考慮，最后可將汽車的振動系統(tǒng)簡化為圖3-1-1的五自由度系統(tǒng)的等效線性的平面剛體模型。圖中：分別為簧載質(zhì)量、前軸非簧載質(zhì)量、后軸非簧載質(zhì)量； 分別為前后懸架彈簧的剛度系數(shù) 分別為前后輪胎的剛度系數(shù) 分別為前后懸架減振器的阻尼系統(tǒng)（輪胎阻尼系數(shù)忽略不計）

41、； 人體在座椅上的質(zhì)量； 分別為座椅的剛度和阻尼系數(shù)； 簧載質(zhì)量質(zhì)心位移； 簧載質(zhì)量繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動角位移； 分別為前后軸非簧載質(zhì)量質(zhì)心的垂直位移； 分別為前后車身的垂直位移； 前后軸分別到質(zhì)心的距離；c、d 前后軸分別到座椅的距離； 軸距； 座椅上質(zhì)量的垂直位移。圖3-1-1 五自由度汽車振動系統(tǒng)根據(jù)拉格朗日定理列平衡方程，化簡整理為： （3-1-1）式中：； 。此外，目前比較常用的平順性模型，考慮到汽車平順性主要是研究車輛的低頻振動，將車身及所有被懸架支撐的質(zhì)量簡化為一集中質(zhì)量的剛體。車軸（橋）、車輪、輪胎及裝配在上面的制動器、差速器等簡化為一組并聯(lián)的彈簧及阻尼器，經(jīng)過上述的簡化得到整車的物理

42、模型。下圖3-1-2 為一四輪汽車簡化的立體模型。在汽車重心上建立直角坐標(biāo)系，按照沿坐標(biāo)方向的直線運動和繞坐標(biāo)的旋轉(zhuǎn)運動可以把車輛在行駛過程中產(chǎn)生的運動分為6種運動，即：縱向運動沿x軸方向即行駛方向的運動側(cè)傾運動繞x軸的轉(zhuǎn)動垂直運動沿z軸方向的運動橫擺運動繞z軸的轉(zhuǎn)動側(cè)向運動沿y軸方向的運動俯仰運動繞y軸的轉(zhuǎn)動圖3-1-2 四輪汽車簡化的立體圖從圖3-1-2可以看出，汽車的懸掛（車身）質(zhì)量為，它由車身、車架及其上的總成所構(gòu)成。該質(zhì)量通過懸架系統(tǒng)與車軸、車輪相連接。車輪、車軸構(gòu)成的非懸掛（車輪）質(zhì)量為。車輪再經(jīng)過具有一定彈性和阻尼的輪胎支撐在不平的路面上。在討論平順性時，這一立體模型的車身質(zhì)量主

43、要考慮垂直、俯仰、側(cè)傾3個自由度，4個車輪質(zhì)量有4個垂直自由度，共7個自由度。當(dāng)汽車對稱于其縱軸線（大部分車輛是這種情況），且左、右車轍的不平度函數(shù)相等或者近似相等，可以將整車簡化為半車物理模型或稱為1/2車輛模型。此時汽車車身只有垂直振動z和俯仰振動，這兩個自由度的振動對平順性影響最大。圖3-1-3 為將汽車簡化成4個自由度的平面半車模型。在這個模型中，又因輪胎阻尼較小而予以忽略，同時把質(zhì)量為，轉(zhuǎn)動慣量為的車身按動力學(xué)等效的條件分解為前軸上，后軸上及質(zhì)心c上的三個集中質(zhì)量、及。這三個質(zhì)量由無質(zhì)量的剛性桿連接，他們的大小由下述三個條件決定：（1）總質(zhì)量保持不變 （3-1-2）（2）質(zhì)心的位置不

44、變 （3-1-3）（3）轉(zhuǎn)動慣量的值保持不變 （3-1-4）式中， 為繞橫軸y的回轉(zhuǎn)半徑； a、b為車身質(zhì)量部分的質(zhì)心至前、后軸的距離。由式（3-1-2）、式（3-1-3）和式（3-1-4）的得出三個集中質(zhì)量分別為： （3-1-5）式中，為軸距。通常，令，稱為懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。圖3-1-3 雙軸汽車簡化的平面模型由式（3-1-5）可看出，當(dāng)時，聯(lián)系質(zhì)量。此時前后軸上方車身部分的集中質(zhì)量、的垂直方向運動是相互獨立的。當(dāng)前遇到路面不平度而引起振動時，質(zhì)量運動而質(zhì)量不運動；反之亦然。因此，在這種特殊情況下，可以分別討論圖3-1-3上和前輪軸以及和后輪軸所構(gòu)成的兩個雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動。根據(jù)統(tǒng)計，大部分汽

45、車的1.2，即接近1。在遠(yuǎn)離車輪部分固有頻率（1015hz）的較低激振頻率范圍（如5hz以下），輪胎變形很小，忽略其彈性與車輪質(zhì)量，可得到分析車身垂直振動的最簡單的單質(zhì)量系統(tǒng)。3.2 激勵譜的確定在研究汽車平順性問題時，代表隨機(jī)輸入特征的路面功率譜起重要作用。由隨機(jī)振動理論可知，如果已知輸入的路面譜及確定的汽車系統(tǒng)固有特性，就可以求出車身或座椅的相應(yīng)譜，與已制定的標(biāo)準(zhǔn)相比即可評價其平順性好壞或分析汽車振動系統(tǒng)參數(shù)對各響應(yīng)物理量的影響，從而進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計。圖3-2-1為一路面的縱剖面圖。路面相對于基準(zhǔn)平面的高度沿道路走向長度i的變化稱為路面縱斷面曲線或不平度函數(shù)。這個函數(shù)的自變量為路面與選定的坐標(biāo)

46、原點的距離i，而不是時間t。相對于的功率譜為。圖3-2-1路面的縱剖面圖1984年由國際標(biāo)準(zhǔn)化組織在iso/tc108/sc2n67文件中提出的“路面不平度表示方法草案”和由國內(nèi)長春汽車研究所起草制定的gb/t7031-1986車輛振動輸入-路面不平度表示標(biāo)準(zhǔn)中，均建議路面功率譜密度用下式（3-2-1）作為擬合表達(dá)式 （3-2-1）式中：n為空間頻率，它是波長的倒數(shù)，表示每米長度中包括幾個波長；為參考空間頻率，=0.1；為參考空間頻率下的路面功率譜密度值，稱為路面不平度系數(shù)；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)。式（40）在雙對數(shù)坐標(biāo)上為一斜線，對實測路面功率

47、譜密度擬合時，為了減少誤差，在不同空間頻率范圍可以選用不同的擬合系數(shù)進(jìn)行分段擬合，但不應(yīng)超過4段。上述兩個標(biāo)準(zhǔn)還提出了按路面功率譜密度把路面的不平度分為a、b、c、d、e、f、g、h共8級。下表3-2-1規(guī)定了各級路面不平度系數(shù)的幾何平均值，分級路面譜的頻率指數(shù)w=2。表中還同時列出了范圍路面不平度相應(yīng)的均方根值。路面等級幾何平均值幾何平均值a163.81b647.61c25615.23d102430.45e409660.90f16384121.80g65536243.61h262144487.22表3-2-1 路面不平度8級分類標(biāo)準(zhǔn)圖3-2-2為路面不平度分級圖，可以看出路面功率密度隨空間頻

48、率n的提高或波長的減小而變小。當(dāng)=2時，與成正比，是不平度幅值的均方根值譜密度，故又與不平度幅值的平方成正比，所以不平度幅值大致與波長成正比。圖上陰影面積為原聯(lián)邦德國1983年公路路面譜分布范圍?？梢钥闯鲋饕性赼級，部分延伸到b、c級之內(nèi)。據(jù)統(tǒng)計，在我國等級公路路面譜也基本上在a、b、c三級范圍之內(nèi)，只是b、c級路面所占得比重比較大。上述路面功率密度指的是垂直位移功率譜密度，還可以采用不平度函數(shù)對縱向長度i的一階導(dǎo)數(shù)，即速度功率譜密度和二階導(dǎo)數(shù)，即加速度功率譜密度才補(bǔ)充描述路面不平度的統(tǒng)計特性。的關(guān)系如下： （3-2-2） （3-2-3）圖3-2-2 路面不平度分級圖當(dāng)頻率指數(shù)=2時，由式

49、（3-2-2）、式（3-2-3）得： （3-2-4）可以看出，此時路面速度功率譜密度幅值在整個頻率范圍為一常數(shù)，即為一“白噪聲”，幅值大小只與不平度系數(shù)有關(guān)。（2）空間頻率譜密度化為時間譜密度在進(jìn)行隨機(jī)振動計算分析時，對汽車振動系統(tǒng)的輸入除了路面不平度，還要考慮車速這個因素。根據(jù)車速v，將空間頻率功率譜密度換算為時間頻率功率譜密度。當(dāng)汽車以一定得速度v（m/s）駛過空間頻率n的路面不平度時，輸入的時間頻率是n與v的乘積，即： （3-2-5）相應(yīng)的時間頻率與空間頻率的帶寬是： （3-2-6）由于功率譜密度的物理意義是單位頻帶的“功率”（均方值），所以空間譜密度可以表示為： （3-2-7）式中：為

50、路面功率譜密度在頻率帶n內(nèi)包含的“功率”在一定車速下，與n相應(yīng)的時間頻率f與n所包含為同一部分“功率”，換成時間譜密度有： （3-2-8）將式（3-2-6）代入式（3-2-7）有： （3-2-9） （3-2-10）將式（3-2-10）和式（3-2-5）代入式（3-2-1）中有： （3-2-11）式（3-2-11）可以寫成： （3-2-12）3.3 隨機(jī)激勵下汽車振動的模擬由隨機(jī)振動理論可知，對于圖3-3-1的單輸入，單輸出的線性系統(tǒng)，其輸入、輸出在頻域內(nèi)有如下的關(guān)系。 （3-3-1）圖3-3-1 線性系統(tǒng)式中： 、分別是輸入、輸出的時間樣本的自功率譜密度函數(shù)，是輸入到輸出之間的頻率響應(yīng)函數(shù)。y

51、(t)+ 圖3-3-2 多輸入單輸出線性系統(tǒng)將汽車的振動視為一個一個多輸入、單輸出的線性系統(tǒng)，如上圖（3-3-2）所示。當(dāng)?shù)缆凡黄蕉葹楦咚狗植嫉钠椒€(wěn)隨機(jī)過程時，由隨機(jī)過程的振動理論可知，其振動響應(yīng)仍是平穩(wěn)隨機(jī)過程，在頻域內(nèi)有如下關(guān)系式： （3-3-2）式中：為響應(yīng)的功率譜密度函數(shù)；為輸入及之間的自譜（j=k），互譜（jk）密度函數(shù)；為第n個輸入到響應(yīng)之間的頻率響應(yīng)函數(shù)；為頻率響應(yīng)函數(shù)的共軛函數(shù)。汽車通常為四個車輪，如圖3-3-3。，表示兩輪轍的不平度，i是路面長度坐標(biāo)。，的自譜、互譜分別為及。四個車輪所遇到的不平度函數(shù)用和表示。兩個前輪遇到的不平度為，。后輪由于滯后距離為l，所以，。l是汽車的

52、軸距。圖3-3-3四輪汽車示意圖在分析汽車有和四個輸入的振動傳遞時，要掌握四個車輪輸入的自譜和四個車輪彼此間的互譜共16個譜量，其中12個互譜兩兩共軛。譜量可按下式計算： （3-3-3）式中，、為、的傅里葉變換；、為、的共軛復(fù)數(shù)；t為長度i的分析區(qū)間。四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變換為： （3-3-4）式中：、為、傅里葉變換，記為、。將四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變換代入（3-3-3）式，算出各譜量和、的關(guān)系如下： （3-3-5）路面輸入譜矩陣為： （3-3-6）對于平面模型，是在兩個車轍統(tǒng)計特性相同的情況下。現(xiàn)假定前后輪車轍完全重合，如圖3-3-4所示：圖3-3-4 雙輪汽車示意圖此時路面輸入譜陣為： （3-3-7）其中為前后輪輸入的相位角且： 為路面輸入譜所以式（3-3-7）式可簡化為： （3-3-8）對于圖3-3-1汽車平面模型，汽車振動響應(yīng)與輸入有如下關(guān)系： （3-3-9）其中：為系統(tǒng)對