第六章 汽車的平順性

1、第六章 汽車平順性輸入u路面不平度u車速振動系統(tǒng)l彈性元件l阻尼元件l車身、車輪質量評價指標加權加速度均方根值撞擊懸架限位概率行駛安全性汽車平順性：指汽車抵抗路面不平度引起的汽車振動的能力，頻率范圍為 0.525Hz。汽車平順性可由路面-汽車-人系統(tǒng)框架圖來分析輸出l車身傳至人體的加速度l懸架彈簧動撓度l車輪與路面之間的動載第一節(jié) 人體對振動的反應和平順性的評價 平順性的評價標準評價標準ISO2631-1:1997(E) 人體承受全身振動評價第一部分：一般要求 GB/T4970-1996汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法所考慮的振動ISO2631-1規(guī)定，舒適性評價時，考慮座椅支承處的3個線振動和

2、3個角振動，靠背和腳支承處各3個線振動，共12個軸向振動。健康影響評價時，僅考慮座椅支承處的3個線振動xs、ys、zs。1、軸加權系數 對不同方向振動，人體敏感度不一樣。該標準用軸加權系數描述這種敏感度。2、頻率加權系數 對不同頻率的振動，人體敏感度也不一樣。例如，人體內臟在椅面z向振動4-8Hz發(fā)生共振，8-12.5Hz對脊椎影響大。椅面水平振動敏感范圍在0.5-2Hz。標準用頻率加權函數w描述這種敏感度。平順性名詞解釋(1)第一節(jié) 人體對振動的反應和平順性的評價人體坐姿受振模型人體坐姿受振模型共共3個輸入點、個輸入點、12個方向的振動個方向的振動第一節(jié) 人體對振動的反應和平順性的評價椅面x

3、,y向和靠背y向 ：椅面z向： 靠背x向 ：頻率加權系數第一節(jié) 人體對振動的反應和平順性的評價頻率加權濾波網絡aw(t) a(t) 3、 均方根值 a(t)是測試的加速度時間信號。4、 加權均方根值aw(t)是通過頻率加權函數濾波網絡后得到的加速度時間信號。頻率加權函數見p172。TdttaTa02)(1TwwdttaTa02)(1平順性名詞解釋(2)第一節(jié) 人體對振動的反應和平順性的評價1、 按加速度加權均方根值評價。樣本時間T一般取120s。2、同時考慮3個方向 3軸向xs、ys、zs振動的總加權加速度均方根值為：222)4.1()4.1(zwywxwvaaaa平順性評價方法第一節(jié) 人體對

4、振動的反應和平順性的評價平順性指標和人的感覺間的關系第一節(jié) 人體對振動的反應和平順性的評價waawL表表6-2 和與和與 人的主觀感覺之間的關系人的主觀感覺之間的關系加權加速度均方根植加權加速度均方根植 加權振級加權振級 人的主觀感覺人的主觀感覺 0.315110沒有不舒適沒有不舒適0.3150.63110116有一些不舒適有一些不舒適0.51.0114120相當不舒適相當不舒適0.81.6118124不舒適不舒適1.252.5112128很不舒適很不舒適2.0126極不舒適極不舒適waawL第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特征路面不平度的功率譜密度路面不平度的功率譜密度1. x(t)功率譜密度Gx(

5、f)的意義 Gx(f) 表示x(t)的平均功率Ex2(t)在頻率域的分布。2.路面不平度q(I)的功率譜密度Gq(n)的意義 Gq(n) 表示路面不平度q2(I)的平均值Eq2(I)的空間頻率分布。第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特征3.路面不平度的功率譜密度wqqnnnGnG00)()(式中 n空間頻率，m-1 n00.1 m-1 Gq(n0)路面不平度系數(m2/m-1) w頻率指數，一般取為2第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特征第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特征第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特征路面空間頻率譜密度化為時間譜密度路面空間頻率譜密度化為時間譜密度1.空間頻率與時間頻率的關系 f=un 這里n是空間頻率(

6、每米波長數)。u是車速(m/s)，f是時間頻率(Hz,每秒波長數)。2.路面時間譜密度與空間頻率譜密度的關系)(1)(nGufGqq第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特征2200)()(funnGfGqqunnGfGqq2002)(4)(上式可化為還可得到22004 )(16)(funnGfGqq 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動 當當 ，并忽略，并忽略輪胎阻尼后，汽車立體模輪胎阻尼后，汽車立體模型可簡化為平面模型。型可簡化為平面模型。 車身質量有垂直、俯車身質量有垂直、俯仰、側傾仰、側傾3個自由度，個自由度，4個個車輪質量有車輪質量有4個垂直自由度，個垂直自由度，整車共整車共7個自由度。個自

7、由度。 IyIx2c2r2f2mmmm0r2f2bmam2r22f222bmammIyy 1）總質量保持不變）總質量保持不變 2）質心位置不變）質心位置不變 3）轉動慣量保持不變）轉動慣量保持不變abmmbLmmaLmmyyy222c222r222f1簡化前后應滿足以下三個條件簡化前后應滿足以下三個條件解得解得令令 懸掛質量分配系數。懸掛質量分配系數。aby2第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動汽車單自由度振動模型第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動 汽車單自由度振動方程（1）0)()(2qzKqzCzm KqqCKzzCzm 2qmKqm

8、CzmKzmCz2222 0220zznz 令 2n=C/m2，20=K/ m2，齊次方程變?yōu)榈谌?jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動汽車單自由度振動模型0稱為系統(tǒng)固有圓頻率，定義阻尼比方程的解為KmCn2022/)sin()(220tnAetznt第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動單自由度自由振動衰減曲線第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動復振動ReImtZ=AejwtjwtAcostAsint第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動歐拉公式： Z=Aejt=A(cost+jsint) 復數的標準形式為 Z=a+jb 式中： a=A

9、cost b=AsintZ稱為復振動，模為A= 幅角argZ=arctg(b/a)=t 實部=a=Acost 虛部=b=Asint。復振動的實部或虛部都代表振動。事先約定一個即可。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動對簡諧振動，對應的復數形式為Z=Aej（t+）Z=Aej（t+）=Aejejt= ejt式中： = Aej為復振動Z的復振幅。A第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動頻率響應設系統(tǒng)的輸入是F0ej(wt+), 輸出Xej(wt+)系統(tǒng)的頻率響應定義是：H()=輸出復振動/輸入復振動 = = =輸出復振幅/輸入復振幅注意X,F,都是頻率的函數。tjjtjjeeFeXe 0

10、/)(00/jjjeFXeFXe第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動頻率響應函數的特點(1)描述了定常線性系統(tǒng)（動態(tài)特性）。是頻率的復函數。(2)系統(tǒng)所固有。(3)具有不同的形式，位移/力，速度/力，應變/位移，電壓/加速等。(4)和輸入輸出的位置、方向等有關。(5)可通過理論計算或方便地通過測試得到。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動頻率響應函數的物理意義頻率響應函數的模頻率響應函數的模 =幅頻特性=|輸出復振動/輸入復振動| =|輸出復振幅/輸入復振幅| =輸出實振幅/輸入實振幅)(00/)(jjjeFXeFXeH輸入實振幅輸出實振幅0)(FXH頻率響應函數的幅角頻率響應函數

11、的幅角=-=輸出與輸入的相位差）的實部的虛部)()(HHarctg即第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動頻響函數的測試第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動汽車單質量系統(tǒng)頻響函數的推導令輸入復振動為tjeqtq)(10jeqqtjeztz)(20jezz式中復振幅式中復振幅KqqCKzzCzm 2tjtjtjtjtjeqKeqCjezKezCjezm22)()(22KCjqKCjmz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動令)( ,/200mKKmC22代入上式，得jjHqz2121)(2KCjmKCjqzHqz22)(第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動汽車單質量系統(tǒng)幅頻特

12、性上式模（幅頻特性）為 22222)1 (21)(）（）（qzH（1）在00.75的低頻段， 既不減振也不增振。阻尼比影響不大。（2）在0.75= 的高頻段，= 時 =1。 時， 1。對輸入位移起衰減作用（減振）。阻尼比較小時衰減更多。 1)(qzHqzH)(qzH)(22qzH)(22第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:120單質量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性25. 05 . 0雙軸汽車平順性模型第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動平順性分析的振動響應量有3種：1、車身振動加速度車身

13、振動加速度2、懸架動撓度懸架動撓度（涉及限位行程、懸架擊穿）3、車輪與路面間的動載荷車輪與路面間的動載荷平順性分析的振動響應量第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動單質量系統(tǒng)對路面隨機輸入的響應對單自由度系統(tǒng)，輸出功率譜=幅頻特性的平方輸入功率譜，即)()()(2fGfHfGqqxx式中，x表示輸出，可以是車身加速度 、懸架動撓度fd、車輪與路面間的動載荷Fd。方差2=均方值-均值2。在振動均值為0時，方差 2=均方值=z 020)()()(dffGfHdffGqqxx第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動車身加速度功率譜密度函數車身加速度功率

14、譜密度函數用于：a.了解振動加速度功率頻譜的分布。b.求加速度均方根值或加權均方根值評價汽車平順性。0)(dffGzz 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動從上式： 車身加速度功率譜密度函數為車身加速度均方根譜 式中路面速度均方根譜來自 =常量（白噪聲） )()()(2fGfHfGqqxx)()()()()(22fGfHfGfHfGqqzqqzz )()()(fGfHfGqqzz unnGfGqq200)(2)(第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動qztjtjqzHqzqzeqezqzH)( )()(車身加速度)(2 路面不平度速度復振動復振動式中22222)1 (21)(）（）（

15、qzH第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動當=1時，前式變?yōu)?202204112(21)(0）（qzHqz （共振峰值） 顯然固有頻率越低，峰值越低。此外，低頻段阻尼比越大 ， 越小。高頻段阻尼比越大， 越大。二者效果相反，須折衷。qzH )(qzH )(第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動車身加速度均方根為 0)(dffGzz 結論：1）固有頻率 越低， 越小。即懸架越軟平順性越好。但固有頻率不可太低。否則懸架動撓度太大，并會導致乘客暈車。2）阻尼有一最佳值，在0.2-0.4之間。mk /0z 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動第

16、三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動車輪與路面間相對動載荷幅頻特性 對單質量系統(tǒng)zmFd 2它與簧載荷重量G的比值稱為相對動載荷gzgmzmGzmGFd 222這和車身振動加速度基本一樣，只差一常數g。故可用同樣公式求均方根值（標準差），求離地概率。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動懸架彈簧動撓度的幅頻特性 懸架彈簧動撓度復振幅為 ，故頻響函數 qzfd1)(qzqqzHqfd把頻響函數 jjHqz2121)(2代入上式，得 jqfHdqfd21)(22幅頻特性為 22242)1()(）（ qfHdqdf第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動1、固有頻率越低，車身振動加速度均方根值越低，平順性越好。但固有頻率太低，會導致汽車載荷變化時車身高度變化過大、懸架“擊穿”和乘員暈車；2、汽車懸架阻尼比不能過大或過小，有一最佳值，在0.2和0.4之間。平順性和固有頻率、阻尼比的關系第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動表中：f0 固有頻率 fs 懸架靜撓度fd 限位行程 阻尼比懸架參數實用范圍第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質量系統(tǒng)振動0fsfdf0/fcm/sfcm/dfcm表6-5 懸架系統(tǒng) 、 、 值的實用范圍車型轎車1.21.11530790.20.4火車21.561169大客車1.81.271558越野汽車21.3613713第四節(jié) 汽車平順性試驗和