汽車知識大全 (2)ppt課件

1、 本節(jié)將汽車振動系統(tǒng)簡化為單質(zhì)量的振動系統(tǒng)；分析單質(zhì)量系統(tǒng)的自在振動和頻率呼應(yīng)特性；分析單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機輸入的呼應(yīng)及其呼應(yīng)量特性參數(shù)的計算，分析懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比對振動呼應(yīng)的影響；引見懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比的選擇范圍。第六章 汽車的平順性第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動前往目錄. 當(dāng) ，并忽略輪胎阻尼后，汽車立體模型可簡化為平面模型。 車身質(zhì)量有垂直、俯仰、側(cè)傾3個自在度，4個車輪質(zhì)量有4個垂直自在度，整車共7個自在度。一、汽車振動系統(tǒng)的簡化第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動. 1總質(zhì)量堅持不變 2質(zhì)心位置不變 3轉(zhuǎn)動慣量堅持不變第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡

2、化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動簡化前后應(yīng)滿足以下三個條件解得令 懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。. 對于大部分汽車， = 0.81.2，即接近1。當(dāng) = 1時第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動. 在 =1 的情況下，前、后軸上方車身部分的集中質(zhì)量m2f 、 m2r在垂直方向的運動是相互獨立的。 雙軸汽車模型可以簡化為車身、車輪兩個自在度振動系統(tǒng)模型。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動. 車輪部分的固有頻率為1016Hz，假設(shè)激振頻率遠(yuǎn)離車輪固有頻率即5Hz以下，輪胎的動變形很小，可忽略車輪質(zhì)量和輪胎的彈性，從而得到車身單質(zhì)量系統(tǒng)模型。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.二、單質(zhì)量系統(tǒng)的自

3、在振動0振動系統(tǒng)固有圓頻率；阻尼比。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.齊次微分方程的解為第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 有阻尼自在振動時，質(zhì)量m2以有阻尼固有頻率振動，振幅按衰減。. 增大，r下降。當(dāng)=1時，運動失去振蕩特征。 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比大約為0.25，r比0只下降了3%左右， 。1與有阻尼固有頻率r有關(guān)第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動阻尼比對衰減振動的影響.2決議振幅的衰減程度阻尼比對衰減振動的影響兩個相鄰的振幅A1與A2之比稱為減振系數(shù)d由實測的衰減振動曲線得到d，即可確定系統(tǒng)的阻尼比。阻尼比越大，振幅衰減得越快第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)

4、量系統(tǒng)的振動.三、單質(zhì)量系統(tǒng)頻率呼應(yīng)特性分析幅值比、相位差隨激振頻率而變化的規(guī)律。 對于一個常系數(shù)的線性系統(tǒng)即系統(tǒng)的m、K、為常數(shù)，當(dāng)輸入量 是一個簡諧函數(shù)時，輸出量 也是與輸入量同頻率的簡諧函數(shù)，但兩者的幅值不同，相位也不同。 輸出、輸入的幅值比是頻率 f 的函數(shù)，稱為幅頻特性。 相位差也是 f 的函數(shù)，稱為相頻特性。 兩者統(tǒng)稱為頻率呼應(yīng)特性。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.復(fù)振幅z0、q0為輸出、輸入諧量的幅值；1.頻率呼應(yīng)函數(shù)確實定 由輸出、輸入諧量復(fù)振幅 z 與 q 的比值或 與 的傅里葉變換Z()與Q() 的比值，可以確定頻率呼應(yīng)函數(shù) 。 輸出、輸入諧量的幅值比，稱為幅

5、頻特性。 輸出、輸入諧量的相位差，稱為相頻特性。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.令那么第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動代入.2.幅頻特性第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.四、單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機輸入的呼應(yīng)1.用隨機振動實際分析汽車平順性的概述1平順性分析的振動呼應(yīng)量車輪與路面間的動載 車身加速度懸架彈簧的動撓度第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.3.幅頻特性曲線0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg 用雙對數(shù)坐標(biāo)做出幅頻特性曲線。0.11|z/q|10 漸近線為程度線，斜率為0:1。 漸近線的“頻率指數(shù)為0。第三節(jié) 汽車振動系

6、統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10 漸近線斜率為-2:1。 “頻率指數(shù)為-2。-2:13.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10漸近線斜率為-1:1。“頻率指數(shù)為-1。-2:1-1:13.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 確定低頻段和高頻段漸近線的交點。交點要滿足3.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡

7、化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 與無關(guān)，即無論阻尼比取何值，幅頻特性曲線都要經(jīng)過 點3.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1共振時，單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性3.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.4.幅頻特性曲線的討論1低頻段 |z/q|略大于1，阻尼比對這一頻段的影響不大。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/

8、q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性.4.幅頻特性曲線的討論2共振段 |z/q|出現(xiàn)峰值，將輸入位移放大，加大阻尼比，可使共振峰值明顯下降。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性.4.幅頻特性曲線的討論3高頻段 懸架對輸入位移起衰減作用，阻尼比減小對減振有利。與無關(guān)第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-

9、1:1單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性.2振動呼應(yīng)量的功率譜密度與均方根值第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動振動呼應(yīng)量 x 的功率譜密度；路面位移 q 的功率譜密度；系統(tǒng)呼應(yīng)量 x 對輸入 q 的幅頻特性。.第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 振動呼應(yīng)量的方差，等于均方根值。 由路面不平度系數(shù)和車速確定路面位移輸入的功率譜密度 由懸架系統(tǒng)參數(shù)求出頻率呼應(yīng)函數(shù)Hfxq.3概率分布與規(guī)范差的關(guān)系 振動呼應(yīng)量 x 的分布為正態(tài)分布，且均值為零時，幅值的絕對值超越 的概率為P，與 P 的關(guān)系如下表。122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%9

10、5.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超越規(guī)范差x的倍以外的概率P第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超越規(guī)范差x的倍以外的概率P 要求車身加速度 超越1g的概率P=1%，求車身加速度的規(guī)范差 。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動例1即 =0.39g 時，可以使 超越1g的概率P=1%。.122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超越規(guī)范差x的倍以外的

11、概率P 某汽車懸架彈簧動撓度 的規(guī)范差 =3cm，要求動撓度超越限位行程 即撞擊限位的概率P = 0.3，假設(shè)車輪上下跳動的限位行程均為 ，求 。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動=3cm， =9cm 可使撞擊限位的概率為0.3%。例2.122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超越規(guī)范差x的倍以外的概率P車輪跳離地面的條件是相應(yīng)界限值 當(dāng)車輪與路面間的動載Fd與車輪作用于路面的靜載G大小相等且方向相反時，車輪作用于路面的垂直載荷等于零。取 ，相對動載 /G 的均方根值 ，求車輪跳離地面的概率。由于

12、 向上的概率占一半，車輪跳離地面的概率是0.15%。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動例3.2.車身加速度的功率譜密度 的計算分析路面輸入除采用 外，還可以采用 和 。相應(yīng)地，幅頻特性要采用 和 。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.輸入、輸出均方根譜之間的關(guān)系路面輸入的均方根譜用雙對數(shù)坐標(biāo)做出路面輸入均方根譜與的關(guān)系曲線。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.斜率為0:1斜率為1:1斜率為1:1第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.三個幅頻 特性為第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=

13、/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1. 由于 為一“白噪聲， 與 的圖形完全一樣，只是在雙對數(shù)坐標(biāo)上挪動 。 可以用呼應(yīng)量對速度輸入的幅頻特性定性分析呼應(yīng)的均方根譜。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.21101000.1110激振頻率 f / Hz=0.25=0.5f0=1Hzf0=2Hz思索：對共振峰值和高頻段的影響有何不同？振動系統(tǒng)的固有頻率 f0 對共振峰值有何影響？ 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.250.5f = f0 =114.048.88f = f0 =228.0817.76. 對單質(zhì)量振動系統(tǒng)， /G與 只相差系數(shù)1/g，因此0和對 幅頻特性的影響與 幅頻特性的影響，從變化趨勢上講完全一樣。3.車輪與路面間的相對動載 /G對 的幅頻特性的分析第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.4.懸架彈簧的動撓度 對 幅頻特性的分析第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動.在低頻段，1，2:10:1第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動頻率比=/00.1 1 101010.1=0=0.5=0.25.2:10:11:1-1:1思索：懸架固有頻率 f0 對 有何影響？ 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.250.5f = f0=10.3180.159