雙軸汽車的振動(dòng)市公開課一等獎(jiǎng)省賽課獲獎(jiǎng)?wù)n件

6.5.1型分析6.5.2減小車身俯仰角加速度辦法6.5.3用單輪輸入折算幅頻特征分析前后輪雙輸入振動(dòng)系統(tǒng)6.6

“人體—座椅”振動(dòng)系統(tǒng)及參數(shù)選擇第6.5節(jié)雙軸汽車振動(dòng)1共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第1頁§6.5.1

雙軸汽車振型分析汽車垂直和仰俯兩個(gè)自由度振動(dòng)或汽車縱軸上任一點(diǎn)垂直振動(dòng)時(shí)，采取雙軸汽車雙輸入汽車系統(tǒng)。（前、后輪有兩個(gè)路面輸入）

1、模型簡化條件(1)繼承圖6-12，四自由度雙軸汽車平面模型；講義正文2共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第2頁3共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第3頁(2)深入忽略車輪部分質(zhì)量和輪胎剛度，車身質(zhì)量等效為3個(gè)集中質(zhì)量；4共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第4頁

2、車身運(yùn)動(dòng)方程描述2.1以質(zhì)心垂直位移和俯仰角

來描述。確定、、、關(guān)系：5共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第5頁

2.2

以、來描述系統(tǒng)無阻尼自由振動(dòng)運(yùn)動(dòng)方程

1)運(yùn)動(dòng)方程

條件：無阻尼自由振動(dòng)，q=0,Cr=Cf=0分別對(duì)后/前端取力矩平衡：2)系統(tǒng)偏頻前、后端部分系統(tǒng)固有圓頻率(即偏頻)：6共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第6頁

前端：條件：Z2r=0，只有前端振動(dòng)；

后端：條件：Z2f=0，只有后端振動(dòng)；7共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第7頁

3)系統(tǒng)主頻若前后軸都振動(dòng)，即，將以上運(yùn)動(dòng)方程進(jìn)行復(fù)變換，令其系數(shù)行列式值為零，可解得系統(tǒng)主頻

：

4)車身振動(dòng)

主振型8共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第8頁可見：

對(duì)應(yīng)于兩個(gè)主頻，車身有兩個(gè)主振型；

一個(gè)振型結(jié)點(diǎn)位于軸距之內(nèi)，稱為角振動(dòng)型；

一個(gè)振型結(jié)點(diǎn)位于軸距之外，稱為垂直振動(dòng)型；

兩個(gè)振動(dòng)結(jié)點(diǎn)分別位于質(zhì)心兩側(cè)；

當(dāng)質(zhì)量分配系數(shù)ε=1時(shí)，振動(dòng)結(jié)點(diǎn)位于前、后軸處，,主振型與前、后端部分系統(tǒng)振型相同；9共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第9頁

大部分汽車ε=0.8~1.2，比較靠近1，主頻率與部分系統(tǒng)固有頻率相差不多；2.3

用、坐標(biāo)系來描述無阻尼自由振動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)條件：無阻尼自由振動(dòng)，q=0,Cr=Cf=01）運(yùn)動(dòng)方程以垂直向上力平衡和繞質(zhì)心力矩平衡列方程：10共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第10頁

2)垂直、角振動(dòng)兩個(gè)部分系統(tǒng)固有圓頻率（偏頻）垂直振動(dòng)偏頻：條件：只有垂直振動(dòng)，=0；角振動(dòng)偏頻：條件：只有角振動(dòng)，Zc=0；11共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第11頁

4)系統(tǒng)主頻當(dāng)系統(tǒng)現(xiàn)有角振動(dòng)，又有垂直振動(dòng)時(shí)，系統(tǒng)振動(dòng)頻率為主頻。系統(tǒng)主頻：

式中：

3)垂直、角振動(dòng)兩個(gè)部分系統(tǒng)振型12共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第12頁可見：

當(dāng)時(shí)，、，主頻與對(duì)應(yīng)偏頻相等即；

當(dāng)主頻等于對(duì)應(yīng)偏頻時(shí)，與不耦合，即垂直振動(dòng)和角振動(dòng)相互獨(dú)立；主振型與部分系統(tǒng)振型相同。

當(dāng)時(shí)，主頻與對(duì)應(yīng)偏頻相差不大；

適當(dāng)選擇參數(shù)，使，可確保，可降低車身俯仰共振角加速度分量；減小車身俯仰角加速度，可改進(jìn)平順性。在3Hz以下，人對(duì)水平方向振動(dòng)比垂直振動(dòng)方向更敏感。13共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第13頁6.4.2使，減小俯仰角加速度辦法

方法1：

當(dāng)時(shí)，可使

因?yàn)?當(dāng)a=b時(shí)，代入式（6-82）所以，當(dāng)時(shí)，。14共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第14頁說明：(1)多數(shù)轎車，使十分困難。(2)因轎車布置緊湊，較小，要使，只有減小軸距L來達(dá)到目。(3)減小L勢(shì)必減小乘坐空間，故此法不可取。15共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第15頁

方法2：前、后懸架“交聯(lián)”彈簧、由一與車身鉸接無質(zhì)量杠桿連接起來，它們只是在車身垂直振動(dòng)時(shí)才受力，并與彈簧、并聯(lián)，總彈簧剛度不變。16共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第16頁

垂直振動(dòng)時(shí)，固有圓頻率：

角振動(dòng)時(shí)，、不起作用：俯仰角振動(dòng)偏頻減小。

所以，適當(dāng)選擇彈簧剛度比值、，

可使，以減小車身俯仰角加速度。17共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第17頁方法：

單輪輸入折算幅頻特征分析前、后輪雙輸入振動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)。折算目標(biāo)：1、簡化問題；2、便于分析參數(shù)對(duì)振動(dòng)響應(yīng)影響。

條件：采取質(zhì)量分配系數(shù)?=1特殊情況下雙軸汽車等效系統(tǒng)。用長度為L無質(zhì)量杠桿將兩個(gè)“車身-車輪”雙質(zhì)量系統(tǒng)連接。

6.5.3用單輪輸入折算幅頻特征分析前、后輪雙輸入振動(dòng)系統(tǒng)

18共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第18頁1、坐標(biāo)定義及車身上任一點(diǎn)P坐標(biāo)值確定19共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第19頁

1)定義：(1)車身上任一點(diǎn)P到前軸距離為l(變量)；(2)P點(diǎn)在前軸前方為正，在前軸后方為負(fù)；

車身上任一點(diǎn)P垂直位移：2)前、后輪路面輸入關(guān)系：

前后輪在同一車轍上，、,只相差一滯后時(shí)間;關(guān)系：所以，可將前、后輪雙輸入等效為qf前輪處單輸入。

20共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第20頁

車身上任一點(diǎn)P對(duì)前輪速度輸入幅頻特征：車身-車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)

可見：求任一點(diǎn)P折算幅頻特征又深入歸結(jié)為求車身上任一點(diǎn)P位移Z2p和俯仰角位移對(duì)前軸上方車身位移Z2f幅頻特征:21共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第21頁

2、軸距中心處垂直位移Zc和車身俯仰角對(duì)前軸Z2f

幅頻特征:

分析條件：(1)軸距中心處，a=b；(2)假定前、后兩個(gè)“車身—車輪”雙質(zhì)量系統(tǒng)頻響函數(shù)相等，即：軸距中心處：()()()[]tZtZtfr22L1-=j22共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第22頁

因?yàn)橛嘘P(guān)系，所以存在位移關(guān)系：代入，并進(jìn)行傅立葉變換，得：

時(shí)域內(nèi)時(shí)間滯后相當(dāng)于頻域內(nèi)相位角滯后。故：

23共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第23頁得到：軸距中心處垂直位移Zc和車身俯仰角ψ對(duì)前軸上方車身位移Z2f幅頻特征:

車身上任一點(diǎn)P對(duì)前輪速度輸入幅頻特征：24共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第24頁1、前后軸上方車身位移、同相時(shí)，屬純垂直振動(dòng)；2、前后軸上方車身位移、反相時(shí)，屬角振動(dòng)；3、曲線為軸距濾波特征，即軸距對(duì)隨機(jī)輸入加以衰減，在軸距中心處振動(dòng)最??；4、提醒：當(dāng)一定時(shí)，加長軸距，有利于減小俯仰角振動(dòng)。25共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第25頁3、車身上任一點(diǎn)P垂直位移Z2p對(duì)Z2f幅頻特征車身上任一點(diǎn)角振動(dòng)相同，但垂直振動(dòng)大小不一樣。車身上任一點(diǎn)垂直位移Z2P：式中：l為車身上任一點(diǎn)P到前軸距離。因：經(jīng)付氏變換：26共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第26頁

幅頻特征：前軸處：后軸處：

即:27共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第27頁

軸距中心：28共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第28頁

可見：1、當(dāng)車身上各點(diǎn)位移相同，屬純垂直振動(dòng)；2、當(dāng)軸距中心處，屬純角振動(dòng)；3、在純角振動(dòng)時(shí)，垂直振動(dòng)大小與到軸距中心距離成正比。29共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第29頁4、及功率譜密度和均方根值計(jì)算

2）均方根值：參見式（6-103）和式（6-104）車速和軸距對(duì)、影響：參見圖6-51。1）功率譜密度：30共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第30頁1、系統(tǒng)簡化

人體簡化成一剛性質(zhì)量Ms時(shí)，它與座椅彈性、阻尼元件組成一單自由度系統(tǒng)；

它附加在“車輪—車身”雙質(zhì)量系統(tǒng)上，組成三質(zhì)量系統(tǒng)；

人體質(zhì)量比車身質(zhì)量小得多，忽略人體慣性力影響，可認(rèn)為車身振動(dòng)Z2為“人體-座椅”子系統(tǒng)輸入；§6.6“人體—座椅”振動(dòng)系統(tǒng)31共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第31頁32共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第32頁

“人體-座椅”系統(tǒng)幅頻特征：

對(duì)于以Z2為輸入單質(zhì)量“人體—座椅”系統(tǒng)，其幅頻特征與單自由度系統(tǒng)相同：33共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第33頁34共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第34頁

可見：

“人體—座椅”系統(tǒng)在其固有頻率附近，對(duì)車廂地板輸入有一定放大；在激振頻率大于后，對(duì)Z2起衰減作用；

因人體是個(gè)復(fù)雜系統(tǒng)，幅頻特征實(shí)測值共振頻率與共振幅值降低，開始衰減頻率由降到附近，說明實(shí)際人體坐在坐墊上，比人體剛性簡化模型減振效果要好；35共36頁雙軸汽車的振動(dòng)第35頁

為取得良好平順性，選擇座椅參數(shù)時(shí)應(yīng)注意：

確保人體垂直方向敏感區(qū)頻在4~12Hz處于減振區(qū)；

，選擇時(shí)，應(yīng)