汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件

汽車系統(tǒng)動力學(xué)河北工業(yè)大學(xué)機械學(xué)院車輛工程系武一民汽車系統(tǒng)動力學(xué)河北工業(yè)大學(xué)機械學(xué)院車輛工程系

第一章概述§1.1汽車系統(tǒng)動力學(xué)的發(fā)展概況

汽車系統(tǒng)動力學(xué)是近代發(fā)展起來的一門新興學(xué)科，大約有100多年的歷史。汽車動力學(xué)最早是研究車輛行駛的振動分析，20世紀30年代，英國的Lanchester、美國的Olley、法國的Broulhiet開始了有關(guān)汽車轉(zhuǎn)向、穩(wěn)定性、懸架方面的研究。對學(xué)科發(fā)展卓越影響的人物是美國卡迪拉克公司的Olley，1932年，他建立了“K2”實驗臺，研究懸架匹配及軸距對汽車的影響，得到前懸要軟于后懸的結(jié)論。在50年代，人們建立了較為完整的汽車操縱和轉(zhuǎn)向動力學(xué)的基礎(chǔ)理論體系，其中德國的Milliken出版《汽車動力學(xué)》標志著汽車動力學(xué)的成熟。第一章概述§1.1汽車系統(tǒng)動力學(xué)的發(fā)展第一章概述動力學(xué)的發(fā)展過程分為三個階段：階段一（20世紀30年代）1.對車輛動態(tài)性能的經(jīng)驗性的觀察2.開始注意到車輪擺振的問題3.認識到車輛舒適性是車輛性能的一個重要方面階段二（30年代—50年代）1.了解了簡單的輪胎力學(xué)，給出了輪胎側(cè)偏角的定義2.定義不足轉(zhuǎn)向和過度轉(zhuǎn)向3.建立了簡單的兩自由度操縱動力學(xué)方程4.開展了行駛平順性研究，建立了K2實驗臺，5.引入前獨立懸架第一章概述動力學(xué)的發(fā)展過程分為三個階段：階段一（20世紀第一章概述

隨后幾十年，汽車制造商意識到行駛平順性和操縱穩(wěn)定性在產(chǎn)品中的重要作用。隨著計算機技術(shù)的發(fā)展ADMAS,ABS,TCS(驅(qū)動力控制),ASR,VDC(動力學(xué)控制),4WS,PPS(液壓助力),階段三（1952年以后）1.通過試驗結(jié)果和建模，加深了對輪胎特性的了解2.在兩自由度操縱模型的基礎(chǔ)上，建立了包括側(cè)傾的三自由度操縱動力學(xué)方程3.擴展了對操縱動力學(xué)的分析，包括穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向響應(yīng)特性分析4.開始采用隨機振動理論對行駛平順性進行性能預(yù)測第一章概述隨后幾十年，汽車制造商意識到行第一章概述§1.2汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究內(nèi)容

1.定義：汽車系統(tǒng)動力學(xué)就是把汽車看作是一個動態(tài)系統(tǒng)，對其行為進行研究，討論其數(shù)學(xué)模型和響應(yīng)。

2.目的：是研究汽車受的力及其與汽車運動之間的相互關(guān)系，找出汽車主要性能的內(nèi)在規(guī)律和聯(lián)系，提出汽車設(shè)計參數(shù)選取的原則和依據(jù)

3.重要性：①闡述汽車運動規(guī)律的理論基礎(chǔ)②汽車動態(tài)設(shè)計的必要手段③當(dāng)今汽車技術(shù)發(fā)展的四大主題都與汽車動力學(xué)密切相關(guān)安全、節(jié)能、降低污染、舒適第一章概述§1.2汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究內(nèi)容4.內(nèi)容：研究內(nèi)容范圍很廣，包括車輛縱向運動及其子系統(tǒng)的動力學(xué)響應(yīng)，還有車輛垂向和橫向動力學(xué)內(nèi)容。及行駛動力學(xué)和操縱動力學(xué)。行駛動力學(xué)研究路面不平激勵，懸架和輪胎垂向力引起的車身跳動和俯仰運動；操縱動力學(xué)研究車輛的操縱穩(wěn)定性，主要是輪胎側(cè)向力有關(guān)，引起的車輛側(cè)滑、橫擺、和側(cè)傾運動。①縱向動力學(xué)驅(qū)動力，行駛阻力，制動力，ABS,CTS②行駛動力學(xué)汽車舒適性內(nèi)容，1/4車，整車建模分析③操縱動力學(xué)車輛轉(zhuǎn)向特性，穩(wěn)定裕度：bKr-aKf4.內(nèi)容：50年代，隨著科技的發(fā)展，控制論，系統(tǒng)論理論體系的建立，人們的思想有了質(zhì)的飛躍，系統(tǒng)的觀點引入汽車產(chǎn)生了汽車系統(tǒng)動力學(xué)。此時把汽車看作為系統(tǒng)，系統(tǒng)中，汽車對人產(chǎn)生影響，人對汽車產(chǎn)生作用。人-車-路作為一個系統(tǒng)看待，汽車系統(tǒng)動力學(xué)產(chǎn)生分支，可分為：汽車地面力學(xué)、汽車輪胎力學(xué)、汽車空氣動力學(xué)、汽車操縱動力學(xué)、人機工程學(xué)。

80年代國際上成立了車輛系統(tǒng)動力學(xué)學(xué)會（VehicleSystemDynamics，簡稱VSD），總部設(shè)在荷蘭，定期出版刊物《VehicleSystemDynamics》并舉行學(xué)術(shù)年會，發(fā)表了大量的最新研究成果，使汽車動力學(xué)的研究發(fā)展到一個嶄新的階段。VehicleSystemDynamics50年代，隨著科技的發(fā)展，控制論，系統(tǒng)論理論體系的建立，人們5.發(fā)展趨勢：車輛動力學(xué)研究由被動元件設(shè)計轉(zhuǎn)變?yōu)椴捎弥鲃涌刂苼砀淖冘囕v動態(tài)性能。隨著多體動力學(xué)的發(fā)展及計算機技術(shù)的發(fā)展，使汽車系統(tǒng)動力學(xué)成為汽車CAE技術(shù)的重要組成部分，并逐漸朝著與電子和液壓控制、有限元分析技術(shù)集成的方向發(fā)展。一、車輛主動控制車輛控制系統(tǒng)的構(gòu)成都將包括三大組成部分，即控制算法、傳感器技術(shù)和執(zhí)行機構(gòu)的開發(fā)。而控制系統(tǒng)的關(guān)鍵，控制律則需要控制理論與車輛動力學(xué)的緊密結(jié)合。二、多體系統(tǒng)動力學(xué)

MX=F動力學(xué)分析軟件三、“人—車—路”閉環(huán)系統(tǒng)和主觀與客觀的評價對操縱動力學(xué)進行璧還控制研究，研究駕駛員模型5.發(fā)展趨勢：§1.3汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究方法和理論基礎(chǔ)1.研究方法把實際問題抽象并轉(zhuǎn)化為簡化的模型，即建模。①物理模型：物理本質(zhì)相同，形狀尺寸有別模型的分類：②力學(xué)模型：經(jīng)過簡化后的物體實際受力模型③數(shù)學(xué)等效模型：動態(tài)行為的數(shù)學(xué)形式是相同的，可用等效的常系數(shù)微分方程來描述數(shù)學(xué)模型有理論建模和試驗建模兩類：

a.理論建模是指從機械結(jié)構(gòu)的設(shè)計圖樣出發(fā)，作出必要的假定和簡化，根據(jù)力學(xué)原理建模?！?.3汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究方法和理論基礎(chǔ)

系統(tǒng)分析法理論方法：狀態(tài)空間法健合圖法

b.試驗建模包括系統(tǒng)識別和參數(shù)識別。模態(tài)分析法參數(shù)識別法

c.計算機方法：有限元法；多體動力學(xué)法2.理論基礎(chǔ)①力學(xué)體系：牛頓定律，達朗貝爾原理，動量定理，動量矩定理，拉格朗日方程，虛功原理②線性系統(tǒng)理論和現(xiàn)代控制系統(tǒng)理論實驗方法:系統(tǒng)分析法實驗方法:汽車動力學(xué)參考書目[蘇]E.A.曲達可夫，《汽車理論》龍門聯(lián)合書局，1954[德]M.米奇克，《汽車動力學(xué)》，人民交通出版社，1992[中]余志生，《汽車理論》，機械工業(yè)出版社，1982[中]郭孔輝，《汽車操縱動力學(xué)》，吉林科學(xué)技術(shù)出版社，1991[加]黃祖錄，《地面車輛原理》，機械工業(yè)出版社，1985[日]小林明，《汽車力學(xué)》，機械工業(yè)出版社，1982[美]ThomasD.Gillespie.，《Fundamentalsofvehicledynamics》，SAE，1992[德]H-P威魯麥特著，《車輛動力學(xué)模擬及其方法》，北京理工大學(xué)出版社，1998年[中]喻凡、《車輛動力學(xué)及其控制》，人民交通出版社，2004年[中]雷雨成，《車輛系統(tǒng)動力學(xué)及仿真》

同濟大學(xué)出版社，2001汽車動力學(xué)參考書目[蘇]E.A.曲達可夫，《汽車理論第二章建模方法及汽車模型

當(dāng)汽車作為一個自然界的實體來觀察時，它是一個連續(xù)性的振動系統(tǒng)。這個系統(tǒng)有許多在三維空間無數(shù)自由度的單個部件組成。所以在進行汽車動力學(xué)時，通常先將實體模型簡化成不可變形、有一定質(zhì)量和慣性矩的剛體，其間連著彈簧和減震器。通過轉(zhuǎn)化使汽車實際系統(tǒng)被由多個質(zhì)量塊、彈性體和阻尼組成的理想系統(tǒng)所代替，而保留了系統(tǒng)的基本特征。這樣就能夠計算很復(fù)雜的系統(tǒng)。根據(jù)上述的簡化處理和分析作出研究系統(tǒng)相應(yīng)的力學(xué)模型，由相應(yīng)的力學(xué)理論基礎(chǔ)建立研究系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型。根據(jù)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，在獲知系統(tǒng)參數(shù)的情況下對系統(tǒng)進行仿真、第二章建模方法及汽車模型模擬計算分析。計算和研究的目的是研究系統(tǒng)的固有動態(tài)特性（自由振動）和受迫振動特性（頻率響應(yīng)特性）。模擬計算分析包括兩個方面：①解析分析：利用工程數(shù)學(xué)方法并輔以相應(yīng)的程序計算②仿真分析：利用CAD實體模型用動態(tài)仿真軟件—虛擬仿真技術(shù)

通常在計算分析中系統(tǒng)參數(shù)數(shù)據(jù)的獲取方法：實測法：利用相關(guān)儀器測量參數(shù)傳統(tǒng)計算法：根據(jù)幾何尺寸確定參數(shù)（如質(zhì)量、慣性矩、彈性系數(shù)減振系數(shù)）模擬計算分析。計算和研究的目的是研究系統(tǒng)的固有動態(tài)特性（自由

§2.1汽車常用簡化模型分析

通常在進行汽車建模分析時，把汽車分成三個部分考慮：車身、車架、車橋。汽車的部件看成剛體，且質(zhì)量集中于質(zhì)心位置。由于汽車沿縱向平面看橫向布置幾乎是對稱的，因此可以把汽車沿縱向平面分開成為1/2汽車模型。對車身質(zhì)量由懸掛質(zhì)量分配系數(shù)ε進行分配，當(dāng)ε接近于1時，汽車前、后軸上方車身部分的集中質(zhì)量的垂向運動是相互獨立的，這樣汽車的1/2模型就可以分解成汽車的1/4模型。

1.單自由度系統(tǒng)假設(shè)汽車等速直線行駛，只考慮車身垂直方向一個自由度Z

懸架可簡化成圖2-1模型方程：§2.1汽車常用簡化模型分析2.兩自由度系統(tǒng)模型a、考慮Z方向上的振動及繞Y軸的俯仰運動，此為研究汽車點頭時模型。

例如圖,若車身質(zhì)量M=1500kg,回轉(zhuǎn)半徑=1.1m，L1=1.5m，L2=1.6m，Ks1=36kN/m，Ks2=39kN/m，試確定車輛質(zhì)心的鉛垂運動及繞質(zhì)心的俯仰運動的主頻率和主振型。

解：取質(zhì)心相對于靜平衡位置的坐標x及車體繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)角坐標系為兩個廣義坐標。由達朗伯原理建立如下方程：2a2.兩自由度系統(tǒng)模型2a或?qū)憺?/p>

（1）設(shè)：

代入方程（1）得（2）帶入數(shù)據(jù)得：（IC=M）頻率方程為：

=0或?qū)憺榧矗簞t求得固有頻率為：

由方程（2）得：則第一階固有振型第二階固有振型即：b、考慮輪胎非簧載質(zhì)量對汽車的影響時，可簡化成模型2b，對車輪橡膠結(jié)構(gòu)阻尼遲滯用，所以只考慮輪胎剛度，忽略阻尼。此模型為車1/4模型2bb、考慮輪胎非簧載質(zhì)量對汽車的2b3.四自由度系統(tǒng)如果考慮車橋?qū)嚿淼挠绊懀藭r將以上兩個兩自由度系統(tǒng)結(jié)合便成為四自由度系統(tǒng)模型。此模型為62年吉林工業(yè)大學(xué)建立的力學(xué)模型，該模型考慮了汽車前后輪對車身振動的影響，描述系統(tǒng)運動的最少獨立坐標個數(shù)為4。汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件

4.五自由度模型

70年代提出此模型，加了人椅系統(tǒng)形成了5自由度模型，其中減振環(huán)節(jié)有輪胎、懸架、座椅等部件。對于人體模型，我們一般看成為一質(zhì)量塊，但在人體模型的研究中，可把人頭、胸腔、腿部等看成質(zhì)量塊，而把脖頸、腹部等看成彈性，使人體模型變成E型模型。如考慮多自由度的人體模型，5自由度模型又可變?yōu)?自由度模型。4.五自由度模型5.六自由度模型通常在考慮發(fā)動機振動對整車的振動影響時，用此模型。此時，假設(shè)車架為剛體，發(fā)動機懸置于車架上，發(fā)動機作為空間缸體，存在著X、Y、Z三個方向的平動和繞三個坐標軸的轉(zhuǎn)動，共計為六個自由度。發(fā)動機的橡膠墊，被看作為具有阻尼和剛度的結(jié)合體。發(fā)動機整個剛體的固有頻率應(yīng)避開發(fā)動機的怠速激勵頻率，并與車架的固有頻率盡量不要重合。5.六自由度模型6.非獨立懸掛整車七自由度模型此模型由吉林工業(yè)大學(xué)宋傳學(xué)老師建立，七個自由度分別為：車身的垂直運動Z3，車身的側(cè)傾運動，車身的俯仰運動，前、后輪的側(cè)傾運動、，前、后輪的垂直運動Z1、Z2，7.整車十自由度模型如果以上七自由度模型考慮座椅及人體模型，將會變成10自由度模型。

6.非獨立懸掛整車七自由度模型8.十三自由度模型對一個非獨立懸架的車輛，如果我們考慮發(fā)動機三個自由度，車身三個自由度，座椅三個自由度，非簧載質(zhì)量4個自由度，此時可得到13個自由度模型?！?.2

汽車系統(tǒng)建模應(yīng)用實例我們以考慮座椅垂直振動的5自由度模型為例，一：力學(xué)模型如圖二：數(shù)學(xué)模型按照各部件的受力狀況，建立方程如下：8.十三自由度模型汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件1如上圖，列方程：1如上圖，列方程：25第三章汽車空氣動力學(xué)§3.1概述

汽車空氣動力學(xué)：汽車在路面上行駛時，除受路面作用力外，還受周圍氣流對它作用的各種力和力矩，研究這些力的特性及對汽車所產(chǎn)生的影響的學(xué)科稱汽車空氣動力學(xué)。1.氣動力主要包括：迎面阻力、升力、側(cè)向力，及這些力形成的俯仰力矩，側(cè)傾力矩和橫擺力矩。大小與車速的平方成正比。2.氣動阻力主要包括：形狀阻力、誘導(dǎo)阻力、摩擦阻力、干擾阻力、內(nèi)循環(huán)阻力。這些阻力在氣動阻力中作戰(zhàn)的比例如下：形狀阻力占55%，誘導(dǎo)阻力占8，摩擦阻力占10%，干擾阻力占18%，內(nèi)循環(huán)阻力占14%。第三章汽車空氣動力學(xué)§3.1概述3.風(fēng)壓中心CP（CenterofairPressure）：這種阻力形成的合力作用點在汽車對稱面內(nèi)，但不一定與重心重合，此合力點稱風(fēng)壓中心。4.空氣阻力

CD：空氣阻力系數(shù)，u：車速，A：迎風(fēng)面積，：空氣密度不同車型的空氣阻力系數(shù)CD的范圍小型運動車CD=0.23~0.45

小轎車CD=0.35~0.55

載貨汽車CD=0.40~0.60

公共汽車CD=0.50~0.80

二輪車CD=0.60~0.903.風(fēng)壓中心CP（CenterofairPress5.車身外形與CD

的關(guān)系流線型轉(zhuǎn)換成實車后擾流器的高度對CD

的影響5.車身外形與CD的關(guān)系6.離地間隙e與CD

的關(guān)系離地間隙適中，底平面光滑。對于轎車，一般e取150～250mm7.車身其它因素①車身前傾②中間寬、腰鼓形狀③加擾流器、鴨尾式結(jié)構(gòu)6.離地間隙e與CD的關(guān)系8.升力和俯仰力矩升力是由于汽車行駛中車身上部和車身底部空氣流速不等形成壓力差而造成的。升力不通過重心時，產(chǎn)生俯仰力矩。汽車的各個橫斷面形心的連線稱中線，簡化為前后端形心，用直線連接稱中線，中線與水平面的夾角稱為迎角。中線前高后低，迎角為正，反之為負。一般車應(yīng)為負迎角。風(fēng)壓中心位于重心后好。9.側(cè)向力和橫擺力矩側(cè)風(fēng)作用在汽車上產(chǎn)生側(cè)向力，風(fēng)力與縱軸稱角，如風(fēng)壓中心在重心之前，汽車順風(fēng)偏轉(zhuǎn)，增大，穩(wěn)定性更壞；在后逆風(fēng)穩(wěn)定性好，重合則側(cè)向移動。8.升力和俯仰力矩第四章汽車懸架系統(tǒng)動力學(xué)§4.1

概述懸架系統(tǒng)是指車身與車軸之間連接的所有組合體零件的總稱。一般由彈性元件、減振器和導(dǎo)向機構(gòu)組成，有些還有橫行穩(wěn)定桿緩沖塊等。懸架系統(tǒng)的基本功能：1.緩和路面不平的沖擊，使汽車平順、乘坐舒適。2.車輪跳動時使車輪定位參數(shù)變化小，保證良好的操縱穩(wěn)定性。3.使車輪與地面有良好的附著性，較小的車輪動載變化，以保證良好的安全性。懸架分類：被動懸架主動懸架

第四章汽車懸架系統(tǒng)動力學(xué)§4.1概述

懸架系統(tǒng)的評價參數(shù)車身垂直加速度（舒適性）車輪相對動載（安全性）彈簧行程（彈簧壽命）在設(shè)計時，這三個量要盡可能小。三者于阻尼比之間的關(guān)系如下圖

懸架系統(tǒng)的評價參數(shù)

§4.2

線性控制系統(tǒng)理論

1.定義：對能量、物質(zhì)量或其它介質(zhì)等流量進行調(diào)解的裝置成為控制系統(tǒng)

2.分類：開環(huán)控制系統(tǒng)閉環(huán)控制系統(tǒng)

①開環(huán)控制系統(tǒng)：若系統(tǒng)的輸出量對系統(tǒng)的控制作用沒有影響，則稱開環(huán)控制系統(tǒng)。②閉環(huán)控制系統(tǒng)：又稱反饋系統(tǒng)，在此系統(tǒng)中，動作偏差信號是輸入信號與反饋信號（它可以是輸出信號本身或是輸出信號及它的導(dǎo)數(shù)的函數(shù)）之間的差，它送入控制器中使其誤差減少，并使系統(tǒng)的輸出達到希望的值。

§4.2線性控制系統(tǒng)理論

3.傳遞函數(shù)系統(tǒng)的輸出拉氏變換與輸入的拉氏變換之比。它是系統(tǒng)本身的性質(zhì)，與輸入量的大小、性質(zhì)無關(guān)。

傳遞函數(shù)法要求初始條件必須為零，并只能適用于單輸入、單輸出的線性定常系統(tǒng)。

§4.3

懸架系統(tǒng)控制分析首先對懸架系統(tǒng)作如下假設(shè)：

1.

取1/4汽車為分析模型2.

只考慮垂直方向振動3.

不考慮非線性因素4.

認為輪胎不離開路面對模型有如下方程：對方程進行拉氏變換得：1.取1/4汽車為分析模型

首先求G20（s）=Z2（s）/Z0（s）由以上方程可求得：

最終求得：

因此，根據(jù)路面譜及懸架傳遞函數(shù)便可求出車身振動加速度值首先求G20（s）=Z2（s）/Z0（s）第五章汽車前軸和轉(zhuǎn)向輪系的振動§5.1

前軸和轉(zhuǎn)向輪組成的振動系統(tǒng)

1.

概述前軸和轉(zhuǎn)向輪組成的振動系統(tǒng)包括：與前輪相連的轉(zhuǎn)向桿系和轉(zhuǎn)向器，以及由前軸支撐的彈簧和簧載質(zhì)量。分析時做如下假設(shè)：（1）由于轉(zhuǎn)向器在系統(tǒng)中剛度最小，因此把轉(zhuǎn)向縱拉桿到方向盤簡成一個自由度系統(tǒng)，系統(tǒng)質(zhì)量集中于轉(zhuǎn)向盤，方向盤可看成固定不動。（2）認為懸架以上質(zhì)量振動可忽略不計，即認為也是固定不動。第五章汽車前軸和轉(zhuǎn)向輪系的振動§5.1前軸和轉(zhuǎn)向輪組成

（3）輪胎特征僅考慮側(cè)向剛度以及側(cè)偏剛度而車輪定位參數(shù)只考慮輪胎拖距，不考慮外傾角和主銷內(nèi)傾角。經(jīng)簡化后系統(tǒng)存在如下振動及固有特征：

a.前軸繞汽車縱軸振動。

b.轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿組成了一個繞主軸銷擺動的振動系統(tǒng)。（3）輪胎特征僅考慮側(cè)向剛度以及側(cè)偏剛度而車輪定位參數(shù)

2.前軸繞汽車縱軸振動由振動模型及轉(zhuǎn)動慣量，可得前軸自由振動方程求得：前軸角振動的固有頻率

由此知：慣量增加，剛度降低，轉(zhuǎn)動頻率降低．2.前軸繞汽車縱軸振動

3.

轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿組成一個繞主銷擺動的振動系統(tǒng)轉(zhuǎn)向輪繞主銷的自由振動微分方程為：

Ｉｚ——轉(zhuǎn)向輪繞主銷的轉(zhuǎn)動慣量；Ｃ３——轉(zhuǎn)向輪繞主銷的剛度。若計轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿的彈性，則應(yīng)Ｃｓ代替Ｃ３式中：i——轉(zhuǎn)向系傳動比；Ｃ1——轉(zhuǎn)向軸剛度；Nm/rad

Ｃ2——轉(zhuǎn)向機構(gòu)與轉(zhuǎn)向輪之間連接桿剛度；Nm/rad3.轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿組成一個繞主銷擺動的振動系統(tǒng)

Ｃ３——轉(zhuǎn)向機殼體與車身的固緊剛度如Ｃ３＝∞，

Ｃｓ和Ｉｚ減小，則固有頻率降低，現(xiàn)代汽車主銷振動的固有頻率下降。上述兩種振動系統(tǒng)中，在外界的干擾下，可激發(fā)起由阻尼的自由振動、強迫振動和自激振動。

Ｃ３——轉(zhuǎn)向機殼體與車身的固緊剛度

§5.２外界激勵力一、周期變化的激振力

1.車輪不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力不平衡時：

水平分力對主銷中心的力矩為：

此力矩使車輪擺振，當(dāng)與固有頻率相近時，發(fā)生共振振跳。

2.

車輪的陀螺力矩當(dāng)汽車行駛時，可把高速轉(zhuǎn)動的車輪看成一個轉(zhuǎn)子，而繞主銷轉(zhuǎn)動§5.２外界激勵力

的轉(zhuǎn)向節(jié)視為該轉(zhuǎn)子的框架，構(gòu)成一個二自由度的陀螺。當(dāng)車輪以

旋轉(zhuǎn)時，框架以ｄ／ｄｔ

轉(zhuǎn)動，則框架受到陀螺力矩

Ｍｔ

當(dāng)車輪迂到凸起時，上式中ｋ用ｖ／Ｒ代替設(shè)不平路面波長為

，則激勵頻率ｆ＝ｖ／，

當(dāng)ｆ與固有頻率接近時，擺振加劇，形成共振。采用等長臂的獨立懸架，現(xiàn)設(shè)計上臂長度＝（0.6～0.7）下臂長度

3、懸架與轉(zhuǎn)向桿系運動不協(xié)調(diào)的激勵懸架與轉(zhuǎn)向桿系統(tǒng)運動關(guān)系不協(xié)調(diào)也可引起車輪繞主銷擺振，如圖：轉(zhuǎn)向節(jié)球頭銷的D點與主銷C點，跳動時一面上移、前移，D后移使前輪擺動。解決辦法取決于橫拉桿斷開點的選取。

的轉(zhuǎn)向節(jié)視為該轉(zhuǎn)子的框架，構(gòu)成一個二自由度的陀螺。當(dāng)車輪以

二、偶然的和單次性激勵當(dāng)汽車受到偶然的側(cè)向風(fēng)或汽車受路降作用時，車輪發(fā)生偏轉(zhuǎn)，當(dāng)外激力消除后仍振動，稱自激振動。

受迫振動

自激振動

1.周期變化的外界激勵作用引起

a.車輪不平衡

b.產(chǎn)生的陀螺力矩

c.懸架于轉(zhuǎn)向系運動不協(xié)調(diào)無需有持續(xù)周期作用的激勵，只要有偶然的單次性激勵2.系統(tǒng)振動頻率與激振頻率一致，擺振明顯發(fā)生于共振區(qū)無需有持續(xù)周期作用的激勵，只要有偶然的單次性激勵3.激振力的存在與振動體運動無關(guān)其激振力是伴隨振動體的運動而產(chǎn)生，振動體停止，激振力消失二、偶然的和單次性激勵受迫振動

§5

–3前軸與車輪振動的耦合汽車行駛中，前軸繞縱軸的振動和前輪繞主銷的振動可能同時發(fā)生，相互耦合，這種振動對行駛穩(wěn)定性和操縱性的危害更為嚴重。

1.建立數(shù)學(xué)模型通過簡化，前輪繞主銷擺振的振動系統(tǒng)如圖1所示，前軸繞縱軸振動系統(tǒng)如不－下圖所示。前軸和前輪耦合振動系統(tǒng)的運動微分方程如下列4項：

§5–3前軸與車輪振動的耦合1）左前輪繞主銷擺振方程

2）右前輪繞主銷擺振方程（沒有縱拉桿影響）

3）前軸繞縱軸振動微分方程

4）左、右車輪運動方程1）左前輪繞主銷擺振方程

2.數(shù)學(xué)模型的求解用計算機求解后，找出結(jié)構(gòu)參數(shù)對擺振的影響。①前輪擺振的幅值將隨橫拉桿的剛度和轉(zhuǎn)向機剛度的增大而減小。②系統(tǒng)的諧振頻率和相對阻尼系數(shù)將隨轉(zhuǎn)向機構(gòu)剛度的增加而提示。如圖，當(dāng)

時，前輪擺振系統(tǒng)進入不穩(wěn)定區(qū)，車速在32km/h～69km/h，

為負阻尼，發(fā)生自激振動。2.數(shù)學(xué)模型的求解第六章汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動力學(xué)

汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動力學(xué)是研究駕駛員給系統(tǒng)以轉(zhuǎn)向指令后，汽車在曲線行駛中的運動學(xué)和動力學(xué)特性。其特性影響到汽車操縱的方便性和穩(wěn)定性并決定著汽車安全性，因此它是汽車系統(tǒng)動力學(xué)中的重要研究內(nèi)容之一?！?.1汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型首先假設(shè)：1.汽車作等速運動；2.忽略轉(zhuǎn)向系統(tǒng)影響，前輪轉(zhuǎn)角作為輸入；3.只考慮汽車的橫擺和側(cè)向運動。汽車轉(zhuǎn)化成一個只有橫擺和側(cè)向運動的兩自由度系統(tǒng)。第六章汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動力學(xué)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動力學(xué)是研究汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件Y向力平衡對質(zhì)心取矩Y向力平衡對質(zhì)心取矩§6.2

前輪角階躍輸入下汽車的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)－等速圓周運動此時有：§6.2前輪角階躍輸入下汽車的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)－等速圓周運動汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件

其中：L1k1-L2k2為穩(wěn)定裕度，表征車輛操縱穩(wěn)定性的穩(wěn)定裕度是一個非常關(guān)鍵的設(shè)計參數(shù)，它對控制車輛不足轉(zhuǎn)向或過多轉(zhuǎn)向特性具有重要的意義。因此，穩(wěn)定裕度的影響因素：①車輛中心位置②輪胎側(cè)偏剛度③軸荷的軸向轉(zhuǎn)移④車輪外傾角的影響⑤變形轉(zhuǎn)向的影響其中：L1k1-L2k2為穩(wěn)定裕度，表征車輛操縱穩(wěn)定性6.2.1穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的三種類型過度轉(zhuǎn)向K<0不足轉(zhuǎn)向K>0中性轉(zhuǎn)向K=06.2.1穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的三種類型過度轉(zhuǎn)向不足轉(zhuǎn)向中性轉(zhuǎn)向汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件第七章汽車專題分析§7.1發(fā)動機懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計現(xiàn)代汽車的發(fā)動機及其動力總成是通過懸置安裝在汽車底盤上的，它具有：支承、限位、隔振三大功能。在汽車設(shè)計中，合理地選擇發(fā)動機的懸置，可以降低發(fā)動機振動的波及程度，提高汽車的乘坐舒適性。

7.1.1發(fā)動機懸置系統(tǒng)模型的建立

①力學(xué)模型發(fā)動機懸置系統(tǒng)的固有頻率通常在30HZ以下，因此在研究發(fā)動機的低頻振動特性時，常假設(shè)發(fā)動機總成和車架為剛體。第七章汽車專題分析§7.1發(fā)動機懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計

對于采用四點支承的如上圖所示的力學(xué)模型。定坐標系為G—，原點G取在發(fā)動機質(zhì)心處，軸平行于曲軸軸線，指向發(fā)動機前方；軸垂直于曲軸向上；軸按右手定則確定。平動坐標系為Go—xyz，原點Go固結(jié)在發(fā)動機質(zhì)心處，靜平衡時，動定坐標系重合，剛體的廣義坐標為發(fā)動機質(zhì)心沿，，三軸向的平移x，y，z及繞x，y，z軸的轉(zhuǎn)角。其廣義坐標矢量記為Q。即

②數(shù)學(xué)模型對上述發(fā)動機懸置系統(tǒng)力學(xué)模型可建立六自由度無阻尼自由振動方程。

對于采用四點支承的如上圖所示的力學(xué)模型。定坐標系為G其中：其中：7.1.2發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計原則當(dāng)前在汽車的總布置設(shè)計中，發(fā)動機可通過三點、四點支承形式布置在車架上，懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計通?？梢罁?jù)如下幾種原則設(shè)計：①系統(tǒng)六自由度解耦或部分解耦通常，發(fā)動機懸置系統(tǒng)的六個自由度的振動是耦合的，這樣導(dǎo)致發(fā)動機的振幅加大，振動頻帶過寬，因此在設(shè)計時懸置應(yīng)盡量采用解耦形式布置。如V型支撐②打擊中心理論汽車行駛中，若柴油機剛體受到激勵力作用時，在柴油機剛體的振型曲線上存在著某一節(jié)點，此點的振動位移為零，即打擊中心。如將發(fā)動機的前支承布置在激振力的作用平面內(nèi)（氣缸體的橫向中心面處），后支承布置在打擊中心處，這樣可使前懸置在一旦受到干擾或沖擊時，后懸置的響應(yīng)為零。這就可以有效地減小汽車的振動。7.1.2發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計原則③扭矩軸與彈性中心

④發(fā)動機懸置系統(tǒng)固有頻率的配置固有頻率的配置就是發(fā)動機懸置系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)具有合理的分布，通過系統(tǒng)固有頻率的合理安排，使系統(tǒng)容易避開共振區(qū)，減少發(fā)動機怠速激勵使整車產(chǎn)生的振動響應(yīng)，以提高汽車的行駛平順性。③扭矩軸與彈性中心7.1.3發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計與其它性能的關(guān)系7.1.3發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計與其它性能的關(guān)系§7.2車架、車橋模態(tài)實驗分析

7.2.1部件模型的建立

§7.2車架、車橋模態(tài)實驗分析汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件7.2模態(tài)實驗分析7.2模態(tài)實驗分析汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件汽車系統(tǒng)動力學(xué)河北工業(yè)大學(xué)機械學(xué)院車輛工程系武一民汽車系統(tǒng)動力學(xué)河北工業(yè)大學(xué)機械學(xué)院車輛工程系

第一章概述§1.1汽車系統(tǒng)動力學(xué)的發(fā)展概況

汽車系統(tǒng)動力學(xué)是近代發(fā)展起來的一門新興學(xué)科，大約有100多年的歷史。汽車動力學(xué)最早是研究車輛行駛的振動分析，20世紀30年代，英國的Lanchester、美國的Olley、法國的Broulhiet開始了有關(guān)汽車轉(zhuǎn)向、穩(wěn)定性、懸架方面的研究。對學(xué)科發(fā)展卓越影響的人物是美國卡迪拉克公司的Olley，1932年，他建立了“K2”實驗臺，研究懸架匹配及軸距對汽車的影響，得到前懸要軟于后懸的結(jié)論。在50年代，人們建立了較為完整的汽車操縱和轉(zhuǎn)向動力學(xué)的基礎(chǔ)理論體系，其中德國的Milliken出版《汽車動力學(xué)》標志著汽車動力學(xué)的成熟。第一章概述§1.1汽車系統(tǒng)動力學(xué)的發(fā)展第一章概述動力學(xué)的發(fā)展過程分為三個階段：階段一（20世紀30年代）1.對車輛動態(tài)性能的經(jīng)驗性的觀察2.開始注意到車輪擺振的問題3.認識到車輛舒適性是車輛性能的一個重要方面階段二（30年代—50年代）1.了解了簡單的輪胎力學(xué)，給出了輪胎側(cè)偏角的定義2.定義不足轉(zhuǎn)向和過度轉(zhuǎn)向3.建立了簡單的兩自由度操縱動力學(xué)方程4.開展了行駛平順性研究，建立了K2實驗臺，5.引入前獨立懸架第一章概述動力學(xué)的發(fā)展過程分為三個階段：階段一（20世紀第一章概述

隨后幾十年，汽車制造商意識到行駛平順性和操縱穩(wěn)定性在產(chǎn)品中的重要作用。隨著計算機技術(shù)的發(fā)展ADMAS,ABS,TCS(驅(qū)動力控制),ASR,VDC(動力學(xué)控制),4WS,PPS(液壓助力),階段三（1952年以后）1.通過試驗結(jié)果和建模，加深了對輪胎特性的了解2.在兩自由度操縱模型的基礎(chǔ)上，建立了包括側(cè)傾的三自由度操縱動力學(xué)方程3.擴展了對操縱動力學(xué)的分析，包括穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向響應(yīng)特性分析4.開始采用隨機振動理論對行駛平順性進行性能預(yù)測第一章概述隨后幾十年，汽車制造商意識到行第一章概述§1.2汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究內(nèi)容

1.定義：汽車系統(tǒng)動力學(xué)就是把汽車看作是一個動態(tài)系統(tǒng)，對其行為進行研究，討論其數(shù)學(xué)模型和響應(yīng)。

2.目的：是研究汽車受的力及其與汽車運動之間的相互關(guān)系，找出汽車主要性能的內(nèi)在規(guī)律和聯(lián)系，提出汽車設(shè)計參數(shù)選取的原則和依據(jù)

3.重要性：①闡述汽車運動規(guī)律的理論基礎(chǔ)②汽車動態(tài)設(shè)計的必要手段③當(dāng)今汽車技術(shù)發(fā)展的四大主題都與汽車動力學(xué)密切相關(guān)安全、節(jié)能、降低污染、舒適第一章概述§1.2汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究內(nèi)容4.內(nèi)容：研究內(nèi)容范圍很廣，包括車輛縱向運動及其子系統(tǒng)的動力學(xué)響應(yīng)，還有車輛垂向和橫向動力學(xué)內(nèi)容。及行駛動力學(xué)和操縱動力學(xué)。行駛動力學(xué)研究路面不平激勵，懸架和輪胎垂向力引起的車身跳動和俯仰運動；操縱動力學(xué)研究車輛的操縱穩(wěn)定性，主要是輪胎側(cè)向力有關(guān)，引起的車輛側(cè)滑、橫擺、和側(cè)傾運動。①縱向動力學(xué)驅(qū)動力，行駛阻力，制動力，ABS,CTS②行駛動力學(xué)汽車舒適性內(nèi)容，1/4車，整車建模分析③操縱動力學(xué)車輛轉(zhuǎn)向特性，穩(wěn)定裕度：bKr-aKf4.內(nèi)容：50年代，隨著科技的發(fā)展，控制論，系統(tǒng)論理論體系的建立，人們的思想有了質(zhì)的飛躍，系統(tǒng)的觀點引入汽車產(chǎn)生了汽車系統(tǒng)動力學(xué)。此時把汽車看作為系統(tǒng)，系統(tǒng)中，汽車對人產(chǎn)生影響，人對汽車產(chǎn)生作用。人-車-路作為一個系統(tǒng)看待，汽車系統(tǒng)動力學(xué)產(chǎn)生分支，可分為：汽車地面力學(xué)、汽車輪胎力學(xué)、汽車空氣動力學(xué)、汽車操縱動力學(xué)、人機工程學(xué)。

80年代國際上成立了車輛系統(tǒng)動力學(xué)學(xué)會（VehicleSystemDynamics，簡稱VSD），總部設(shè)在荷蘭，定期出版刊物《VehicleSystemDynamics》并舉行學(xué)術(shù)年會，發(fā)表了大量的最新研究成果，使汽車動力學(xué)的研究發(fā)展到一個嶄新的階段。VehicleSystemDynamics50年代，隨著科技的發(fā)展，控制論，系統(tǒng)論理論體系的建立，人們5.發(fā)展趨勢：車輛動力學(xué)研究由被動元件設(shè)計轉(zhuǎn)變?yōu)椴捎弥鲃涌刂苼砀淖冘囕v動態(tài)性能。隨著多體動力學(xué)的發(fā)展及計算機技術(shù)的發(fā)展，使汽車系統(tǒng)動力學(xué)成為汽車CAE技術(shù)的重要組成部分，并逐漸朝著與電子和液壓控制、有限元分析技術(shù)集成的方向發(fā)展。一、車輛主動控制車輛控制系統(tǒng)的構(gòu)成都將包括三大組成部分，即控制算法、傳感器技術(shù)和執(zhí)行機構(gòu)的開發(fā)。而控制系統(tǒng)的關(guān)鍵，控制律則需要控制理論與車輛動力學(xué)的緊密結(jié)合。二、多體系統(tǒng)動力學(xué)

MX=F動力學(xué)分析軟件三、“人—車—路”閉環(huán)系統(tǒng)和主觀與客觀的評價對操縱動力學(xué)進行璧還控制研究，研究駕駛員模型5.發(fā)展趨勢：§1.3汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究方法和理論基礎(chǔ)1.研究方法把實際問題抽象并轉(zhuǎn)化為簡化的模型，即建模。①物理模型：物理本質(zhì)相同，形狀尺寸有別模型的分類：②力學(xué)模型：經(jīng)過簡化后的物體實際受力模型③數(shù)學(xué)等效模型：動態(tài)行為的數(shù)學(xué)形式是相同的，可用等效的常系數(shù)微分方程來描述數(shù)學(xué)模型有理論建模和試驗建模兩類：

a.理論建模是指從機械結(jié)構(gòu)的設(shè)計圖樣出發(fā)，作出必要的假定和簡化，根據(jù)力學(xué)原理建模。§1.3汽車系統(tǒng)動力學(xué)的研究方法和理論基礎(chǔ)

系統(tǒng)分析法理論方法：狀態(tài)空間法健合圖法

b.試驗建模包括系統(tǒng)識別和參數(shù)識別。模態(tài)分析法參數(shù)識別法

c.計算機方法：有限元法；多體動力學(xué)法2.理論基礎(chǔ)①力學(xué)體系：牛頓定律，達朗貝爾原理，動量定理，動量矩定理，拉格朗日方程，虛功原理②線性系統(tǒng)理論和現(xiàn)代控制系統(tǒng)理論實驗方法:系統(tǒng)分析法實驗方法:汽車動力學(xué)參考書目[蘇]E.A.曲達可夫，《汽車理論》龍門聯(lián)合書局，1954[德]M.米奇克，《汽車動力學(xué)》，人民交通出版社，1992[中]余志生，《汽車理論》，機械工業(yè)出版社，1982[中]郭孔輝，《汽車操縱動力學(xué)》，吉林科學(xué)技術(shù)出版社，1991[加]黃祖錄，《地面車輛原理》，機械工業(yè)出版社，1985[日]小林明，《汽車力學(xué)》，機械工業(yè)出版社，1982[美]ThomasD.Gillespie.，《Fundamentalsofvehicledynamics》，SAE，1992[德]H-P威魯麥特著，《車輛動力學(xué)模擬及其方法》，北京理工大學(xué)出版社，1998年[中]喻凡、《車輛動力學(xué)及其控制》，人民交通出版社，2004年[中]雷雨成，《車輛系統(tǒng)動力學(xué)及仿真》

同濟大學(xué)出版社，2001汽車動力學(xué)參考書目[蘇]E.A.曲達可夫，《汽車理論第二章建模方法及汽車模型

當(dāng)汽車作為一個自然界的實體來觀察時，它是一個連續(xù)性的振動系統(tǒng)。這個系統(tǒng)有許多在三維空間無數(shù)自由度的單個部件組成。所以在進行汽車動力學(xué)時，通常先將實體模型簡化成不可變形、有一定質(zhì)量和慣性矩的剛體，其間連著彈簧和減震器。通過轉(zhuǎn)化使汽車實際系統(tǒng)被由多個質(zhì)量塊、彈性體和阻尼組成的理想系統(tǒng)所代替，而保留了系統(tǒng)的基本特征。這樣就能夠計算很復(fù)雜的系統(tǒng)。根據(jù)上述的簡化處理和分析作出研究系統(tǒng)相應(yīng)的力學(xué)模型，由相應(yīng)的力學(xué)理論基礎(chǔ)建立研究系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型。根據(jù)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，在獲知系統(tǒng)參數(shù)的情況下對系統(tǒng)進行仿真、第二章建模方法及汽車模型模擬計算分析。計算和研究的目的是研究系統(tǒng)的固有動態(tài)特性（自由振動）和受迫振動特性（頻率響應(yīng)特性）。模擬計算分析包括兩個方面：①解析分析：利用工程數(shù)學(xué)方法并輔以相應(yīng)的程序計算②仿真分析：利用CAD實體模型用動態(tài)仿真軟件—虛擬仿真技術(shù)

通常在計算分析中系統(tǒng)參數(shù)數(shù)據(jù)的獲取方法：實測法：利用相關(guān)儀器測量參數(shù)傳統(tǒng)計算法：根據(jù)幾何尺寸確定參數(shù)（如質(zhì)量、慣性矩、彈性系數(shù)減振系數(shù)）模擬計算分析。計算和研究的目的是研究系統(tǒng)的固有動態(tài)特性（自由

§2.1汽車常用簡化模型分析

通常在進行汽車建模分析時，把汽車分成三個部分考慮：車身、車架、車橋。汽車的部件看成剛體，且質(zhì)量集中于質(zhì)心位置。由于汽車沿縱向平面看橫向布置幾乎是對稱的，因此可以把汽車沿縱向平面分開成為1/2汽車模型。對車身質(zhì)量由懸掛質(zhì)量分配系數(shù)ε進行分配，當(dāng)ε接近于1時，汽車前、后軸上方車身部分的集中質(zhì)量的垂向運動是相互獨立的，這樣汽車的1/2模型就可以分解成汽車的1/4模型。

1.單自由度系統(tǒng)假設(shè)汽車等速直線行駛，只考慮車身垂直方向一個自由度Z

懸架可簡化成圖2-1模型方程：§2.1汽車常用簡化模型分析2.兩自由度系統(tǒng)模型a、考慮Z方向上的振動及繞Y軸的俯仰運動，此為研究汽車點頭時模型。

例如圖,若車身質(zhì)量M=1500kg,回轉(zhuǎn)半徑=1.1m，L1=1.5m，L2=1.6m，Ks1=36kN/m，Ks2=39kN/m，試確定車輛質(zhì)心的鉛垂運動及繞質(zhì)心的俯仰運動的主頻率和主振型。

解：取質(zhì)心相對于靜平衡位置的坐標x及車體繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)角坐標系為兩個廣義坐標。由達朗伯原理建立如下方程：2a2.兩自由度系統(tǒng)模型2a或?qū)憺?/p>

（1）設(shè)：

代入方程（1）得（2）帶入數(shù)據(jù)得：（IC=M）頻率方程為：

=0或?qū)憺榧矗簞t求得固有頻率為：

由方程（2）得：則第一階固有振型第二階固有振型即：b、考慮輪胎非簧載質(zhì)量對汽車的影響時，可簡化成模型2b，對車輪橡膠結(jié)構(gòu)阻尼遲滯用，所以只考慮輪胎剛度，忽略阻尼。此模型為車1/4模型2bb、考慮輪胎非簧載質(zhì)量對汽車的2b3.四自由度系統(tǒng)如果考慮車橋?qū)嚿淼挠绊?，此時將以上兩個兩自由度系統(tǒng)結(jié)合便成為四自由度系統(tǒng)模型。此模型為62年吉林工業(yè)大學(xué)建立的力學(xué)模型，該模型考慮了汽車前后輪對車身振動的影響，描述系統(tǒng)運動的最少獨立坐標個數(shù)為4。汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件

4.五自由度模型

70年代提出此模型，加了人椅系統(tǒng)形成了5自由度模型，其中減振環(huán)節(jié)有輪胎、懸架、座椅等部件。對于人體模型，我們一般看成為一質(zhì)量塊，但在人體模型的研究中，可把人頭、胸腔、腿部等看成質(zhì)量塊，而把脖頸、腹部等看成彈性，使人體模型變成E型模型。如考慮多自由度的人體模型，5自由度模型又可變?yōu)?自由度模型。4.五自由度模型5.六自由度模型通常在考慮發(fā)動機振動對整車的振動影響時，用此模型。此時，假設(shè)車架為剛體，發(fā)動機懸置于車架上，發(fā)動機作為空間缸體，存在著X、Y、Z三個方向的平動和繞三個坐標軸的轉(zhuǎn)動，共計為六個自由度。發(fā)動機的橡膠墊，被看作為具有阻尼和剛度的結(jié)合體。發(fā)動機整個剛體的固有頻率應(yīng)避開發(fā)動機的怠速激勵頻率，并與車架的固有頻率盡量不要重合。5.六自由度模型6.非獨立懸掛整車七自由度模型此模型由吉林工業(yè)大學(xué)宋傳學(xué)老師建立，七個自由度分別為：車身的垂直運動Z3，車身的側(cè)傾運動，車身的俯仰運動，前、后輪的側(cè)傾運動、，前、后輪的垂直運動Z1、Z2，7.整車十自由度模型如果以上七自由度模型考慮座椅及人體模型，將會變成10自由度模型。

6.非獨立懸掛整車七自由度模型8.十三自由度模型對一個非獨立懸架的車輛，如果我們考慮發(fā)動機三個自由度，車身三個自由度，座椅三個自由度，非簧載質(zhì)量4個自由度，此時可得到13個自由度模型?！?.2

汽車系統(tǒng)建模應(yīng)用實例我們以考慮座椅垂直振動的5自由度模型為例，一：力學(xué)模型如圖二：數(shù)學(xué)模型按照各部件的受力狀況，建立方程如下：8.十三自由度模型汽車系統(tǒng)動力學(xué)課件1如上圖，列方程：1如上圖，列方程：94第三章汽車空氣動力學(xué)§3.1概述

汽車空氣動力學(xué)：汽車在路面上行駛時，除受路面作用力外，還受周圍氣流對它作用的各種力和力矩，研究這些力的特性及對汽車所產(chǎn)生的影響的學(xué)科稱汽車空氣動力學(xué)。1.氣動力主要包括：迎面阻力、升力、側(cè)向力，及這些力形成的俯仰力矩，側(cè)傾力矩和橫擺力矩。大小與車速的平方成正比。2.氣動阻力主要包括：形狀阻力、誘導(dǎo)阻力、摩擦阻力、干擾阻力、內(nèi)循環(huán)阻力。這些阻力在氣動阻力中作戰(zhàn)的比例如下：形狀阻力占55%，誘導(dǎo)阻力占8，摩擦阻力占10%，干擾阻力占18%，內(nèi)循環(huán)阻力占14%。第三章汽車空氣動力學(xué)§3.1概述3.風(fēng)壓中心CP（CenterofairPressure）：這種阻力形成的合力作用點在汽車對稱面內(nèi)，但不一定與重心重合，此合力點稱風(fēng)壓中心。4.空氣阻力

CD：空氣阻力系數(shù)，u：車速，A：迎風(fēng)面積，：空氣密度不同車型的空氣阻力系數(shù)CD的范圍小型運動車CD=0.23~0.45

小轎車CD=0.35~0.55

載貨汽車CD=0.40~0.60

公共汽車CD=0.50~0.80

二輪車CD=0.60~0.903.風(fēng)壓中心CP（CenterofairPress5.車身外形與CD

的關(guān)系流線型轉(zhuǎn)換成實車后擾流器的高度對CD

的影響5.車身外形與CD的關(guān)系6.離地間隙e與CD

的關(guān)系離地間隙適中，底平面光滑。對于轎車，一般e取150～250mm7.車身其它因素①車身前傾②中間寬、腰鼓形狀③加擾流器、鴨尾式結(jié)構(gòu)6.離地間隙e與CD的關(guān)系8.升力和俯仰力矩升力是由于汽車行駛中車身上部和車身底部空氣流速不等形成壓力差而造成的。升力不通過重心時，產(chǎn)生俯仰力矩。汽車的各個橫斷面形心的連線稱中線，簡化為前后端形心，用直線連接稱中線，中線與水平面的夾角稱為迎角。中線前高后低，迎角為正，反之為負。一般車應(yīng)為負迎角。風(fēng)壓中心位于重心后好。9.側(cè)向力和橫擺力矩側(cè)風(fēng)作用在汽車上產(chǎn)生側(cè)向力，風(fēng)力與縱軸稱角，如風(fēng)壓中心在重心之前，汽車順風(fēng)偏轉(zhuǎn)，增大，穩(wěn)定性更壞；在后逆風(fēng)穩(wěn)定性好，重合則側(cè)向移動。8.升力和俯仰力矩第四章汽車懸架系統(tǒng)動力學(xué)§4.1

概述懸架系統(tǒng)是指車身與車軸之間連接的所有組合體零件的總稱。一般由彈性元件、減振器和導(dǎo)向機構(gòu)組成，有些還有橫行穩(wěn)定桿緩沖塊等。懸架系統(tǒng)的基本功能：1.緩和路面不平的沖擊，使汽車平順、乘坐舒適。2.車輪跳動時使車輪定位參數(shù)變化小，保證良好的操縱穩(wěn)定性。3.使車輪與地面有良好的附著性，較小的車輪動載變化，以保證良好的安全性。懸架分類：被動懸架主動懸架

第四章汽車懸架系統(tǒng)動力學(xué)§4.1概述

懸架系統(tǒng)的評價參數(shù)車身垂直加速度（舒適性）車輪相對動載（安全性）彈簧行程（彈簧壽命）在設(shè)計時，這三個量要盡可能小。三者于阻尼比之間的關(guān)系如下圖

懸架系統(tǒng)的評價參數(shù)

§4.2

線性控制系統(tǒng)理論

1.定義：對能量、物質(zhì)量或其它介質(zhì)等流量進行調(diào)解的裝置成為控制系統(tǒng)

2.分類：開環(huán)控制系統(tǒng)閉環(huán)控制系統(tǒng)

①開環(huán)控制系統(tǒng)：若系統(tǒng)的輸出量對系統(tǒng)的控制作用沒有影響，則稱開環(huán)控制系統(tǒng)。②閉環(huán)控制系統(tǒng)：又稱反饋系統(tǒng)，在此系統(tǒng)中，動作偏差信號是輸入信號與反饋信號（它可以是輸出信號本身或是輸出信號及它的導(dǎo)數(shù)的函數(shù)）之間的差，它送入控制器中使其誤差減少，并使系統(tǒng)的輸出達到希望的值。

§4.2線性控制系統(tǒng)理論

3.傳遞函數(shù)系統(tǒng)的輸出拉氏變換與輸入的拉氏變換之比。它是系統(tǒng)本身的性質(zhì)，與輸入量的大小、性質(zhì)無關(guān)。

傳遞函數(shù)法要求初始條件必須為零，并只能適用于單輸入、單輸出的線性定常系統(tǒng)。

§4.3

懸架系統(tǒng)控制分析首先對懸架系統(tǒng)作如下假設(shè)：

1.

取1/4汽車為分析模型2.

只考慮垂直方向振動3.

不考慮非線性因素4.

認為輪胎不離開路面對模型有如下方程：對方程進行拉氏變換得：1.取1/4汽車為分析模型

首先求G20（s）=Z2（s）/Z0（s）由以上方程可求得：

最終求得：

因此，根據(jù)路面譜及懸架傳遞函數(shù)便可求出車身振動加速度值首先求G20（s）=Z2（s）/Z0（s）第五章汽車前軸和轉(zhuǎn)向輪系的振動§5.1

前軸和轉(zhuǎn)向輪組成的振動系統(tǒng)

1.

概述前軸和轉(zhuǎn)向輪組成的振動系統(tǒng)包括：與前輪相連的轉(zhuǎn)向桿系和轉(zhuǎn)向器，以及由前軸支撐的彈簧和簧載質(zhì)量。分析時做如下假設(shè)：（1）由于轉(zhuǎn)向器在系統(tǒng)中剛度最小，因此把轉(zhuǎn)向縱拉桿到方向盤簡成一個自由度系統(tǒng)，系統(tǒng)質(zhì)量集中于轉(zhuǎn)向盤，方向盤可看成固定不動。（2）認為懸架以上質(zhì)量振動可忽略不計，即認為也是固定不動。第五章汽車前軸和轉(zhuǎn)向輪系的振動§5.1前軸和轉(zhuǎn)向輪組成

（3）輪胎特征僅考慮側(cè)向剛度以及側(cè)偏剛度而車輪定位參數(shù)只考慮輪胎拖距，不考慮外傾角和主銷內(nèi)傾角。經(jīng)簡化后系統(tǒng)存在如下振動及固有特征：

a.前軸繞汽車縱軸振動。

b.轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿組成了一個繞主軸銷擺動的振動系統(tǒng)。（3）輪胎特征僅考慮側(cè)向剛度以及側(cè)偏剛度而車輪定位參數(shù)

2.前軸繞汽車縱軸振動由振動模型及轉(zhuǎn)動慣量，可得前軸自由振動方程求得：前軸角振動的固有頻率

由此知：慣量增加，剛度降低，轉(zhuǎn)動頻率降低．2.前軸繞汽車縱軸振動

3.

轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿組成一個繞主銷擺動的振動系統(tǒng)轉(zhuǎn)向輪繞主銷的自由振動微分方程為：

Ｉｚ——轉(zhuǎn)向輪繞主銷的轉(zhuǎn)動慣量；Ｃ３——轉(zhuǎn)向輪繞主銷的剛度。若計轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿的彈性，則應(yīng)Ｃｓ代替Ｃ３式中：i——轉(zhuǎn)向系傳動比；Ｃ1——轉(zhuǎn)向軸剛度；Nm/rad

Ｃ2——轉(zhuǎn)向機構(gòu)與轉(zhuǎn)向輪之間連接桿剛度；Nm/rad3.轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿組成一個繞主銷擺動的振動系統(tǒng)

Ｃ３——轉(zhuǎn)向機殼體與車身的固緊剛度如Ｃ３＝∞，

Ｃｓ和Ｉｚ減小，則固有頻率降低，現(xiàn)代汽車主銷振動的固有頻率下降。上述兩種振動系統(tǒng)中，在外界的干擾下，可激發(fā)起由阻尼的自由振動、強迫振動和自激振動。

Ｃ３——轉(zhuǎn)向機殼體與車身的固緊剛度

§5.２外界激勵力一、周期變化的激振力

1.車輪不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力不平衡時：

水平分力對主銷中心的力矩為：

此力矩使車輪擺振，當(dāng)與固有頻率相近時，發(fā)生共振振跳。

2.

車輪的陀螺力矩當(dāng)汽車行駛時，可把高速轉(zhuǎn)動的車輪看成一個轉(zhuǎn)子，而繞主銷轉(zhuǎn)動§5.２外界激勵力

的轉(zhuǎn)向節(jié)視為該轉(zhuǎn)子的框架，構(gòu)成一個二自由度的陀螺。當(dāng)車輪以

旋轉(zhuǎn)時，框架以ｄ／ｄｔ

轉(zhuǎn)動，則框架受到陀螺力矩

Ｍｔ

當(dāng)車輪迂到凸起時，上式中ｋ用ｖ／Ｒ代替設(shè)不平路面波長為

，則激勵頻率ｆ＝ｖ／，

當(dāng)ｆ與固有頻率接近時，擺振加劇，形成共振。采用等長臂的獨立懸架，現(xiàn)設(shè)計上臂長度＝（0.6～0.7）下臂長度

3、懸架與轉(zhuǎn)向桿系運動不協(xié)調(diào)的激勵懸架與轉(zhuǎn)向桿系統(tǒng)運動關(guān)系不協(xié)調(diào)也可引起車輪繞主銷擺振，如圖：轉(zhuǎn)向節(jié)球頭銷的D點與主銷C點，跳動時一面上移、前移，D后移使前輪擺動。解決辦法取決于橫拉桿斷開點的選取。

的轉(zhuǎn)向節(jié)視為該轉(zhuǎn)子的框架，構(gòu)成一個二自由度的陀螺。當(dāng)車輪以

二、偶然的和單次性激勵當(dāng)汽車受到偶然的側(cè)向風(fēng)或汽車受路降作用時，車輪發(fā)生偏轉(zhuǎn)，當(dāng)外激力消除后仍振動，稱自激振動。

受迫振動

自激振動

1.周期變化的外界激勵作用引起

a.車輪不平衡

b.產(chǎn)生的陀螺力矩

c.懸架于轉(zhuǎn)向系運動不協(xié)調(diào)無需有持續(xù)周期作用的激勵，只要有偶然的單次性激勵2.系統(tǒng)振動頻率與激振頻率一致，擺振明顯發(fā)生于共振區(qū)無需有持續(xù)周