第六章汽車的平順性,第一節(jié)人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)和平順性的評(píng)價(jià),第二節(jié)路面不平度的二評(píng)價(jià)方法統(tǒng)計(jì)特性,第三節(jié)汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng),第四節(jié)車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng),振動(dòng)：路面不平等原因引起汽車振動(dòng)，它影響舒適性和身體健康。保持振動(dòng)環(huán)境的舒適性，才能保持駕駛員在復(fù)雜行駛和操縱條件下，具有良好的心理狀態(tài)和準(zhǔn)確靈敏的反應(yīng)。汽車的平順性影響“人汽車”系統(tǒng)的操縱穩(wěn)定性以及行駛安全性。,平順性：保持汽車行駛過(guò)程中乘員所處的振動(dòng)環(huán)境具有一定舒適度的性能，并保持貨物的完好無(wú)損。評(píng)價(jià)方法：根據(jù)乘員舒適程度評(píng)價(jià),輸入振動(dòng)系統(tǒng)輸出評(píng)價(jià)指標(biāo),輸入：路面不平度、車速。振動(dòng)系統(tǒng)：彈性元件、阻尼元件、車身、車輪質(zhì)量。輸出：車身傳至人體加速度、懸架彈簧動(dòng)動(dòng)撓度、車輪于路面之間的動(dòng)載荷。評(píng)價(jià)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。,汽車振動(dòng)系統(tǒng)及其評(píng)價(jià)指標(biāo),第一節(jié)人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)和平順性的評(píng)價(jià),第一節(jié)人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)和平順性的評(píng)價(jià),一人體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)人體坐姿受振模型：座椅支承面處輸入點(diǎn)3個(gè)方向的線振動(dòng)，及該點(diǎn)3個(gè)方向的角振動(dòng)，座椅靠背和腳支承面兩個(gè)輸入點(diǎn)個(gè)3個(gè)方向的線振動(dòng)。,圖63各軸向頻率加權(quán)函數(shù),1.人體對(duì)振動(dòng)的響應(yīng)人體對(duì)振動(dòng)的響應(yīng)取決于：頻率與強(qiáng)度；作用方向；暴露時(shí)間。2.頻率8Hz以下水平方向允許的加速度值低于垂直方向48Hz允許的加速度；水平方向12Hz比垂直方向48Hz加速度允許值低1.4倍。對(duì)于汽車的振動(dòng)環(huán)境，8Hz以下振動(dòng)頻率占比重相當(dāng)大。3.反應(yīng)界限（疲勞、不舒服）都是由人體感覺(jué)到的振動(dòng)強(qiáng)度大小和暴露時(shí)間長(zhǎng)短綜合作用的結(jié)果。,平順性主要靠主觀感覺(jué)判斷。國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631，以短時(shí)間簡(jiǎn)諧振動(dòng)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果為基礎(chǔ)。ISO2631用加速度均方根值給出了180Hz振動(dòng)頻率范圍內(nèi)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三個(gè)不同界限。,rms加速度均方根值,暴露界限：當(dāng)人體承受的振動(dòng)強(qiáng)度在此界限內(nèi)，將保持人的健康或安全。它作為人體可承受振動(dòng)量的上限。疲勞降低工作效率界限：當(dāng)人承受的振動(dòng)強(qiáng)度在此界限內(nèi)時(shí)，能準(zhǔn)確靈敏地反應(yīng)，正常地進(jìn)行駕駛。它與保持人的工作效能有關(guān)。舒適降低界限：在此界限之內(nèi)，人體對(duì)所暴露的振動(dòng)環(huán)境主觀感覺(jué)良好，能順利地完成吃、讀、寫等動(dòng)作。它與保持人的舒適有關(guān)。,等時(shí)間曲線,rms,rms,tc,tc,fc,fc,三個(gè)界限曲線相似暴露界限是疲勞降低工作效率界限的2倍（6dB）舒適降低界限是疲勞降低工作效率界限的1/3.15倍（10dB）X軸和Y軸是對(duì)數(shù)具有“放大或縮小”的作用。,垂直方向,水平方向,1min,采用對(duì)數(shù)坐標(biāo)的優(yōu)點(diǎn),二評(píng)價(jià)方法,（二）客觀評(píng)價(jià)方法,1）1/3倍頻帶分別評(píng)價(jià)法：對(duì)傳至人體的加速度進(jìn)行頻譜分析，可得1/3倍頻帶的加速度均方根值譜。,（一）主觀評(píng)價(jià)方法,1/3倍頻法認(rèn)為:同時(shí)有許多個(gè)1/3倍頻帶都有能量作用于人體時(shí)，各個(gè)頻帶振動(dòng)作用無(wú)明顯聯(lián)系，對(duì)人體產(chǎn)生的影響主要是人體感覺(jué)振動(dòng)強(qiáng)度最大的一個(gè)1/3倍頻帶所造成的。,2）總的加速度加權(quán)均方根值評(píng)價(jià)法,3）加速度加權(quán)均方根值和等效均值綜合評(píng)價(jià)法,第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計(jì)特性,一、路面不平度的功率譜密度,（1）不平度函數(shù)：路面相對(duì)基準(zhǔn)平面的高度q，沿道路走向長(zhǎng)度I的變化q（I），稱為路面縱斷面曲線或不平度函數(shù),（2）路面功率譜密度:,式中:n空間頻率m-1,表示每米長(zhǎng)度中包括幾個(gè)波長(zhǎng),n0參考空間頻率,圖64,參考空間頻率n下的路面功率譜度值，稱為路面不平度系數(shù),W頻率指數(shù)，決定路面功率頻譜密度的頻率結(jié)構(gòu)，通常取2,3）路面不平度的分級(jí)：,表63,圖65,按路面功率譜密度把路面按不平度分為8級(jí),還可用不平度函數(shù)對(duì)縱向長(zhǎng)度的一階導(dǎo)數(shù)和二階導(dǎo)數(shù)，即速度功率譜密度和加速度功率譜密度來(lái)補(bǔ)充描述路面不平度的統(tǒng)計(jì)特性。,二空間頻率功率譜密度化為時(shí)間頻率功率頻譜密度,考慮車速u的影響,汽車以一定車速u駛過(guò)空間頻率n的路面平度時(shí)輸入的時(shí)間頻率f=un,圖66,時(shí)間頻率帶寬,即：當(dāng)n或一定時(shí)，時(shí)間頻率f與帶寬隨成正比變化,功率譜密度是單位頻帶內(nèi)的“功率”（均方值），因此空間頻率功率譜密度為,式中，路面功率譜密度頻帶內(nèi)包含的“功率”。,在某一車速u下，與空間頻帶相應(yīng)時(shí)間頻帶內(nèi)所包含的不平度垂直位移q的譜量成同其“功率”仍為,因此換算的時(shí)間頻譜密度可表示為:,圖67,圖68,三路面對(duì)四輪汽車的輸入功率譜密度,x(I),y(I)表示左、右兩個(gè)輪跡的不平度，I表示路面長(zhǎng)度坐標(biāo)。,x(I),y(I)的自譜、互譜分別為.和,圖69,兩個(gè)前輪遇到的不平度:,兩個(gè)后輪遇到的不平度（由于存在滯后距離L）：,譜量,四個(gè)車輪不平度函數(shù)的傅里葉變化為,將四個(gè)車輪不平度函數(shù)的傅里葉變化代入譜量計(jì)算公式，算出各譜量和.的關(guān)系：,兩個(gè)輪跡間不平度的統(tǒng)計(jì)特性，用他們之間的互功率譜密度函數(shù)或相干函數(shù)來(lái)描述：,互振幅譜表示兩個(gè)輪跡中頻率為n的分量線性相關(guān)（幅值成比例，相位一致的程度。相位譜可近似的看作兩個(gè)輪跡中頻率為n的分量之間平均的相位差。,相干函數(shù)在頻域內(nèi)描述了兩個(gè)輪跡中頻率為n的分量之間線性相關(guān)的程度。,第三節(jié)汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng),一車振動(dòng)的簡(jiǎn)化,（1）四輪汽車簡(jiǎn)化的立體模型,把汽車車身質(zhì)量看作剛體的立體模型,（2）雙軸汽車簡(jiǎn)化的平面模型：,圖6-11,圖6-12,忽略輪胎阻尼把車身分解為前軸上.后軸上及質(zhì)心C上的三個(gè)集中質(zhì)量及,a）總質(zhì)量保持不變,b）質(zhì)心位置不變,c）轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的值保持不變,由上得出三個(gè)集中質(zhì)量分別為：,雙質(zhì)量系統(tǒng),2自由度：1個(gè)車輪、Z,二單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng),1.車身振動(dòng)的單質(zhì)量系統(tǒng)模型：,系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)的微分方程：,則齊次方程為：,圖613,阻尼運(yùn)動(dòng)的影響取決于n和的比值，稱為阻尼比,該微分方程的解為,圖614,2阻尼比對(duì)衰減振動(dòng)的影響,（1）與阻尼固有頻率有關(guān),增大，下降當(dāng)運(yùn)動(dòng)失去振蕩性,工程上可以近似認(rèn)為則，,車身部分振動(dòng)的固有圓頻率,固有頻率,（2）決定振幅的衰減程度,減幅系數(shù)：,取自然對(duì)數(shù),三單質(zhì)量系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性,1.系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù),幅頻特性：,相頻特性：,得復(fù)數(shù)方程：,并由此得頻響函數(shù),將代入上式，得,幅頻特性為：,2作幅頻特性圖,用雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)畫幅頻特性圖,(1)低頻段漸進(jìn)線,漸進(jìn)線為一水平線，漸進(jìn)線頻率指數(shù)等于0,圖615,(2)高頻段漸進(jìn)線,a.,漸進(jìn)線的斜率為-2：1。“頻率指數(shù)”等于-2。,漸進(jìn)線“頻數(shù)指數(shù)”等于-1，斜率為-1：1。,3幅頻特性,（1）低頻段。在這一頻段，略大于1，不呈現(xiàn)明顯的動(dòng)態(tài)特性，阻尼比對(duì)這一頻段的影響不大。,（2）共振段。在這一頻段，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。,（3）高頻段。在時(shí)對(duì)輸入位移起衰減作用，阻尼比減小對(duì)減振有利。,四單質(zhì)量系統(tǒng)對(duì)路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)（一）用隨機(jī)振動(dòng)理論分析汽車平順性,1.平順性分析的振動(dòng)響應(yīng)量,主要指標(biāo)：車身加速度,懸架彈簧的動(dòng)撓度,限位行程,進(jìn)行平順性分析時(shí)，要在路面隨機(jī)輸入下對(duì)這三個(gè)振動(dòng)響應(yīng)量進(jìn)行統(tǒng)計(jì)計(jì)算，從而綜合評(píng)價(jià)和選擇懸掛系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)。,2.振動(dòng)響應(yīng)量的功率譜密度與均方根值,汽車振動(dòng)系統(tǒng)近似為線性系統(tǒng)，路面只經(jīng)過(guò)一個(gè)車輪對(duì)系統(tǒng)輸入，則,取正，負(fù)的概率相同，其均值近似為零，則方差等于均方值。,3概率分布與標(biāo)準(zhǔn)差的關(guān)系：,以平順性三個(gè)響應(yīng)量標(biāo)準(zhǔn)差的要求為例進(jìn)行討論,(1)要求超過(guò)1g的概率P=1%，求車身加速度的標(biāo)準(zhǔn)差,即,表64,即在的情況下限位行程可使撞擊限位的概率為0.3%,(2)某一汽車懸架彈簧動(dòng)撓度的標(biāo)準(zhǔn)差現(xiàn)要求動(dòng)撓度超過(guò)限位行程,即撞擊限位的概率P=0.3%，求,由于Fd向上的概率占一半，故車輪跳離地面的概率為0.15%。,（3），此時(shí)相對(duì)動(dòng)載的均方根值現(xiàn)求相應(yīng)車輪跳離地面的概率,（二）車身加速度功率譜密度的計(jì)算分析,輸入與輸出均方根值譜之間的關(guān)系如下,圖616,圖617,車輪與地面件相對(duì)動(dòng)載幅頻特性分于單質(zhì)量系統(tǒng)，車輪與路面間的動(dòng)載Fd有車身m2的慣性動(dòng)量確定即,（三）,相對(duì)動(dòng)載:Fd與車輪作用與路面的靜載G之比值.,（四）懸架彈簧動(dòng)撓度的頻幅特性的分析:,懸架動(dòng)撓度的復(fù)振幅因此的頻率響應(yīng)函數(shù)為,圖618,振幅特性圖,圖6-19,(1)低頻段,時(shí),動(dòng)撓度大致按斜率+2:1關(guān)系隨頻率變化.,(2)高頻段,此時(shí)車身位移彈簧變形與路面輸入趨于相等,fd對(duì)的振幅特性,圖620,由圖可知,隨固有頻率w0下降,在共振與低頻段均與w0成反比而提高.,共振時(shí),（五）懸架系統(tǒng)固有頻率f0與阻尼比的選擇:,降低固有頻率f0可以明顯減小車身加速度,這是改善平順性的的一個(gè)基本措施.但隨著f0降低,動(dòng)撓度f(wàn)d增大,fd也就必須與固有頻率f0成正比相應(yīng)增大.而限位行程fd受結(jié)構(gòu)布置限制不能太大,所以降低f0是有限度的.,表65,一.運(yùn)動(dòng)方程與振型分析:,運(yùn)動(dòng)方程,無(wú)阻尼自由振動(dòng)時(shí),運(yùn)動(dòng)方程變?yōu)?第四節(jié)車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng),圖621,m2與m1的振動(dòng)是相互耦合的.,若m1不動(dòng),則,若m2不動(dòng),則,在無(wú)阻尼自由振動(dòng)時(shí),設(shè)兩個(gè)質(zhì)量以同的圓頻率w和相角作簡(jiǎn)諧振動(dòng),振幅為z10,z20則其解為,將上面的兩個(gè)解代入微分方程組得,將代入,則,此方程組有非零解的條件是z10和z20的系數(shù)行列式為零,即,其根為,圖622,圖23,二雙質(zhì)量系統(tǒng)的傳遞特性,1.雙質(zhì)量系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù),設(shè),得z2z1的頻率響應(yīng)函數(shù),z1q的頻率響應(yīng)函數(shù),式中,幅頻特性,式中,其中，r=Kt/K為剛度比；u=m2/m1為質(zhì)量比。,圖624,1.車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的傳遞特性,車身位移z2對(duì)路面位移q的頻率響應(yīng)函數(shù)為,z2q的幅頻特性的兩個(gè)環(huán)節(jié)幅頻特性相乘,圖625,三車身加速度，懸架彈簧動(dòng)撓度和車輪相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性,(一）車身加速度的幅頻特性,（二）相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性,車輪動(dòng)載,車輪靜載,Fd/G對(duì)q的頻率響應(yīng)函數(shù),幅頻特性,圖627,（三）懸架動(dòng)撓度的幅頻特性,的頻率響應(yīng)函數(shù)為,幅頻特性,圖62人體坐姿受振模型,圖63各軸向頻率加權(quán)函數(shù),表62Lgw和aw與人的主觀感覺(jué)之間的關(guān)系,表63路面不平度8級(jí)分類標(biāo)準(zhǔn),圖64路面縱斷面曲線,圖65路面不平度分級(jí)圖,圖66不同車速下，時(shí)間頻率與空間頻率的關(guān)系,圖67空間和時(shí)間頻率譜度的關(guān)系,在某一空間頻率n下，空間頻率功率譜密度所相應(yīng)的時(shí)間頻率功率譜密度與車速成反比。,不同速度下f相應(yīng)的陰影面積，即所包含的“功率”要與圖a上的陰影面積相等。,圖68路面不平度，位移，速度，加速度功率譜度密度,圖69四輪汽車示意圖,圖611四輪汽車簡(jiǎn)化的立體模型,圖612雙軸汽車簡(jiǎn)化的平面模型,圖613車身單質(zhì)量系統(tǒng)模型,圖614衰減振動(dòng)曲線,圖615單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性,表64正態(tài)分布情況下，超過(guò)標(biāo)準(zhǔn)差x的倍以外的概率P,圖616用路面位移，速度，加速度均方根值譜計(jì)算加速度均方根值譜的過(guò)程,圖617幅頻特性曲線,圖618限位行程fd示意圖,圖619fdq幅頻特性曲線,表65懸架系統(tǒng)f0，fs，fd值的使用范圍,圖621車身與車輪兩個(gè)自由度振動(dòng)系統(tǒng),圖622車身與車輪兩個(gè)自由度系統(tǒng)的主振型,圖623車輪部分單質(zhì)量系統(tǒng),圖624車輪部分z1q的幅頻特性,圖625雙質(zhì)量系統(tǒng)的傳遞特性,圖627Fd/Gq的幅頻特性,