1 外文文獻 附錄 A a y of AE of a by a of 3) of No of be in a or in or by or ne of of a is a In a by of In of by of in by by of to an an a a a a at by s to a In by to of of a in in is it of a F 2 of a is is s in of of is is to it to of is At of is of a is to to is to to to 1,2. an So is is in 5, 7, is to of be on in is by is by of No of of a of an B, a D, a C, a a a it is to a E, F, G 2,3. . F to to a an a a In an a is of to an In s is F he of to an in 3 of is on is to a a an in to be in In if in of in a to of is To to of in of be s in is by in a of in is to to F N he at to on on is of . , 5 of , 4 48 2 Hz 4at 20 of is in is In as by As of is in be 2 Hz is In of of a F N 4 he s in of by So of is In of is a is to in is . In a on by is is a is to is to in to is . , In is in 0m/s2,is it a 0in of a in s a in of as a 5 as in 5 to 1,912. a a an a a is in of 9,262. 01,174. ,293 is If on be by of s In 0 0 is of is of 5 6 F of it be an is by is is by (1) is in of to as , is (2) in of 6 to as , is (3) (4) (1) 2) 4 Hz in F of in in 7 0, a a on is 5 0 Y by 4 0 of is 1 of of 6. of of 94) is is 0 Hz by as of 9 in 7 附錄 B 方程式 賽車多連桿式后懸架結(jié)構(gòu) 模態(tài)分析 摘要 建立全車架結(jié)構(gòu) 有限元模型，用來評價車輛的怠速震動特性。用 動機和整車的模型通過實驗和計算結(jié)果協(xié)調(diào)以后共同決定。注意力放在了車架一階縱向彎曲模型的頻率上。降低一階車架彎曲模型的頻率可以減少車輛的怠速震動已經(jīng)變得明確。 簡介 具有燃油經(jīng)濟性的柴油車的一個缺點就是車 身的怠速震動。在柴油發(fā)動機里，由熱能積聚引起的壓力急劇上升會影響活塞。在把直線運動轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)運動的曲軸系統(tǒng)里，有兩種反作用力使得發(fā)動機體振動：由移動部件運動換向引起的反作用力，和有限的氣缸不均勻的轉(zhuǎn)動引起的。這個力傳遞到發(fā)動機機體，發(fā)動機底部，橡膠的發(fā)動機支座，車架，橡膠駕駛室支架，最后到車身，引起乘客不舒服。 大型商用車的怠速震動的平復(fù)處于發(fā)展的初期，用 論模擬發(fā)動機震動，然后建立模型。 這篇論文中，將發(fā)動機置于車中來確定怠速震動，因為車架和車身的有限元被當(dāng)做一個小型休閑車。另外，在這篇文章中， 也分析了車輛車架自然模式如何改變，并且指出車架一階縱向彎曲的自然頻率具有重要的影響。 車身震動的分析 圖 V 怠速過程中座椅扶手處采集的加速過程中縱向震動頻率的分析。怠速震動的主要部分是二階發(fā)動機轉(zhuǎn)動，第 1，和第 同樣重要。但是，這些不同是由于不同氣缸的燃燒不同而引起的。完善噴射系統(tǒng)可以解決燃燒的差異。在這個實驗中，只集中研究怠速轉(zhuǎn)速是 720 24架的二階震動。此外，也研究了降低振動的措施，因為座椅的縱向振動對人類的感覺有很大的破壞性影響。 發(fā)動機引起作用力的判 定 發(fā)動機將振動傳遞給車身的路線有三種：通過發(fā)動機支座，驅(qū)動系統(tǒng)，和尾氣排放管。在這篇論文中，研究了起主要作用的發(fā)動機支座的路線。研究方法有很多種，這里用 論。 論的概要 考慮引起發(fā)動機集體受力的有爭議的怠速振動頻率范圍。首先，作用在活塞上的 8 燃燒壓力被認為引起這個振動。但是，假設(shè)活塞曲軸并不隨飛輪移動并且機體以某種方式固定，在這個頻率范圍發(fā)動機的零件被認為是完全剛性的。在這種情況下，如果活塞曲軸不移動，發(fā)動機機體就不會振動，盡管柴油燃燒引起壓力的迅速上升。 相應(yīng)地，引起發(fā)動機機體振動的 直接原因不是燃燒壓力，而是活塞曲軸運動的反作用力。為了確定作用在發(fā)動機機體上的這個力，需要計算在機體內(nèi)外都發(fā)揮作用的反作用力。 在 論里，通過測量在飛輪齒圈上收集到的脈沖來發(fā)現(xiàn)曲軸系統(tǒng)的不協(xié)調(diào)旋轉(zhuǎn)運動。然后計算相連的活塞系統(tǒng)的縱向運動來確定發(fā)動機機體上的作用力。 作用力準確性的驗證 在整車模型里（后續(xù)描述），振動力的增加和曲軸是對應(yīng)的。評估振動主要影響的引擎蓋和發(fā)動機右側(cè)底部。計算數(shù)據(jù)和實驗結(jié)果的比較結(jié)論在圖中表示了出來。在圖中，表示出來 5 種不同的計算結(jié)果，因為要考慮怠速轉(zhuǎn)速的變化 。 在圖中，鑒定了在轉(zhuǎn)速為 720第二第四和第六階的 2448 72計算數(shù)據(jù)和實驗結(jié)果。發(fā)動機左側(cè)底部的數(shù)據(jù)，在這篇論文中沒有顯示出來，但是也幾乎全部鑒定了出來。至于在這個頻率范圍內(nèi)，發(fā)動機和車身的振動被發(fā)動機支座隔離開來。車身幾乎影響不到發(fā)動機的振動。因為實驗數(shù)據(jù)和計算結(jié)果的鑒定是在這一范圍內(nèi)，動力模型和振動力可以認為是合理的。 但是在一階 12圍，數(shù)據(jù)并沒有鑒定出來。在這一頻率范圍內(nèi)，發(fā)動機和車身的振動被發(fā)動機支座耦合到了一起，因此，車身模型的準確定受到影響。 低頻振動測量方式的 改善 發(fā)動機振動力通過 論來確定，通過增加振動力，發(fā)動機每個部分的震動都被計算出來。至此，然而，計算數(shù)據(jù)并沒有和實際測量完全區(qū)分開來。因此，實際測量的準確性得到提高。引起怠速振動的低頻振動和引起噪聲的高頻振動在發(fā)動機表面混合到一起。當(dāng)通過壓力測量這個混合振動，高頻率的振動被加重，而作為研究目標(biāo)的低頻率表振動則變得相對小了。舉個例子，測量發(fā)動機右側(cè)底部的縱向振動加速 - 9 時間波形如圖所示。 在這篇論文中，運用了測量壓力作用在內(nèi)部的重量的加速壓力計。這個裝置比壓力元素加速機更大，對加速也更敏感。除此之外， 內(nèi)部為了保護探測部分而填充的硅油阻止了高頻振動。這個裝置測得的加速 5 所示。和圖 僅顯示出了低頻率，雖然測量的是相同的區(qū)域。通過這種方式，高頻率振動被阻截掉，因此明暗度更高。這一次，使用了加速度測量范圍 0 到 20m/裝置。因為靈敏度高，這個裝置很容易校準，通過重力加速度。使用壓力加速度檢測計的時候，主階振動計算數(shù)據(jù)和實驗結(jié)果的差異是 20因此，采用這一方式的 而，圖 采用流量計加速度檢測計鑒定出來的計算結(jié)果。 整車模型 圖 整車模型。像車門和座椅等內(nèi)部和外部裝置以 85 點增加到詳細有限元結(jié)構(gòu)模型中。網(wǎng)格數(shù)是 61,912。圖 一個有懸架，發(fā)動機，燃料箱和保險杠的車架組合成一個整體，網(wǎng)格數(shù)是 39,262。 把圖 圖 個到一起形成了一個整車模型，總的網(wǎng)格數(shù)是 101,174。本的 算時間是 3,293。計算方法是打包計算。如果模型是更大規(guī)模，則必須通過整體結(jié)構(gòu)計算。 圖 頻率響應(yīng)函數(shù)，指示出振動力作用在發(fā)動機支座時車架的響應(yīng)。在需要分析的 20 到 30率范圍里，實驗數(shù)據(jù)相對于計算結(jié)果更好。 圖 量計加速度檢測機的測量結(jié)果 圖 身 10 圖 然模式的頻率范圍 模型相關(guān)性分析 從振動特性的角度來看，可以認為整車振動被發(fā)動機支座和駕駛室支座隔離開來，因為有彈簧連接，雖然隔離并不徹底。如果整車被連接件和懸掛分開，車身有 4 大結(jié)構(gòu)： (1)機體 增加了內(nèi)部零件，如圖 示，此后描述成機體。 (2)車架 車架上增加了燃料箱和保險杠，如圖 示，此后描述成車架 (3)動力系統(tǒng) (4)懸架 在 以上的結(jié)構(gòu)中， (1)機體和 (2)車架怠速振動的自然頻率在 24近。機體，車架和整車模型的振動特性被比較和研究。 自然頻率的比較 圖 示的是每個結(jié)構(gòu)和車輛不同狀態(tài)下自然振動頻率的分布情況。車架有 17個自然模式低于 50圖 7 中，裝有發(fā)動機和懸架的車架， Y 型底盤，有 35 個自然模式低于 50Y 型底盤加裝一個車身就形成了整車模型，具有 94 個自然模式低于 50 當(dāng) Y 型底盤的自然模式數(shù)量增加到 61 個，總數(shù)達到 96 個。整車模型的自然模式數(shù)量比這個總數(shù)少 2 個，因為有兩個因為結(jié)合了 Y 型底盤而高于了 50互關(guān)聯(lián)的分析結(jié)果將在以后描述。