（光学工程专业论文）振动压实机械平顺性研究.pdf

摘要 平顺性是振动压实机械一个重要的性能，它与驾驶员的舒适性、零部件的可 靠性以及使用寿命有着密切的关系。目前，对于振动压实机械的研究主要集中在 振动轮激振力、压实效果和参数优化设计等方面，对于平顺性缺乏深入系统的研 究。为此，很有必要对振动压实机械的平顺性进行深入系统的研究。 振动压路机作为振动压实机械中使用最广泛、压实效果较好的一个种类，具 有较强的代表性。本文以y z l 2 t 型振动压路机为例，通过对该振动压路机的结构 分析，建立了反映轮胎驱动振动压路机的7 自由度振动模型。利用拉格朗日方程， 建立了该模型的微分方程组，用理论分析的方法，求出了三个测点处的加速度功 率谱密度，并用m a t l a b 语言编制了相应的模拟计算程序。 同时进行了y z l 2 t 型振动压路机的平顺性试验，分别用1 3 倍频带评价法和 加权加速度均方根值法对采集的数据进行了分析，评价了该压路机的平顺性性能。 试验说明在压路机振动轮激振力频率处于低频振动阶段时，压路机的平顺性很差； 在以2 o k m h 的速度行驶、激振力频率处于中频和高频阶段时，平顺性较好；在 以4 1 k m h 的速度行驶、激振力频率处于中频和高频阶段时，平顺性较差。通过 分析试验数据的加速度功率谱密度，发现发动机对整机的振动特性有一定的影响： 在激振力频率处于低频阶段时，发动机的影响很小；在中频阶段时，对驾驶室地 板处和驾驶员座椅处有一定的影响，但是对前机架处的影响很小；在高频阶段， 发动机对驾驶室地板处和驾驶员座椅处有较大的影响，但对机架测点处的影响比 较小。 通过对比模拟数据和试验数据，滤除发动机因素的影响，二者基本一致，验 证了模型的有效性和可靠性。利用编制的模拟计算程序，采用单因素分析法，分 析了各参数对驾驶员座椅处振动位移的影响：在激振力频率大于2 0 h z 后，各参数 对驾驶员座椅处振动影响较小；各参数对座椅振动影响较大的区域在激振力频率 为l o h z 附近的共振区。利用单自由度振动模型，对机架减振装置和座椅的减振效 果进行了分析，得出当激振力频率大于系统固有频率的压倍时，减振装置才能起 到减振隔振的作用。 关键词：振动压路机平顺性模型模拟计算 s t u d yo nr i d ec o m f o r t o f v i b r a t o r y c o m p a c t i o nm a c h i n e r y a b s t r a c t r i d ec o m f o r ti so n eo fp r i m ep e r f o r m a n c eo fv i b r a t o r yc o m p a c t i o nm a c h i n e r y , w h i c hi sc l o s e l yr e l a t i v et od r i v e r s c o m f o r t ，r e l i a b i l i t ya n dl i f eo f p a r t so f m a c h i n e r y a t p r e s e n t ，s t u d yo nv i b r a t o r yc o m p a c t i o nm a c h i n e r yi sp r i m ec o n c e n t r a t e do nv i b r a t o r y f o r c e ，p r e s se f f e c ta n dp a r a m e t e ro p t i m i z a t i o nd e s i g na n ds t u d yo nr i d ec o m f o r ti sv e r y i n s u f f i c i e n t ，s oi ti sv e r yn e c e s s a r yt od i s c u s sr i d ec o m f o r to fv i b r a t o r yc o m p a c t i o n m a c h i n e r y , v i b r a t o r yr o l l e ri so n eh n do f v i b r a t o r yc o m p a c t i o nm a c h i n e r y , w h i c hi su s e dm o s t w i d e l ya n dp r e s se f f e c to fi sm o r eb e t t e nt h i sp a p e rt a k e sy z l 2 tv i b r a t o r yr e l i e ra sa l l e x a m p l e a c c o r d i n gt ot h ea n a l y s i so ft h ev i b r a t o r yt e l l e rs t r u c t u r ec h a r a c t e r i s t i c s ，a s e v e nf r e e d o md e g r e e sv i b r a t o r yr o l l e rm o d e lw h i c hc a l lr e f l e c tv i b r a t i o no ft h et y r e d r i v e nv i b r a t o r yr o u e ri se s t a b l i s h e d u s i n gl a g r a n g ed i f f e r e n t i a le q u a t i o n ，ad i f f e r e n t i a l e q u a t i o ns e to ft h ev i b r a t o r yr o l l e rm o d e li ss e tu pa n da c c e l e r a t i o np o w e rd e n s i t y s p e c t r u mo f t h r e et e s ts p o t sa r eg a i n e d s i m u l a t i o nc a l c u l a t i n gp r o g r a m sa r ed e v e l o p e d w i t hm a f l a bp r o g r a m m i n gl a n g u a g e t h er i d ec o m f o r te x p e r i m e n to fy z l 2 tv i b r a t o r yr o l l e ri sc a r r i e do u t t h e1 3 o c l a v eb a n da n dw e i g h e da c c e l e r a t i o n sa r ee x p l o i t e dt oe s t i m a t et h er i d ec o m f o r to ft h e v i b r a t o r yr o l l e r t e s tr e s u l t ss h o wt h a tt h er i d ec o m f o r ti sv e r yb a dw h e nt h ev i b r a t o r y f o r c ei si nt h ec o n d i t i o no fl o wf r e q u e n c yf l a pa n dt h er i d ec o m f o r ti ss o m e w h a tb e t t e r w h e nt h es p e e do f t h ev i b r a t o r yr o l l e ri sa b o u t2 o k m ha n dt h e - v i b r a t o r yf o r c ei si nt h e c o n d i t i o no fm e d i u ma n dl l i g hf r e q u e n c yf l a pa n dt h er i d ec o m f o r ti ss o m e w h a tw o r s e w h e nt h es p e e do f t h ev i b r a t o r yr o l l e ri sa b o u t4 1 k m ha n dt h ev i b r a t o r yf o r c ei si nt h e c o n d i t i o no fm e d i u ma n dh i 曲f r e q u e n c yf l a p a n a l y z e dt h ea c c e l e r a t i o np o w e rd e n s i t y s p e c t r u m so ft h et e s td a t a , i tc a nb ef o u n dt h a tt h ee n g i n e sv i b r a t i o nh a sl i t t l ei n f l u e n c e o nt h et e s ts p o t s v i b r a t i o nu n d e rl o w f r e q u e n c yf l a p ；u n d e rm e d i u mf r e q u e n c yf l a p ，t h e e n g i n e sv i b r a t i o nh a sal i t t l ei n f l u e n c eo nv i b r a t i o no f t h ec a bf l o o ra n dd r i v e r ss e a tb u t h a sl i t t l ei n f l u e n c eo nv i b r a t i o no ft h ef l a m e ；u n d e rh i g hf r e q u e n c yf l a p ，t h ee n g i n e s v i b r a t i o nh a v eg r e a ti n f l u e n c eo nv i b r a t i o no ft h ec a bf l o o ra n dd r i v c r ss c a tb mh a s l m l ei n f l u e n c eo nv i b r a t i o no f t h ef l a m e e l i m i n a t e dt h ei n f l u e n c eo ft h ee n g i n e sv i b r a t i o n , s i m u l a t i o nr e s u l t sa r eb a s i c a l l y c o r r e s p o n d e dw i t ht e s tr e s u l t sa n dt h ea v a i l a b i l i t ya n dr e l i a b i l i t yo ft h em o d e la l e v e r i f i e d u s i n gt h es i m u l a t i o nc a l c u l a t i o np r o g r a ma n da d o p t i n gt h es i n g l ef a c t o r a n a l y t i ca p p r o a c h ，s i m u l a t i o nr e s u l t sa r eg o t t e na n dc o n c l u s i o n sc a nb ed r a w nf r o mt h e s i m u l a t i o nr e s u l t s t h ep a r a m e t e r sh a v eal i t t l ei n f l u e n c eo nv i b r a t i o no ft h ed r i v e r s s e a tw h e nt h ef r e q u e n c yo f t h ev i b r a t o r yf o r c ei sl a r g e rt h a n2 0 h z ，a n dt h ez o n et h a tt h e p a r a m e t e r sh a v eg r e a ti n f l u e n c e o nv i b r a t i o no ft h ed r i v e r ss e a ti sn e a r b yt h e s y m p a t h e t i cv i b r a t i o nf r e q u e n c yo f t h es y s t e mw h i c hi sa b o u tl o h z u s i n go n e f r e e d o m d e g r e ev i b r a t i o nm o d e l ，v i b r a t i n ga b s o r p t i o ne f f e c ti sd i s c u s s e da n dc o n c l u s i o nt h a t a b s o r b e rc a nt a k ev i b r a t i n ga b s o r p t i o ne f f e c to n l yw h e nv i b r a t o r yf o r c ef r e q u e n c yi s 4 2t i m e so f i n h e r e n tf r e q u e n c yo f t h es y s t e mi sd r a w n k e y w o r d s ：v i b r a t o r ym i l e r r i d ec o m f o r t ，m o d e ls i m u l a t i o nc a l c u l a t i o n i i i 第1 章绪论 1 1 振动压路机平顺性研究的背景与意义 1 1 1 研究的背景 压路机是高速公路、铁路、水坝和机场等大型工程基础施工中不可缺少的压 实机械。世界上压路机的发展已有百余年历史，经历了从机械传动到液压传动、 由静碾到振动、由振动、振荡、继而振动振荡相结合的不同阶段，目前正朝着智 能化压路机的方向发展“1 。 最近几年，随着国家对大型基础设施建设力度的加大，我国的压路机行业得 到了较快的发展。2 0 0 3 年，全国压路机的销量为1 3 0 3 7 台，其中振动压路机销量 为8 3 2 8 台，占压路机总销量的6 3 8 ”“。据专家预测，今后5 年间，仍是压路机 发展的高峰期。 目前，在我国压路机产品中，振动压路机占了6 0 强的份额。1 ，是压路机中 的一个主要种类。振动压路机依靠自重和振动的联合作用来压实路基及路面材料， 使被压实的材料具有足够的压实度。压实可以充分发挥路基和路面材料的强度， 减少路基、路面在行车载荷作用下产生的变形，增加路基路面材料的不透水性和 强度稳定性。目前，全球的建筑工程都要求对土壤进行有效的压实，以便满足新 建的高速公路、机场、海港、铁路和建筑基础越来越高的负荷要求。振动压路机 工作时偏心块高速旋转产生离心力，振动轮在这个力的作用下产生强迫振动，振 动轮下面的土壤也随着振动，从而达到压实土壤的目的。所以，相对于其它种类 的压路机，振动压路机具有压实效果好、影响深度大、生产效率高且适用于压实 各种土壤的优点。因此，振动压路机逐渐成为众多压实工作的标准设备和首选设 备。 平顺性是指压路机在工作过程中驾驶员所处的振动环境具有一定舒适度的性 能。由于平顺性主要根据驾驶员的舒适程度来评价，所以也称为乘坐舒适性。随 着市场竞争的日益激烈，压路机的平顺性显得日益重要，成为压路机的一个不可 忽视的性能，也是市场竞争中争夺优势的一项重要性能指标。近年来随着计算机 技术、随机振动理论、试验方法以及系统动力学研究的发展，使得平顺性的仿真 分析越来越接近实际使用情况。对压路机平顺性进行仿真研究，可以用来预测新 产品的平顺性性能，并对其进行及时的改进，同时还可以优化各参数之间的匹配 关系，大大缩短设计周期，节约设计成本。 影响平顺性的因素是多方面的，它包括人、机、路三个环节，其中人是最活 跃的因素，因此平顺性的评价是一个极为复杂的问题。振动对人体的直接影响涉 及躯干和身体局部的生物动态反应行为、生理反应、性能减退和敏感度障碍等， 是影响乘坐舒适性的主要因素。振动加速度是评价振动对人体影响的基本参数， 振动频率是振动运动加速度的表征。人体是一个复杂的机械振动系统，大量试验 资料表明，人体包括心脏、胃在内的“胸腹”系统在垂直振动4 8 h z ，水平振 动1 2 h z 范围内会出现明显的共振。如果人体某区域或器官出现共振现象将会引 起相应的生理变化，这种变化涉及肌肉系统、呼吸系统、血液循环系统、神经系 统和感官系统。大约在3 h z 以下，水平振动比垂直振动更敏感，在车辆的实际振 动环境中，3 h z 以下的振动在振动环境中占的比重相当大，故对由横向、纵向振动 引起的水平振动的影响应给予充分重视。“。保持振动环境的舒适性，可以保证 驾驶员在工作过程中具有良好的心理状态和准确灵敏的反应，保证驾驶员的身体 健康与工作效能。 国内学者对振动压路机振动系统的研究是从2 0 世纪8 0 年代初期开始的，主 要是采用两自由度数学模型对振动压路机的各种振动特性进行研究。近l o 年来， 随着计算机计算性能的大幅度提高，运用数值计算对多自由度数学模型进行数值 求解已经成为可能。国内的研究中多采用5 自由度、6 自由度的数学模型“，但 是这些研究主要是以研究压路机的振动轮激振力、压实效果和参数优化设计等方 面内容为主，很少有关于压路机平顺性方面的研究，大部分是将平顺性作为众多 性能中的一个很小的部分，缺乏深入系统的研究。为此，有必要对压路机的平顺 性进行深入系统的研究。 1 1 2 研究的意义 研究平顺性的目的主要就是控制振动的传递，使驾驶员不舒适的感觉不超过 一定的界限。在国内外压路机市场竞争日益激烈的今天，如何在产品设计阶段就 能对产品的平顺性进行准确预测和评价，缩短设计周期，降低生产成本，已成为 在市场竞争中取胜的一个关键环节。尽管压路机工作时的行驶速度很低，但随着 压路机发动机功率的增大、振动轮激振力的增加和压实路面的复杂性，来自振动 轮激振力、路面不平度和发动机振动对压路机整机的影响也越来越大。如果振动 压路机整机的平顺性很差的话，不但增大了驾驶员的工作负担，降低了驾驶员的 舒适性，而且严重时会影响到振动压路机零部件的可靠性和使用寿命。因此，对 振动压路机的平顺性性能进行深入研究具有非常重要的现实意义。 1 2 振动压路机平顺性的研究方法 1 2 1 整车振动特性研究综述 为了研究振动压路机的工作过程及各部分的动态响应，必须把振动压路机和 被压实的土壤视为一个振动系统，并进行必要的简化。国内外专家学者对此做了 大量的研究工作，为振动压路机的设计、生产和理论分析提供了许多宝贵的意见 和建议。1 9 7 7 年，t s y o o 和e t s e l i g ”提出t - 自由度、线性、集中参数、 弹簧一阻尼系统所描述的土壤一压路机系统动力学模型，分析了振动轮质量、机 架质量、土壤刚度和阻尼以及减振器刚度对振动压路机压实性能和减振性能的影 响。这一模型对振动压路机在设计整机参数的选取和样机试验时整机性能的估计 有着重要的指导意义，同时也为振动压路机整机参数的优化设计奠定了基础。同 样在2 0 世纪7 0 年代末，法国学者m a c h e t j m ”1 在流变模型的基础上建立了相同 的数学模型来计算振动力和激振频率之间的关系。研究表明，频率变化的影响是 有限的，振动力与离心力之间不存在直接关系，超过某一振动强度之后振动轮就 开始脱离地面( 离耦) 。 ， 对于平顺性的研究，压路机方面的资料比较少，而汽车平顺性方面的研究则 较多，研究方法也比较成熟，在此借鉴汽车平顺性的研究方法和成果，对振动压 路机的平顺性进行研究。 对于整车振动特性的研究，是伴随着车辆的产生而开始的。2 0 世纪3 0 年代， 人们最初建立整车振动模型时，受到当时数学、力学、计算方法及试验手段的限 制，只是把汽车简化为二自由度四分之一车辆模型。这类模型一般假设车身的质 量分配系数接近于l ，并认为车身的振动是相互独立的，因此就可以建立代表四分 之一车辆的二自由度模型。这类模型容易求解、计算量小，但它只能分析车身和 车轮的垂直振动，因此分析精度不高。由于这类模型忽略了车身的俯仰振动和侧 倾振动，所以一般仅用于粗略的定性分析研究中。 从2 0 世纪5 0 年代开始，随着计算机的出现，以及试验技术的进步，出现了3 自由度乃至更多自由度的模型。在车辆分析中，假定车辆相对于纵垂面完全对称， 左右车轮下的路面不平度完全一致，则可认为车辆在纵垂面上振动，故可以将车 辆简化为代表二分之一车辆的平面5 自由度模型。1 。由于该模型反映了车身的垂直 振动和俯仰振动，因此用该模型分析得到的结果精度高于二自由度模型。所以， 在车辆振动预测、平顺性模拟分析、悬架参数优化设计等研究中，平面5 自由度 模型得到了更广泛的应用。 到了2 0 世纪8 0 年代，为了全面反映车身的垂直振动、俯仰振动及侧倾振动， 并把路面通过各车轮将不平激励传递给车身这一特点反映出来，有的研究将车辆 简化为三维立体模型“3 。该模型将四个车轮所受的路面激励的差异以及车身的 侧倾对车身振动的影响考虑进来，比较真实的反映了车辆振动的实际情况。为了 能更精确的分析车辆振动，有的文献中采用了更复杂的车辆振动模型，如研究长 轴距的重型载货车辆的振动时，考虑车架的一阶弯曲和一阶扭转振动，建立了三 维i 0 自由度模型o ”，或者为了减小驾驶员座椅的振动，进一步考虑驾驶室自身的 三维振动，从而将整车简化为1 5 自由度的模型“”。 综上所述，整车振动模型的发展经历了一个从二自由度到多自由度、模型精度 从粗略到精确的过程，从而使汽车的力学模型也越来越接近实际的整车系统。 1 2 2 平顺性的研究方法 平顺性的研究方法分为试验方法和理论方法两大类“。具体方法分类见图1 1 。 试验方法包括室外道路试验、试验场试验和室内模拟试验。理论方法包括传 统研究方法、多刚体系统动力学研究方法和主动半主动控制法。 传统的理论研究方法就是力求建立能完全反映客观实际的动力学模型，然后 通过数学公式、数值计算得到振动的基本规律，求出平顺性分析所需要的振动响 应量。将计算结果与相应的平顺性评价指标相比较，从而预测与分析系统的平顺 性。较之试验方法其优点在于： ( 1 ) 不受试验条件的限制，避免试验中的一些随机因素的影响，便于比较分析； ( 2 ) 从建模、计算到分析均可在计算机中进行，缩短研究周期，节约费用； ( 3 ) 改变输入便可得到不同的输出，而用试验方法时，不同的输入需作不同的 试验。 4 传统的理论研究方法的缺点是： ( 1 ) 建模时，为了降低模型的复杂程度，必须对一些因素做简化处理，从而使 模型与研究对象之间产生一定的误差。 ( 2 ) 考虑的侧重因素不同时，同一研究对象的简化模型也不尽相同，导致仿真 的结果也不一致。 ( 3 ) 模型求解时受计算手段和计算方法的影响较大。 图1 1 平顺性研究方法的分类 1 3 本课题研究的主要目的、方法和内容 本文以中国一拖( 洛阳) 建筑机械有限公司生产的y z l 2 t 型振动压路机为例，运 用理论分析、试验研究和计算机软件模拟相结合的方法，参照i s 0 2 6 3 1 一l ：1 9 9 7 ( e ) 人体承受全身振动评价第一部分：一般要求和g b t1 3 4 4 1 人体全 身振动环境的测量规范，对振动压路机的平顺性和振动特性进行了系统的研究， 为改善其振动性能，提高整机的平顺性提供了理论依据。主要内容有： 1 。用理论分析的方法，建立了y z l 2 t 型振动压路机的整机振动模型； 2 用m a t l a b 编程语言，根据整机振动模型，编写了振动压路机平顺性的模 拟计算程序，并用该程序对y z l 2 t 型压路机的平顺性进行分析； 3 以y z l 2 t 型振动压路机为试验对象，进行了平顺性试验，分析了其在不同 车速、不同激振力频率下的测量点处的振动加速度，分析了其振动特性和 影响因素； 4 比较模拟结果和试验结果，检验二者的一致性，确定利用该模型进行研究 的可靠性。 5 利用该模型进行模拟计算，分析改变座椅刚度与阻尼、减振器的刚度和阻 尼、土的刚度和阻尼等振动压路机参数对振动特性的影响，提出了改进设 计建议。 第2 章平顺性评价方法 平顺性主要是根据乘坐者的舒适程度来评价的，所以平顺性也叫做乘坐舒适 性。广义的舒适性是指车内宽广度、视野、座椅舒适性、车内安静程度及各部位 的振动大小等。通常所说的舒适性仅指驾驶员、乘客对振动的适应程度。 2 1 平顺性评价方法的研究历史 2 1 1 国外关于平顺性评价方法的研究历程 1 9 4 8 年，j a n e w a y 提出承受振动的人体舒适性评价标准，认为影响人体舒适 性的主要因素是：在低频时为加加速度、中频时为加速度、高频时为速度，并给 出了计算评价指标j 值的计算公式，其j 值在j a n e w a y 准则曲线上时，振动将引 起疲劳和极不舒适的感觉。 1 9 5 7 年，德国学者d i k m a n 提出了k 系数法，但这个标准是在确定性输入下建 立的，并且试验是单向振动。 1 9 6 1 年，d e g o l d m a n 等人在试验和总结前人经验的基础上，提出人体在承 受低频( 0 一l o o h z ) 级振动时，可简化为具有刚度、阻尼、质量的集中系统。并指 出该模型在3 6 h z 时产生胸腹共振，2 0 - - 3 0 h z 时产生头颈一肩共振，6 0 - - 9 0 h z 时产生眼球共振。 1 9 6 8 年，p r a d k o 等人的试验结果表明，在o 一6 0 h z 内，输入力为0 - - 3 2 0 n ， 身体变形为0 1 0 1 6 m m 时，人体可近似看作是一线性系统，并由此提出了吸收功 率法。它认为人体是弹性体，复杂的人体弹性特性、阻尼特性将使能量产生流动， 当振动能量被人体接受，并沿全身传递时人体产生振动，直到输入能量完全被耗 散掉或转移走。这些能量的时间耗散率定义为吸收功率( a p ) 。在相同条件下，健 壮人体的a p 值较小，刚体的a p 值为零。由吸收功率的概念可知，实车的试验对 象必须是真人或是模拟假人，若用铁块等刚体代替，结果的误差很大。人体吸收 的能量越大，所受的干扰越大，越感到不舒服。根据试验结果可知，主观反应是 吸收功率的函数，相同的a p 值表示相同的主观反应。这样就能把主观反应和吸收 功率联系起来了。吸收功率法没有明确规定舒适界限，因此，它适合于各车型之 间舒适性的比较，对单一车型，则无法进行分析o “。 1 9 7 2 年，德国米奇克“”提出用座椅垂直加速度的均方根值与整车纵向加速度 的均方根值评价汽车的平顺性。但是，这种方法只考虑了汽车本身的振动，而没 有考虑承受振动的人的因素。 2 0 世纪6 0 年代，国际标准化组织( i s o ) 开始着手制定“人体承受全身振动的 评价指南”，并于1 9 7 4 年颁布了i s 0 2 6 3 1 1 9 7 4 ( e ) 国际标准，分别于1 9 7 8 年、1 9 8 2 、 1 9 8 5 年做了一些补充和修订，于1 9 9 7 年颁布了国际标准i s 0 2 6 3 1 1 ：1 9 9 7 ( e ) 人 体承受全身振动评价一第一部分：一般要求。我国现行的汽车平顺性评价方法都 是参照国际标准i s 0 2 6 3 1 制定的。 2 1 2 国内平顺性评价试验及评价方法的研究概况 我国汽车平顺性评价研究工作起步较晚。2 0 世纪8 0 年代初，长春汽车研究所、 清华大学等首先采用了i s 0 2 6 3 1 人体暴露在全身振动环境下的评价指南国际标 准进行汽车在实际道路上行驶平顺性的评价研究。i s 0 2 6 3 1 标准指出人体对振动的 反应不仅与振动的强度，而且与振动的频率、方向有关。这样，就把以往只简单 地统计汽车本身的机械振动响应进行平顺性评价的方法，发展到“道路一车辆一 人体”系统的综合评价更加科学的水平上。长春汽车研究所还应用了数学统计方 法，组织人体群进行汽车平顺性的感觉评价，并将其结果与采用i s 0 2 6 3 1 标准的 评价结果进行了对比，两者大体相符。 在以上研究的基础之上，1 9 8 5 年颁布了汽车行驶平顺性随机输入试验方法 国家标准，并于1 9 9 6 进行了修订。该项标准已经在汽车行业中普遍推广应用。 除了随机输入平顺性评价外，为了评价汽车通过单个凸起或凹坑而受到突然 冲击时的平顺性，长春汽车研究所与清华大学于1 9 8 5 年又制定了汽车平顺性单 脉冲输入行驶试验方法国家标准，加上1 9 8 2 年清华大学起草的汽车悬架系统 的固有频率和相对阻尼系数的测定方法国家标准，长春汽车研究所制定的汽 车行驶平顺性感觉评价试验方法，1 9 9 0 年清华大学和长春汽车研究所共同制定 的g b t1 2 4 7 7 9 0 客车平顺性评价指标及限值，初步构成了一个比较完善的汽 车平顺性评价方法体系。 1 9 8 8 年清华大学赵六奇“”应用国际标准i s 0 2 6 3 1 1 对汽车平顺性进行评价， 1 9 9 2 年吉林工业大学张洪欣和长春汽车研究所王秉刚等“7 1 对汽车平顺性进行了深 入的探讨和研究，1 9 9 7 年西安公路交通大学张玉芳等o ”利用模糊数学评价各因素 对汽车平顺性的影响，试验结果表明：对乘坐舒适性影响最大的因素是振动，其 次是上下颠簸，余下依次为噪音、前后摇摆、左右摇摆。因此，对汽车设计者来 讲，应设法降低车辆振动，而对道路设计者和管理者而言，应减小及改善道路的 纵向不平度，这样才能获得较好的乘坐舒适性。2 0 0 0 年西南交通大学牡子学“” 提出了一种新的可用于乘用车的平顺性预测分析指标c ，并以“长安之星”为例， 给出了在计算c 。，指标时所遇到的有关速度、位置、路面比例和人一机因素等诸项 加权系数的确定方法，从而使对新车型的半顺性预测更加合理。 2 2 平顺性的评价方法 振动对人体的影响，既取决于振动频率与强度，振动作用方向和暴露时间， 也取决于人的心理、生理状态，因此人体对振动的反应是一个十分复杂的过程， 而且心理品质和身体素质不同的人，对振动的敏感程度也有很大差异，所以尽管 从2 0 世纪3 0 年代以来各国在这方面进行了许多试验研究工作但还没有公认的 和理想的评价指标。 2 2 1 主观评价方法和客观评价方法 平顺性的评价是一个极为复杂的过程，它包括人、车、路三个环节，其中人 是最活跃的因素。当前对汽车平顺性进行评价主要分两类；主观评价和客观评价。 主观评价是人对汽车平顺性最直接的评价方法。丰观评价方法主要是根据有 一定经验的试车人员对汽车振动的直观感受进行统计分析并对车辆进行平顺性评 价。经过对丰观评价的研究分析，设计人员根据经验町以简单地改变如汽车悬架 参数来提高汽车的平顺性。但是，由于车辆的动态特性和人体对振动响应的复杂 性，主观评价只能是对汽车平顺特性的一个比较模糊的描述。此外，由于人与人 之间存在的差异，以及人体自身复杂的心理、生理特性，即使对同样的汽车振动 的感觉也会不一致。这样，就会导致难以对汽车平顺性进行定量、准确的评价分 析，因此需要专门的评价人员来进行评价。 而客观评价方法由于排除了人的个人差异，以具体量值的概念对汽车平顺性 进行评价，从而可以比较准确并合理的评价、分析汽车的平顺性。它主要考虑车 辆的隔振性能，以机械振动的各物理量( 如振幅、频率、加速度等) 作为评价指标， 通过测试传递到人体的振动量的大小，来确定影响人体舒适性的程度，以此柬评 价汽车的平顺性，囚此，这是一种较为合适的评价方法。 2 2 2 国际标准i s 0 2 6 3 1 评价方法 2 2 2 国际标准i s 0 2 6 3 1 评价方法 。 国际标准i s 0 2 6 3 1 1 9 8 5 的关键是三个界限，它明确给出了振动频率、振动 强度、振动方向以及暴露时间对人体的感觉的影响；提出了用1 3 倍频程分别评 价方法和总加权值评价方法来计算评价指标，这对全面系统地研究人体对振动的 反应有着重大的指导意义。i s 0 2 6 3 1 1 ：1 9 9 7 ( e ) 新的评价方法与i s 0 2 6 3 1 1 9 8 5 评价方法相比有较大的变化。新的评价方法删掉了三个界限的概念，因为在实际 的评价中，三个界限值有时不能与主观感觉相一致，综合了大量试验数据和研究 成果的i s 0 2 6 3 1 1 ：1 9 9 7 ( e ) 更能客观、全面地评价汽车平顺性。这是由于i s 0 2 6 3 1 1 9 8 5 评价方法只是关心坐垫上乘员受到的振动大小，而新评价方法考虑到影响 乘员舒适性的基本振动输入来自座垫、座椅靠背和乘员脚下地板。而i s 0 2 6 3 1 1 9 8 5 评价方法则忽略了乘员靠背和乘员脚下地板的振动输入，致使评价结果不能 很好地反映汽车平顺性的实际情况，而新的评价方法则可避免由于这种忽略而造 成的误差。 1 三个界限 尽管在i s 0 2 6 3 1 1 ：1 9 9 7 ( e ) 标准和国标g b t4 9 7 0 1 9 9 6 中都删除了关于 三个界限的概念，但在实际评价中，很多资料和研究仍然采用了三个界限的评价 方法，所以这里简单介绍一下三个界限。 i s 0 2 6 3 1 1 9 8 5 用加速度的均方根值( r m s ) 给出了1 - - 8 0 h z 振动频率范围内 人体对振动反应的三个不同界限，即暴露极限( t 。) 、疲劳一工效降低界限( t ，。) 、 舒适性降低界限( t 。) ： ( 1 ) 暴露极限( t 。)当人体承受的振动强度在这一极限内，将保持安全或健 康，通常把此极限作为人体可承受振动的上限。 ( 2 ) 疲劳一工效降低界限( t ，。)这一界限与保持工作效能有关。当驾驶员承受 的振动强度在此界限之内时，能准确灵敏的反应，正常的进行驾驶。 ( 3 ) 舒适性降低界限( t 。)此界限与保持舒适性有关，在这一界限内，人体对 所暴露的振动环境主观感觉良好，能顺利地完成吃、读、写等动作。 图2 1 为垂直方向在不同暴露时间下的“疲劳一工效降低界限( t 。) ”。将图上 曲线向上平移6 d b 为“暴露极限”，向下平移l o d b 为“舒适性降低界限( t 。) ”。 1 3 倍频带中心频率 图2 - - 1 垂直振动时疲劳一工作效率降低界限 2 i s 0 2 6 3 1 - - 1 ：1 9 9 7 ( e ) 新评价方法的理论基础 国际标准i s 0 2 6 3 1 推荐两种方法对人体承受全身振动进行评价“，平顺性评 价也参照这两个方法：1 3 倍频程分别评价方法和总加权值评价方法。 i s 0 2 6 3 1 一l ：1 9 9 7 ( e ) 标准规定了图2 2 所示的人体坐姿受振模型。在进行 舒适性评价对，它除了考虑座椅支撑面处3 个方向的线振动，还考虑该点3 个方 向的角振动，以及座椅靠背和脚支撑面两个输入点各3 个方向的线振动，共3 个 输入点1 2 个轴向的振动。 图2 - - 2 人体坐姿受振模型 图2 - - 3 各轴向频率加权函数( 渐近线) 此标准认为人体对不同频率振动的敏感程度不同。在图2 3 上给出了各轴向 0 5 - - 8 0 h z 的频率加权函数0 轴为频率，y 轴为加权系数) ，又考虑到不同输入点、 不同轴向的振动对人体影响的差异，还给出了各轴向振动的轴加权系数k ，见表2 一l 。 表2 1 舒适性评价频率加权函数和轴加权系数 人体姿态坐标轴名称频率加权函数轴加权系数k w d 1 o o 儿w d 1 0 0 磊w k 1 0 0 坐 w e 0 6 3 h w e 0 ，4 0 如 w e 0 2 0 w c o 8 0 w d o 5 0 姿 铂 0 4 0 暂 w k o 2 5 盼 w k 0 2 5 刁 w k o 2 5 一 止 吁 w d 1 o o 弦 w d 1 0 0 姿 2 ， w k l ，0 0 卧 可 w k l - 0 0 弦 1 0 0 姿 才 1 0 0 由表2 1 。1 上各轴向的轴加权系数可以看出，坐姿状态下椅面输入点轴孙 五三个线振动的轴加权系数七= 1 ，是1 2 个轴向中人体最敏感的，其余各轴向的轴 加权系数均小于0 8 。另外，i s 0 2 6 3 1 1 ：1 9 9 7 ( e ) 标准还规定，当评价振动对人 体健康的影响时，只考虑x s 、y 。、磊这三个轴向，且孙弘两个水平轴向的轴加权 系数j j = 1 4 ，比垂直轴向更敏感。标准还规定靠背水平轴向x 6 、y b 可以由椅面轴 弘水平轴向代替，此时轴加权系数取七= 1 4 。 1 2 3 1 1 3 倍频程分别评价方法。2 1 用这一方法评价，首先要把传至人体的加速度进行频率分析，得到1 3 倍频程 的加速度均方根值谱。 i 3 倍频程上、下限频率的比值： k 氏- - 2 。_ 、2 6 其中：厶- - 1 3 倍频程的中心频率的上限频率； 五l 3 倍频程的中心频率的下限频率： 中心频率： 1 1 = 3 k f l i = 謦氏、 上、下限频率与中心频率的关系为； 矗= 1 1 2 乃；石= 0 8 9 ； 分析带宽= 厶一乃 各1 3 倍频程加速度均方根值分量口，可以从传至人体的加速度的功率谱密度 q 在相应的带宽上积分得到： q = p 叫， j ( 单位：m s ；)( 2 1 ) 1 3 倍频程分别评价方法认为，同时有许多个i 3 倍频程都有振动能量作用于 人体时，各频程振动的作用无明显的联系，对人体产生影响的主要是人体感觉振 动强度最大的一个1 3 倍频程所造成的。 由于人体对各频程的振动的敏感度不同，仅以1 3 倍频程加速度均方根值分量 口，的大小并不能反映人体感觉的振动强度的大小。为此要用人体对不同频率敏感 程度的频率加权函数，将人体最敏感的频率范围以外各1 3 倍频程加速度均方根 值分量进行频率加权，得到加权加速度均方根值分量吼，它的大小可以反映人体 对振动强度的感觉。 = 口， ( 单位：m 而( 2 2 ) 其中：口，一第，个1 3 倍频程的中心频率； 一第，个1 3 倍频程的加权系数。”，见表2 - - 2 。 表2 - 21 3 倍频程的加权系数毗 i 3 倍频程中心频率 1 3 倍频程的加权系数w 。，豫 垂直振动，z 轴向横向振动，五j ，轴向 1 oo 51 0 0 1 2 5 0 5 6 1 0 0 1 60 6 3 1 0 0 2 o0 7 11 0 0 2 5o 8 0o 8 0 3 1 50 9 0 0 6 3 4 o1 o oo 5 0 5 o1 0 0 0 4 0 6 31 0 0o 3 1 5 8 01 0 0 o 2 5 1 0 00 8 00 2 0 1 2 50 6 30 1 6 1 6 o0 5 00 1 2 5 2 0 o0 4 00 1 0 2 5 o0 3 1 50 0 8 3 1 5o 2 50 0 6 3 4 0 o0 2 0o 0 5 5 0 0o 1 60 0 4 6 3 o 0 1 2 5 o 0 3 1 5 8 00 10 0 2 5 1 3 倍频程分别评价方法的评价指标就是中的最大值( ) 。，通过计算或 实测得到( d 。) 。值，将它与最敏感频程允许的界限值加以比较，进行评价。用这 一方法评价时，要改善平顺性，就得减少( ) m 。，即要求传至人体的振动能量在 频率分布上不要过于集中，尤其在人体最敏感的频程不要有突出的尖峰。 4 加权加速度均方根值评价法。2 1 1 ) 单轴向加权加速度均方根值。 a 由等带宽频谱分析得到的加速度自功率谱密度函数皖( ，) 计算。 先按下式计算1 3 倍频程加速度均方根谱值： 乃劈叫) 矽 _ ( z _ 3 ) 然后按下式计算a w g = 黔叫j c z 叫， 也可以由皖( ，) 直接积分计算： 钆