第六汽车的平顺性演示文稿

第六汽车的平顺性演示文稿当前1页，总共94页。优选第六汽车的平顺性当前2页，总共94页。平顺性：保持汽车行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能，并保持货物的完好无损。评价方法：根据乘员舒适程度评价当前3页，总共94页。输入－振动系统－输出－评价指标输入：路面不平度、车速。振动系统：弹性元件、阻尼元件、车身、车轮质量。输出：车身传至人体加速度、悬架弹簧动动挠度、车轮于路面之间的动载荷。评价指标：加权加速度均方根值、撞击悬架限位概率、行驶安全性。汽车振动系统及其评价指标当前4页，总共94页。第一节

人体对振动的反应和平顺性的评价当前5页，总共94页。第一节

人体对振动的反应和平顺性的评价

一﹑人体对振动的反应

人体坐姿受振模型：座椅支承面处输入点3个方向的线振动，及该点3个方向的角振动，座椅靠背和脚支承面两个输入点个3个方向的线振动。

当前6页，总共94页。当前7页，总共94页。图6—3各轴向频率加权函数当前8页，总共94页。1.人体对振动的响应

人体对振动的响应取决于：①频率与强度；②作用方向；③暴露时间。2.频率8Hz以下水平方向允许的加速度值低于垂直方向4～8Hz允许的加速度；水平方向1～2Hz比垂直方向4～8Hz加速度允许值低1.4倍。对于汽车的振动环境，8Hz以下振动频率占比重相当大。3.反应界限（疲劳、不舒服）都是由人体感觉到的振动强度大小和暴露时间长短综合作用的结果。当前9页，总共94页。平顺性主要靠主观感觉判断。国际标准ISO2631，以短时间简谐振动的实验结果为基础。

ISO2631用加速度均方根值给出了1～80Hz振动频率范围内人体对振动反应的三个不同界限。

rms－加速度均方根值

当前10页，总共94页。暴露界限：当人体承受的振动强度在此界限内，将保持人的健康或安全。它作为人体可承受振动量的上限。疲劳－降低工作效率界限：当人承受的振动强度在此界限内时，能准确灵敏地反应，正常地进行驾驶。它与保持人的工作效能有关。舒适降低界限：在此界限之内，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。它与保持人的舒适有关。当前11页，总共94页。等时间曲线rmsrmstctcfcfc三个界限曲线相似暴露界限是疲劳降低工作效率界限的2倍（＋6dB）舒适降低界限是疲劳降低工作效率界限的1/3.15倍（－10dB）X轴和Y轴是对数具有“放大或缩小”的作用。垂直方向水平方向1min当前12页，总共94页。采用对数坐标的优点当前13页，总共94页。当前14页，总共94页。二﹑评价方法（二）客观评价方法

1）1/3倍频带分别评价法：对传至人体的加速度进行频谱分析，可得1/3倍频带的加速度均方根值谱。

（一）主观评价方法1/3倍频法认为:同时有许多个1/3倍频带都有能量作用于人体时，各个频带振动作用无明显联系，对人体产生的影响主要是人体感觉振动强度最大的一个1/3倍频带所造成的。

当前15页，总共94页。

2）总的加速度加权均方根值评价法

3）加速度加权均方根值和等效均值综合评价法当前16页，总共94页。第二节路面不平度的统计特性

一、路面不平度的功率谱密度

（1）不平度函数：路面相对基准平面的高度q，沿道路走向长度I的变化q（I），称为路面纵断面曲线或不平度函数

（2）路面功率谱密度:

式中:

n——空间频率m-1,表示每米长度中包括几个波长

n0——参考空间频率

图6—4

——参考空间频率n下的路面功率谱度值，称为路面不平度系数

W——频率指数，决定路面功率频谱密度的频率结构，通常取2当前17页，总共94页。3）路面不平度的分级：表6—3图6—5按路面功率谱密度把路面按不平度分为8级还可用不平度函数对纵向长度的一阶导数和二阶导数，即速度功率谱密度和加速度功率谱密度来补充描述路面不平度的统计特性。当前18页，总共94页。二﹑空间频率功率谱密度化为时间频率功率频谱密度

考虑车速u的影响

汽车以一定车速u驶过空间频率n的路面平 度时输入的时间频率

f=un图6—6当前19页，总共94页。时间频率带宽

即：当n或一定时，时间频率f与带宽随成正比变化

功率谱密度是单位频带内的“功率”（均方值），因此空间频率功率谱密度为

式中，——路面功率谱密度频带内包含的“功率”。

当前20页，总共94页。

在某一车速u下，与空间频带相应时间频带内所包含的不平度垂直位移q的谱量成同其“功率”仍为,因此换算的时间频谱密度可表示为

:图6—7当前21页，总共94页。图6—8当前22页，总共94页。三﹑路面对四轮汽车的输入功率谱密度

x(I),y(I)表示左、右两个轮迹的不平度，I表示路面长度坐标。

x(I),y(I)的自谱、互谱分别为

..和

图6—9当前23页，总共94页。

两个前轮遇到的不平度:

两个后轮遇到的不平度（由于存在滞后距离L）：

谱量

当前24页，总共94页。

四个车轮不平度函数的傅里叶变化为

当前25页，总共94页。将四个车轮不平度函数的傅里叶变化代入谱量计算公式，算出各谱量和...的关系：

当前26页，总共94页。两个轮迹间不平度的统计特性，用他们之间的互功率谱密度函数或相干函数来描述：互振幅谱表示两个轮迹中频率为n的分量线性相关（幅值成比例，相位一致的程度。相位谱可近似的看作两个轮迹中频率为n的分量之间平均的相位差。当前27页，总共94页。相干函数在频域内描述了两个轮迹中频率为n的分量之间线性相关的程度。当前28页，总共94页。第三节

汽车振动系统的简化，单质量系统的振动

一﹑车振动的简化

（1）四轮汽车简化的立体模型

把汽车车身质量看作刚体的立体模型

（2）双轴汽车简化的平面模型：

图6-11图6-12当前29页，总共94页。忽略轮胎阻尼把车身分解为前轴上.后轴上及质心C上的三个集中质量及a）总质量保持不变

b）质心位置不变

c）转动惯量的值保持不变

当前30页，总共94页。由上得出三个集中质量分别为：

当前31页，总共94页。双质量系统2自由度：1个车轮、Z当前32页，总共94页。二．单质量系统的自由振动

1.车身振动的单质量系统模型：系统运动的微分方程：则齐次方程为：

图6—13平衡点zKCm2q当前33页，总共94页。阻尼运动的影响取决于n和的比值，称为阻尼比该微分方程的解为

图6—14当前34页，总共94页。2．阻尼比对衰减振动的影响

（1）与阻尼固有频率有关

增大，下降

当

运动失去振荡性

当前35页，总共94页。工程上可以近似认为则，车身部分振动的固有圆频率固有频率

当前36页，总共94页。

（2）决定振幅的衰减程度

减幅系数：

取自然对数

当前37页，总共94页。

三．单质量系统的频率响应特性

1.系统的频率响应函数

当前38页，总共94页。幅频特性：

相频特性：

得复数方程：

并由此得频响函数

当前39页，总共94页。将代入上式，得

幅频特性为：

当前40页，总共94页。

2．作幅频特性图用双对数坐标画幅频特性图

(1)低频段渐进线

渐进线为一水平线，渐进线频率指数等于0

图6—15当前41页，总共94页。(2)高频段渐进线a.,渐进线的斜率为-2：1。“频率指数”等于-2。

,渐进线“频数指数”等于-1，斜率为-1：1。

当前42页，总共94页。

3．幅频特性

（1）低频段。在这一频段，略大于1，不呈现明显的动态特性，阻尼比对这一频段的影响不大。

（2）共振段。在这一频段，出现峰值，将输入位移放大，加大阻尼比可使共振峰值明显下降。

当前43页，总共94页。（3）高频段。在时对输入位移起衰减作用，阻尼比 减小对减振有利。

当前44页，总共94页。四．单质量系统对路面随机输入的响应

（一）用随机振动理论分析汽车平顺性1.平顺性分析的振动响应量

主要指标：车身加速度

悬架弹簧的动挠度

限位行程

进行平顺性分析时，要在路面随机输入下对这三个振动响应量进行统计计算，从而综合评价和选择悬挂系统的设计参数。

当前45页，总共94页。2.振动响应量的功率谱密度与均方根值

汽车振动系统近似为线性系统，路面只经过一个车轮对系统输入，则

取正，负的概率相同，其均值近似为零，则方差等于均方值。

当前46页，总共94页。

3．概率分布与标准差的关系：

以平顺性三个响应量标准差的要求为例进行讨论

(1)要求超过1g的概率P=1%，求车身加速度的标准差

即表6—4当前47页，总共94页。

即在的情况下限位行程可使撞击限位的概率为0.3%

(2)某一汽车悬架弹簧动挠度的标准差现要求动挠度超过限位行程,即撞击限位的概率P=0.3%，求

当前48页，总共94页。

由于Fd向上的概率占一半，故车轮跳离地面的概率为0.15%。（3）

，此时相对动载的均方根值现求相应车轮跳离地面的概率当前49页，总共94页。（二）车身加速度功率谱密度的计算分析

输入与输出均方根值谱之间的关系如下

图6—16图6—17当前50页，总共94页。车轮与地面件相对动载幅频特性分于单质量系统，车轮与路面间的动载Fd有车身m2的惯性动量确定即

（三）相对动载:Fd与车轮作用与路面的静载G之比值.当前51页，总共94页。（四）悬架弹簧动挠度的频幅特性的分析:

悬架动挠度的复振幅因此的频率响应函数为

图6—18当前52页，总共94页。振幅特性图

图6-19当前53页，总共94页。(1)低频段,时,动挠度大致按斜率+2:1关系随频率变化.

(2)高频段,此时车身位移弹簧变形与路面输入趋于相等

fd对的振幅特性

图6—20

当前54页，总共94页。由图可知,随固有频率w0

下降,在共振与低频段均与w0成反比而提高.

共振时

当前55页，总共94页。（五）悬架系统固有频率f0与阻尼比的选择

:

降低固有频率f0可以明显减小车身加速度,这是改善平顺性的的一个基本措施.但随着f0降低,动挠度fd增大,[fd]也就必须与固有频率f0成正比相应增大.而限位行程[fd]受结构布置限制不能太大,所以降低f0是有限度的.

表6—5

当前56页，总共94页。一.运动方程与振型分析:

运动方程

无阻尼自由振动时,运动方程变为

第四节

车身与车轮双质量系统的振动图6—21

当前57页，总共94页。m2与m1的振动是相互耦合的.

若m1不动,则

若m2不动,则

当前58页，总共94页。在无阻尼自由振动时,设两个质量以同的圆频率w和相角作简谐振动,振幅为z10,z20则其解为

将上面的两个解代入微分方程组得

当前59页，总共94页。将代入,则

当前60页，总共94页。此方程组有非零解的条件是z10和z20的系数行列式为零,即

其根为

图6—22图—23

当前61页，总共94页。二．双质量系统的传递特性

1.双质量系统的频率响应函数

设

得z2——z1的频率响应函数

当前62页，总共94页。

z1——q的频率响应函数

式中

幅频特性

式中

其中，r=Kt/K为刚度比；u=m2/m1为质量比。

图6—24

当前63页，总共94页。1.车身与车轮双质量系统的传递特性

车身位移z2对路面位移q的频率响应函数为

z2—q的幅频特性的两个环节幅频特性相乘

图6—25当前64页，总共94页。三．车身加速度，悬架弹簧动挠度和车轮 相对动载的幅频特性

(一）车身加速度的幅频特性

当前65页，总共94页。（二）相对动载的幅频特性

车轮动载

车轮静载

当前66页，总共94页。Fd/G对q的频率响应函数

幅频特性

图6—27

当前67页，总共94页。（三）悬架动挠度的幅频特性

的频率响应函数为

幅频特性当前68页，总共94页。图6—2人体坐姿受振模型当前69页，总共94页。图6—3各轴向频率加权函数当前70页，总共94页。表6—2Lgw和aw与人的主观感觉之间的关系当前71页，总共94页。表6—3路面不平度8级分类标准当前72页，总共94页。图6—4路面纵断面曲线当前73页，总共94页。图6—5路面不平度分级图当前74页，总共94页。图6—6不同车速下，时间频率与空间频率的关系当前75页，总共94页。图6—7空间和时间频率谱度的关系在某一空间频率n下，空间频率功率谱密度所相应的时间频率功率谱密度与