第六章 汽车的平顺性

第六章汽车平顺性输入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行驶安全性汽车平顺性：指汽车抵抗路面不平度引起的汽车振动的能力，频率范围为0.5~25Hz。汽车平顺性可由路面-汽车-人系统框架图来分析输出车身传至人体的加速度悬架弹簧动挠度车轮与路面之间的动载第一节人体对振动的反应和平顺性的评价平顺性的评价标准评价标准ISO2631-1:1997(E)《人体承受全身振动评价——第一部分：一般要求》GB/T4970-1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》所考虑的振动ISO2631-1规定，舒适性评价时，考虑座椅支承处的3个线振动和3个角振动，靠背和脚支承处各3个线振动，共12个轴向振动。健康影响评价时，仅考虑座椅支承处的3个线振动xs、ys、zs。1、轴加权系数对不同方向振动，人体敏感度不一样。该标准用轴加权系数描述这种敏感度。2、频率加权系数对不同频率的振动，人体敏感度也不一样。例如，人体内脏在椅面z向振动4-8Hz发生共振，8-12.5Hz对脊椎影响大。椅面水平振动敏感范围在0.5-2Hz。标准用频率加权函数w描述这种敏感度。平顺性名词解释(1)第一节人体对振动的反应和平顺性的评价人体坐姿受振模型共3个输入点、12个方向的振动第一节人体对振动的反应和平顺性的评价椅面x,y向和靠背y向：椅面z向：靠背x向：频率加权系数第一节人体对振动的反应和平顺性的评价频率加权滤波网络aw(t)a(t)3、均方根值a(t)是测试的加速度时间信号。4、加权均方根值aw(t)是通过频率加权函数滤波网络后得到的加速度时间信号。频率加权函数见p172。TdttaTa02)(1TwwdttaTa02)(1平顺性名词解释(2)第一节人体对振动的反应和平顺性的评价1、按加速度加权均方根值评价。样本时间T一般取120s。2、同时考虑3个方向3轴向xs、ys、zs振动的总加权加速度均方根值为：222)4.1()4.1(zwywxwvaaaa平顺性评价方法第一节人体对振动的反应和平顺性的评价平顺性指标和人的感觉间的关系第一节人体对振动的反应和平顺性的评价waawL表6-2和与人的主观感觉之间的关系加权加速度均方根植加权振级人的主观感觉〈0.315110没有不舒适0.315~0.63110~116有一些不舒适0.5~1.0114~120相当不舒适0.8~1.6118~124不舒适1.25~2.5112~128很不舒适〉2.0126极不舒适waawL第二节路面不平度的统计特征路面不平度的功率谱密度1.x(t)功率谱密度Gx(f)的意义Gx(f)表示x(t)的平均功率E[x2(t)]在频率域的分布。2.路面不平度q(I)的功率谱密度Gq(n)的意义Gq(n)表示路面不平度q2(I)的平均值E[q2(I)]的空间频率分布。第二节路面不平度的统计特征3.路面不平度的功率谱密度wqqnnnGnG00)()(式中n—空间频率，m-1n0—0.1m-1Gq(n0)—路面不平度系数(m2/m-1)w—频率指数，一般取为2第二节路面不平度的统计特征第二节路面不平度的统计特征第二节路面不平度的统计特征路面空间频率谱密度化为时间谱密度1.空间频率与时间频率的关系f=un这里n是空间频率(每米波长数)。u是车速(m/s)，f是时间频率(Hz,每秒波长数)。2.路面时间谱密度与空间频率谱密度的关系)(1)(nGufGqq第二节路面不平度的统计特征2200)()(funnGfGqqunnGfGqq2002)(4)(上式可化为还可得到22004)(16)(funnGfGqq第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动当，并忽略轮胎阻尼后，汽车立体模型可简化为平面模型。车身质量有垂直、俯仰、侧倾3个自由度，4个车轮质量有4个垂直自由度，整车共7个自由度。IyIx2c2r2f2mmmm0r2f2bmam2r22f222bmammIyy1）总质量保持不变2）质心位置不变3）转动惯量保持不变abmmbLmmaLmmyyy222c222r222f1简化前后应满足以下三个条件解得令—悬挂质量分配系数。aby2第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动汽车单自由度振动模型第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动汽车单自由度振动方程（1）0)()(2qzKqzCzmKqqCKzzCzm2qmKqmCzmKzmCz22220220zznz令2n=C/m2，20=K/m2，齐次方程变为第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动汽车单自由度振动模型0称为系统固有圆频率，定义阻尼比方程的解为KmCn2022/)sin()(220tnAetznt第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动单自由度自由振动衰减曲线第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动复振动ReImtZ=AejwtjwtAcostAsint第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动欧拉公式：Z=Aejt=A(cost+jsint)复数的标准形式为Z=a+jb式中：a=Acostb=AsintZ称为复振动，模为A=幅角argZ=arctg(b/a)=t实部=a=Acost虚部=b=Asint。复振动的实部或虚部都代表振动。事先约定一个即可。第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动对简谐振动，对应的复数形式为Z=Aej（t+）Z=Aej（t+）=Aejejt=ejt式中：=Aej为复振动Z的复振幅。A~第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动频率响应设系统的输入是F0ej(wt+),输出Xej(wt+)系统的频率响应定义是：H()=输出复振动/输入复振动===输出复振幅/输入复振幅注意X,F,,都是频率的函数。tjjtjjeeFeXe0/)(00/jjjeFXeFXe第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动频率响应函数的特点(1)描述了定常线性系统（动态特性）。是频率的复函数。(2)系统所固有。(3)具有不同的形式，位移/力，速度/力，应变/位移，电压/加速等。(4)和输入输出的位置、方向等有关。(5)可通过理论计算或方便地通过测试得到。第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动频率响应函数的物理意义频率响应函数的模=幅频特性=|输出复振动/输入复振动|=|输出复振幅/输入复振幅|=输出实振幅/输入实振幅)(00/)(jjjeFXeFXeH输入实振幅输出实振幅0)(FXH频率响应函数的幅角=-=输出与输入的相位差）的实部的虚部)()((HHarctg即第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动频响函数的测试第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动汽车单质量系统频响函数的推导令输入复振动为tjeqtq)(10jeqqtjeztz)(20jezz式中复振幅式中复振幅KqqCKzzCzm2tjtjtjtjtjeqKeqCjezKezCjezm22)()(22KCjqKCjmz第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动令)(,/200mKKmC22代入上式，得jjHqz2121)(2KCjmKCjqzHqz22)(第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动汽车单质量系统幅频特性上式模（幅频特性）为22222)1(21)(）（）（qzH（1）在00.75的低频段，既不减振也不增振。阻尼比影响不大。（2）在0.75的共振段，出现峰值，阻尼比大时峰值低。将输入位移放大（增振）。（3）在=的高频段，=时=1。时，1。对输入位移起衰减作用（减振）。阻尼比较小时衰减更多。1)(qzHqzH)(qzH)(22qzH)(22第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:120单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性25.05.0双轴汽车平顺性模型第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动平顺性分析的振动响应量有3种：1、车身振动加速度2、悬架动挠度（涉及限位行程、悬架击穿）3、车轮与路面间的动载荷平顺性分析的振动响应量第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动单质量系统对路面随机输入的响应对单自由度系统，输出功率谱=幅频特性的平方输入功率谱，即)()()(2fGfHfGqqxx式中，x表示输出，可以是车身加速度、悬架动挠度fd、车轮与路面间的动载荷Fd。方差2=均方值--均值2。在振动均值为0时，方差2=均方值=z020)()()(dffGfHdffGqqxx第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动车身加速度功率谱密度函数车身加速度功率谱密度函数用于：a.了解振动加速度功率频谱的分布。b.求加速度均方根值或加权均方根值评价汽车平顺性。0)(dffGzz第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动从上式：车身加速度功率谱密度函数为车身加速度均方根谱式中路面速度均方根谱来自=常量（白噪声）)()()(2fGfHfGqqxx)()()()()(22fGfHfGfHfGqqzqqzz)()()(fGfHfGqqzzunnGfGqq200)(2)(第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动qztjtjqzHqzqzeqezqzH)()()(车身加速度)(2'''路面不平度速度复振动复振动式中22222)1(21)(）（）（qzH第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动当=1时，前式变为202204112(21)(0））（qzHqz（共振峰值）显然固有频率越低，峰值越低。此外，低频段阻尼比越大，越小。高频段阻尼比越大，越大。二者效果相反，须折衷。qzH)(qzH)(第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动车身加速度均方根为0)(dffGzz结论：1）固有频率越低，越小。即悬架越软平顺性越好。但固有频率不可太低。否则悬架动挠度太大，并会导致乘客晕车。2）阻尼有一最佳值，在0.2-0.4之间。mk/0z第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动车轮与路面间相对动载荷幅频特性对单质量系统zmFd2它与簧载荷重量G的比值称为相对动载荷gzgmzmGzmGFd222这和车身振动加速度基本一样，只差一常数g。故可用同样公式求均方根值（标准差），求离地概率。第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动悬架弹簧动挠度的幅频特性悬架弹簧动挠度复振幅为，故频响函数qzfd1)(qzqqzHqfd把频响函数jjHqz2121)(2代入上式，得jqfHdqfd21)(22幅频特性为22242)1()(）（qfHdqdf第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动1、固有频率越低，车身振动加速度均方根值越低，平顺性越好。但固有频率太低，会导致汽车载荷变化时车身高度变化过大、悬架“击穿”和乘员晕车；2、汽车悬架阻尼比不能过大或过小，有一最佳值，在0.2和0.4之间。平顺性和固有频率、阻尼比的关系第三节汽车振动系统