基于ANSYS的多自由度汽車振動分析

1、 沈陽航空航天大學畢業(yè)設計（論文）目 錄1 緒論11.1課題研究的背景和意義11.1.1汽車振動研究的背景和意義11.1.2汽車振動研究的主要問題21.2 國內(nèi)外汽車振動建模與仿真研究現(xiàn)狀41.2.1 面向結(jié)構(gòu)和面向參數(shù)的方法比較41.2.2 汽車常用動力學模型介紹41.2.3 國內(nèi)汽車振動的研究121.3 ANSYS軟件介紹132 路面激勵142.1引言142.2路面不平度的統(tǒng)計特性142.2.1 路面不平度的功率譜密度142.2.2 空間功率譜譜密度與時間頻率的關(guān)系162.3 路面激勵的生成172.4 路面對四輪汽車的輸入功率譜密度182.5車輛振動的評價方法192.6隨機輸入平順性評價指

2、標193 ANSYS軟件下汽車振動分析233.1 汽車模型的建立233.1.1汽車模型的選擇233.1.2 ANSYS中建立汽車模型233.2模態(tài)分析273.2.1模態(tài)分析簡介273.2.1 模態(tài)分析步驟283.2.3模態(tài)分析結(jié)果293.2功率譜密度分析（PSD分析）313.2.1 ANSYS譜分析簡介313.2.2 ANSYS功率譜密度分析（PSD）步驟313.3模態(tài)合并353.4查看結(jié)果364 結(jié)果分析404.1路面等級對振動的影響404.2車速對振動的影響434.3懸架參數(shù)對振動的影響465 車架柔性時的響應譜515.1模型建立515.2模態(tài)分析525.3功率譜密度分析555.4模態(tài)合并

3、555.4結(jié)果查看555.4車架剛性和柔性對響應譜的影響55參考文獻56致謝58附 錄59V1 緒論汽車振動的分析研究是為了提高汽車平順性，汽車平順性是指汽車過程中能保證乘員不致因車身振動而引起不舒適和疲乏感覺，以及保持運載貨物完整無損的性能。汽車平順性的優(yōu)劣直接影響到乘員的舒適性和貨物的完整性，并制約著汽車動力性和經(jīng)濟性的發(fā)揮及零部件的使用壽命。隨著汽車日新月異的發(fā)展，汽車振動也被越來越加重視，體現(xiàn)著汽車技術(shù)的提高。1.1課題研究的背景和意義1.1.1汽車振動研究的背景和意義隨著生活水平的提高和生活節(jié)奏的加快，人們對汽車乘坐舒適性的要求越來越高，正朝著安全、舒適、環(huán)保、節(jié)能的方向前進，尤其是

4、汽車乘坐的舒適性更是人們追求高品質(zhì)生活的重要體現(xiàn)，汽車平順性是影響汽車乘坐舒適性的重要原因，而平順性的主要就是依靠汽車減振來保證，汽車振動日益成為汽車研發(fā)和性能提高的關(guān)鍵所在。對于汽車本身而言，由于各種性能相互影響，因此，作為汽車的性能指標之一的平順性也影響著其它性能的發(fā)揮。在過程中，如果平順性很差，強烈振動產(chǎn)生的沖擊會加速零部件的磨損，降低零部件的疲勞壽命。車輛的振動還是車內(nèi)噪聲的主要來源之一，汽車的強烈振動還會使車輪跳離地面，影響汽車的動力性、制動性以及操縱穩(wěn)定性。為了減小振動產(chǎn)生的沖擊，必須放慢車速，但卻使運輸效率降低。低速會使燃油燃燒不充分，而使燃油經(jīng)濟性變差，排放性也變差。對于駕駛員

5、而言，好的平順性能會讓人心情愉快，充分享受駕駛帶來的快樂。否則，汽車的不停顛簸，會使駕駛員疲憊，注意力不集中，易引發(fā)交通事故，造成人財損失。目前調(diào)查表明，60%以上的人乘車過程中有過難受、暈車甚至嘔吐的經(jīng)歷。汽車平順性的降低不僅使工作效率降低，還嚴重影響著人的身心健康，長期處于不舒適的振動環(huán)境中，不僅容易引起疲勞、心慌，還容易引發(fā)各種心臟疾病。良好的平順性會使長途貨車保持貨物的完整，會使長途客車的旅行者更加舒適，驅(qū)趕長途跋涉帶來的煩惱，會使農(nóng)用運輸車不因低級路面而影響勞作。其它行業(yè)由于用途的不同，對汽車平順性也提出了各自的要求。因此，研究平順性的意義重大，必須不斷增加研究深度，拓寬研究領(lǐng)域，滿

6、足不同行業(yè)的需求。因此，平順性優(yōu)劣直接影響到乘員的舒適性，并波及車輛動力性和經(jīng)濟性的發(fā)揮，是車輛在市場競爭中爭奪優(yōu)勢的一項重要性能指標。因而如何最大限度地降低汽車在過程中所產(chǎn)生的振動，甚至更進一步利用振動來為我所用，是一項十分有價值和意義的工作。隨著國民經(jīng)濟連續(xù)多年的高速發(fā)展，尤其是國家對基礎設施建設投入的逐年加大，使得載貨汽車的生產(chǎn)在近年來呈現(xiàn)了爆發(fā)式發(fā)展。而汽車由于具有運輸效率高、運輸成本低的特點，逐漸成為公路運輸?shù)膶檭?。我國的汽車市場從進入新世紀以來，取得了突飛猛進的發(fā)展，銷售業(yè)績基本上是一路走高，增長迅速。年均增長幅度高達70%左右，2008年的銷售量是2000年的銷售量的6.57倍，

7、汽車的生產(chǎn)與開發(fā)成為國內(nèi)載貨汽車生產(chǎn)廠家競爭的焦點。汽車的工作條件比較惡劣，的道路標準低、彎道和坡路多，車輛頻繁轉(zhuǎn)向與制動，并長期在滿載、振動與沖擊載荷下工作，座椅部位的振動水平是一般客車的9到16倍，更為嚴重的是大多數(shù)商用車駕駛員在這種環(huán)境中一天工作時間長，這給駕駛員帶來較大疲勞和危險。同時，平順性對車輛油耗和車體損傷也有重要影響。因此，提高載重車輛的平順性十分必要。但較有實力的汽車制造公司基本上都在歐洲和美國。如奔馳公司的汽車，2002年的產(chǎn)量約占世界總產(chǎn)量15.62%，遠遠超過其它競爭對手。瑞典的沃爾沃和斯堪尼亞正在力求在新產(chǎn)品開發(fā)方面縮短與奔馳公司產(chǎn)品的距離，以此來提高自己產(chǎn)品的市場占

8、有份額。目前，我國擁有汽車制造汽車廠家超過10家，如中國第一汽車集團公司、重慶汽車集團公司、中國東風汽車集團公司、陜西汽車集團公司、北汽福田公司等，各廠家都有自己的特點和能力，但差距各異。所以提高汽車平順性已經(jīng)成為了必然的趨勢。1.1.2汽車振動研究的主要問題在了解了汽車振動的危害之后，就需要人們研究振動問題，掌握振動機理，消除振動帶來的不利影響，利用振動規(guī)律指導汽車的研發(fā)。汽車振動所要研究的問題和一般機械振動所要研究的問題一樣，主要涉及以下幾個方面：振動隔離：在振動源不可能完全消除的情況下，研究如何減小振動對結(jié)構(gòu)的影響。如汽車懸架的設計就是為了減小汽車在不平路面上行駛時傳給車身的振動。在線控

9、制：利用振動信號監(jiān)測設備工作狀況，診斷故障。如對發(fā)動機故障及進行的振動監(jiān)測和診斷。工具開發(fā)：利用振動原理，研究和開發(fā)新型的振動源和振動工具。如地下鉆孔機利用振動來松動土層，減少阻力，提高鉆孔效率。動態(tài)性能分析：對機器的動態(tài)性能進行分析，如汽車的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性等進行振動分析。同時研究機器和結(jié)構(gòu)件的疲勞壽命、動強度等問題。模態(tài)分析：振動中模態(tài)分析的理論和實驗的研究。振動系統(tǒng) 輸入激勵輸出響應 圖1.1 振動系統(tǒng)框圖對于一般的振動問題，可以用圖1.1所示的框圖來說明。圖中的“振動系統(tǒng)”是指所研究的振動對象，例如，汽車、各種機器或機床、工程結(jié)構(gòu)或某些零部件等，從振動理論來分析，“振系”是表示研

10、究對象的振動特性?！拜斎搿被颉凹睢笔潜硎境跏几蓴_和激振力等外界因素對系統(tǒng)的作用?！拜敵觥被颉绊憫笔潜硎鞠到y(tǒng)在輸入或外激勵作用下所產(chǎn)生的動態(tài)響應。根據(jù)圖1.1，可以把振動問題分為以下三類：振動分析：已知激勵和系統(tǒng)特性，求系統(tǒng)的響應。如已知路面條件和車輛結(jié)構(gòu)，求駕駛員受到的振動。振動環(huán)境預測：已知系統(tǒng)特性和振動響應，反推系統(tǒng)的激勵。預測的結(jié)果可以作為以后振動設計的激勵。系統(tǒng)識別：已知激勵和系統(tǒng)的響應，確定系統(tǒng)的特性。這類問題往往用模態(tài)實驗的方法，識別出系統(tǒng)，以建立振動模型或檢驗已有的理論模型。這類問題中，如對振系有所了解，稱為灰箱問題；如對系統(tǒng)一點也不了解，稱為黑箱問題。1.2 國內(nèi)外汽車振動

11、建模與仿真研究現(xiàn)狀1.2.1 面向結(jié)構(gòu)和面向參數(shù)的方法比較20世紀50年代后，仿真技術(shù)開始發(fā)展，并被逐漸引入到汽車振動研究領(lǐng)域。20世紀70年代，汽車動態(tài)仿真技術(shù)已在國外得到普及，產(chǎn)生了不同復雜程度的汽車型。汽車動態(tài)仿真的方法可以分為兩大類：多體參數(shù)法和集中參數(shù)法。但是無應用哪一種方法進行汽車平順性分析，都必須建立合理而正確的汽車振動的力模型。多體參數(shù)法，是面向結(jié)構(gòu)的方法，需要給定各部件的詳細特征，將汽車的每一件看作剛體或彈性體，通過各種約束連接建立汽車結(jié)構(gòu)系統(tǒng)振動的拓撲結(jié)構(gòu)，然后相應的商業(yè)化軟件，如ADAMS、DADS等進行仿真。商業(yè)化的多體參數(shù)法的軟件需要使用者有很高的專業(yè)水平，同時，應用

12、軟件建的汽車模型一般自由度很多，有些參數(shù)難以得到，所以不能從整體上保證系統(tǒng)的準性。而且，復雜的模型在計算機上求解時間長，且一旦模型出錯，很難準確查找問題。集中參數(shù)法，是面向參數(shù)的方法，不必考慮汽車的具體結(jié)構(gòu)，只要根據(jù)汽車振動分析需要給出描述汽車零部件結(jié)構(gòu)的質(zhì)量、剛度和阻尼參數(shù)，即可進行汽車平順性的分析。因此，應用集中參數(shù)法建立汽車結(jié)構(gòu)系統(tǒng)振動的力學模型，方法簡單。在汽車設計初期，由于不能完全得到汽車結(jié)構(gòu)，應用集中參數(shù)法建立汽車結(jié)構(gòu)系統(tǒng)振動的力學模型，對汽車平順性的預測與分析是非常有效的。1.2.2 汽車常用動力學模型介紹在動力學模型的選擇方面，經(jīng)常使用的基于集中參數(shù)法的汽車結(jié)構(gòu)系統(tǒng)振動的力學模

13、型可分為三類：單自由度汽車模型、2自由度汽車模型和多自由汽車模型。（1）單自由度汽車模型單自由度汽車模型認為汽車前后軸上方車身部分的集中質(zhì)量的運動是相互獨立的，只考慮垂直振動。分析車身垂直振動最簡單的模型是單質(zhì)量系統(tǒng)力學模型，這種模型旨在將注意力放在懸架設計上，在汽車主動和半主動懸架研究與設計中得到大量應用。雙質(zhì)量系統(tǒng)力學模型考慮了輪胎彈性和質(zhì)量，能夠反映車輪高頻振動時的動態(tài)特性，更接近汽車振動的實際情況，這種模型在汽車的安全性及車輪對路面的損傷研究方面，能夠反映懸架與路面損傷兩者之間的關(guān)系?？紤]了人體和座椅的三自由度系統(tǒng)力學模型，不僅可以考慮車輪載荷與安全性的關(guān)系，還可以考慮人體加速度與振動

14、舒適性的關(guān)系。 圖1.2 單自由度汽車模型 上圖是分析車身振動的單質(zhì)量系統(tǒng)模型，它由車身質(zhì)量m2和彈簧剛度K、減震器阻尼系數(shù)為C的懸架組成。q是輸入的路面不平度函數(shù)。車身垂直位移坐標z的原點取在靜力平衡位置，根據(jù)牛頓第二定律，得到描敘系統(tǒng)運動的微分方程為 此方程的解是由自由振動齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。令 則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有圓頻率，而阻尼對運動的影響取決于和的比值，稱為阻尼比 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比的數(shù)值通常在0.25左右，屬于小阻尼，此時微分方程的解為 這個解說明，有阻尼自由振動時，質(zhì)量以有阻尼固有頻率振動，其振幅按衰減，如圖1.3所示。 圖1.3 單自由度系統(tǒng)振幅（2

15、）2自由度汽車模型 圖1.4 2自由度汽車模型兩個自由度振動系統(tǒng)模型如圖1.4，這個系統(tǒng)除了具有上節(jié)討論過的車身部分的動態(tài)特性外，還能反映車輪部分在10-15Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性，它對平順性和車輪的接地性有較大影響，更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實際情況。圖中，為懸掛質(zhì)量(車身質(zhì)量)；為非懸抹質(zhì)量(車輪質(zhì)量)；為懸掛剛度；為阻尼器阻力系數(shù)；為輪胎剛度。車輪與車身垂直位移坐標為、，坐標原點選在各自的平衡位置，其運動方程為 由運動方程可以看出，與的振動是相互耦合的。若不動（=0），則得 這相當于只有車身質(zhì)量的單自由度無阻尼自由振動，其固有圓頻率為。同樣，若不動，相當于車輪質(zhì)量做無阻尼自由振動，則

16、可得 車輪部分固有圓頻率 與是雙質(zhì)量系統(tǒng)只有單獨一個質(zhì)量振動時的部分頻率。在無阻尼自由振動時，設兩個質(zhì)量以相同的圓頻率和相角作簡諧振動，振幅為和，則其解為 將上面兩個解代入微分方程組得 將、代入式和式，可得 此方程組有非零解的條件是和的系數(shù)行列式為零，即 或 上式稱為系統(tǒng)的頻率方程或特征方程，它的兩個根為雙質(zhì)量系統(tǒng)的主頻率和的平方 （3）4自由度汽車模型圖1.5 四自由度汽車模型兩自由度的懸架系統(tǒng)振動模型是在假定前后懸架的振動相互獨立的條件下簡化而得到的。它忽略了前后懸架振動的相互影響，實際上是忽略了汽車行駛中的俯仰振動，即縱向角振動。而汽車在比較差的路面上行駛時，俯仰振動是相當劇烈而不容忽視

17、的。若必須考慮汽車縱向角振動時懸架對車身激振影響就必須至少將汽車振動系統(tǒng)簡化為如圖所示的一個四自由度平面振動模型。在這個振動模型中，要求車輛相對于縱垂面完全對稱，并且左右車輪下的路面不平度完全一樣，則認為車輛是在縱垂面上振動。把車身簡化為質(zhì)量為m,繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量為覺得平面剛體；把前后車軸（包括輪胎）的質(zhì)量簡化為二個質(zhì)量點m1,m2;前后懸架剛度為左右兩側(cè)剛度之和用k1,k2表示，而前后懸架減震器的阻尼系數(shù)為左右兩側(cè)之和用c1,c2表示：kt1和kt2為輪胎剛度，ct1,ct2為輪胎阻尼，它們也為兩側(cè)之和。 為了研究懸架與車身連接點處懸架振動對車身的激勵，必須首先列出整個振系的振動微分方程組。

18、為此根據(jù)分析動力學中的粘滯阻尼力的拉格朗日方程： 式中：T振動系統(tǒng)的總動能； U振動系統(tǒng)的總位能； R振動系統(tǒng)的總耗散函數(shù)；對四自由度平面振動模型其總動能為： 總位能為： 總耗散能為： 將三式代入拉格朗日方程求出系統(tǒng)振動的微分方程組整理成矩形式為： 其中： 式中的M、C、K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，、分別為輪胎的剛度矩陣和阻尼矩陣。對式兩邊取拉普拉斯變換： 得到傳遞函數(shù)為： 以jw代替上式中的s算子就可得到振動系統(tǒng)的頻率響應函數(shù)矩陣： 頻率響應函數(shù)矩陣由頻響函數(shù)矩陣組成：其中是車身垂直振動對前輪激勵的頻率響應函數(shù)，是車身垂直振動對后輪激勵的頻響函數(shù)；、分別為車身俯仰振動對前后輪

19、激勵的頻響函數(shù)；、分別為前軸振動對前后輪激勵響應；、分別為后軸振動對前后輪激勵的響應在自由度比較多的情況下各頻響函數(shù)的表達式十分復雜，但利用現(xiàn)代的計算技術(shù)進行計算卻十分方便。（4）空間整車模型由于左右車輪對汽車的真實激勵并不完全相同，而是具有一定的相關(guān)性，使得汽車產(chǎn)生了側(cè)傾振動。因此，空間整車模型的基本特征是，同時考慮了汽車車身的垂直、俯仰和側(cè)傾運動，更能全面描述汽車的整體振動特性。國外學者也用空間整車力學模型進行過汽車平順性和操縱穩(wěn)定性研究。圖1.6 空間整車模型1.2.3 國內(nèi)汽車振動的研究從七十年代后期以來，隨著隨機振動理論、概率論、電子計算機技術(shù)在汽車行業(yè)中普及應用，以及一些先進試驗測

20、試設備、儀器的引進，我國汽車振動的實驗研究工作有了突飛猛進的進展。許多研究所高等院校的研究人員付出了許多勞動，開展了大量的基礎研究工作，制定了一系列近代的試驗評價方法。例如八十年代初，長春汽車研究所、清華大學等首先采用ISO2631“人體暴露在全振動環(huán)境下的評價指南”國際標準進行汽車在實際道路上平順性的評價研究。這套標準主要強調(diào)平順性的不僅與真懂得強度有關(guān)，而且與振動的頻率和方向有關(guān)。再例如應用數(shù)學統(tǒng)計方法成功地設計出了汽車試驗跑道。不少研究成果已應用到平順性的評價與改進工作中，對我國汽車新產(chǎn)品的開展與老產(chǎn)品的改進起到了重要作用，大大縮短了我國汽車技術(shù)水平在這一領(lǐng)域與國際先進水平的差距。八十年

21、代初，有關(guān)減輕振動改進汽車平順性的研究工作也取得了相當?shù)倪M展，如汽車結(jié)構(gòu)動力學模型及平順性計算機模擬的研究，汽車座椅振動特性及其改進的研究，汽車懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與改進方面的研究?；幸恍┭芯砍晒航?jīng)應用到了產(chǎn)品中，使汽車平順性提到了改善。八十年代對汽車座椅的試驗分析工作中，說明座椅是影響汽車平順性的重要因素。清華大學、長春汽車研究所進行了許多有關(guān)座椅傳遞特性、人椅系統(tǒng)動態(tài)參數(shù)識別、座椅特性與汽車底盤振動特性的合理匹配等方面的研究。1994年重慶大學徐中明等對汽車座椅系統(tǒng)的動力分析進行了研究。1996年吉林工業(yè)大學林逸等對汽車座椅計算機輔助設計方法進行了廣泛的探討研究，該文通過建立7個自由度汽

22、車動力學模型，對汽車座椅平順性進行了仿真計算，并對座椅剛度、阻尼進行了優(yōu)化，提出了汽車座椅參數(shù)化繪圖軟件的開發(fā)方法。1.3 ANSYS軟件介紹ANSYS軟件是融結(jié)構(gòu)、流體、電場、磁場、聲場分析于一體的大型通用有限元分析軟件。由世界上最大的有限元分析軟件公司之一的美國ANSYS開發(fā)，它能與多數(shù)CAD軟件接口，實現(xiàn)數(shù)據(jù)的共享和交換，如Pro/Engineer, NASTRAN, Alogor, IDEAS, AutoCAD等， 是現(xiàn)代產(chǎn)品設計中的高級CAE工具之一。ANSYS有限元軟件包是一個多用途的有限元法計算機設計程序，可以用來求解結(jié)構(gòu)、流體、電力、電磁場及碰撞等問題。因此它可應用于以下工業(yè)領(lǐng)

23、域： 航空航天、汽車工業(yè)、生物醫(yī)學、橋梁、建筑、電子產(chǎn)品、重型機械、微機電系統(tǒng)、運動器械等。軟件主要包括三個部分：前處理模塊，分析計算模塊和后處理模塊。前處理模塊提供了一個強大的實體建模及網(wǎng)格劃分工具，用戶可以方便地構(gòu)造有限元模型；分析計算模塊包括結(jié)構(gòu)分析（可進行線性分析、非線性分析和高度非線性分析）、流體動力學分析、電磁場分析、聲場分析、壓電分析以及多物理場的耦合分析，可模擬多種物理介質(zhì)的相互作用，具有靈敏度分析及優(yōu)化分析能力；后處理模塊可將計算結(jié)果以彩色等值線顯示、梯度顯示、矢量顯示、粒子流跡顯示、立體切片顯示、透明及半透明顯示（可看到結(jié)構(gòu)內(nèi)部）等圖形方式顯示出來，也可將計算結(jié)果以圖表、曲

24、線形式顯示或輸出。軟件提供了100種以上的單元類型，用來模擬工程中的各種結(jié)構(gòu)和材料。該軟件有多種不同版本，可以運行在從個人機到大型機的多種計算機設備上。2 路面激勵2.1引言在進行平順性分析時必須對引起汽車振動的振源進行分析。引起汽車振動的振源主要有路面不平度激勵、發(fā)動機激勵、輪胎激勵等，其中路面不平度激勵是影響汽車平順性的最主要激勵，因此研究汽車平順性必須研究路面。路面輸入激勵一般分為兩類：隨機輸入激勵和脈沖輸入激勵。隨機輸入激勵是指路面長度方向上的連續(xù)激勵，如粗糙不平的路面等，它是現(xiàn)代公路的主要形式；脈沖輸入激勵是指在較短時間內(nèi)的離散事件，并且有較強的強度，如平坦道路上明顯的凸包或凹坑等。

25、2.2路面不平度的統(tǒng)計特性2.2.1 路面不平度的功率譜密度通常把路面相對基準平面的高度，沿道路走向長度的變化，稱為路面縱斷面曲線或不平度函數(shù)，如圖所示。在測量不平度時，可以用水準儀或?qū)ｉT的路面計來得到路面縱斷面上的不平度值。測量得到的大量路面不平度隨機數(shù)據(jù)，通常在計算機上進行處理，得到路面不平度的功率譜密度或方差等統(tǒng)計特性。作為車輛振動輸入的路面不平度，主要采用路面功率譜密度描述其統(tǒng)計特性。這反映在1984年國際標準化組織在文件ISO/TC 108/SCN67中提出的“路面不平度表示方法草案”標準之中，兩個文件均建議路面功率譜密度用下式作為擬合表達式 式中，為空間頻率（），它是波長的倒數(shù)，表

26、示每米長度中包括幾個波長；為參考空間頻率，；為參考空間頻率下的路面功率譜密度值，為路面不平度系數(shù)，單位為；為頻率指數(shù)，為雙對數(shù)坐標上斜線的斜率，它決定路面功率譜密度的頻率結(jié)構(gòu)。式在雙對數(shù)坐標上為一斜線，對實測路面功率譜密度擬合時，為了減少誤差，在不同空間頻率范圍可以選用不同的擬合系數(shù)進行分段擬合，但不應超過4段。上述兩個文件還提出了按路面功率譜密度把路面的不平程度分為8級。表規(guī)定了各級路面不平度系數(shù)的幾何平均值，分級路面譜的頻率指數(shù)，表上還同時列出了范圍路面不平度相應的均方根值的幾何平均值。表2.1 路面不平度8級分類標準路面等級幾何平均值幾何平均值A163.81B647.61C25615.2

27、3D102430.45E409660.90F16384121.80G65536243.61H262144487.22由圖可以看出，路面功率譜密度隨空間頻率的提高或波長的減小而變小。當=2時，與成正比，是不平度幅值的均方值譜密度，故又與不平度幅值的平方成正比，所以不平度幅值大致與波長成正比。圖上陰影面積為原聯(lián)邦德國1983年公路路面譜分布范圍，可以看出主要集中在A級，部分延伸到B、C級之內(nèi)。據(jù)統(tǒng)計，我國高等級公路路面鋪也基本在A、B、C三級之內(nèi)，只是B、C級路面占的比重比較大。2.2.2 空間功率譜譜密度與時間頻率的關(guān)系對汽車振動系統(tǒng)的輸入除了路面不平度，還要考慮車速這個因素。根據(jù)車速，將空間頻

28、率功率譜密度換算為時間頻率功率譜密度。當汽車以一定車速駛過空間頻率的路面不平度時輸入的時間頻率是與的乘積， 式（）關(guān)系表示在圖 上，時間頻率帶寬與相應空間空間頻率帶寬的關(guān)系為 可以看出，當空間頻率或帶寬一定時，時間頻率與帶寬隨車速成正比變化。功率譜密度的定義是單位頻帶內(nèi)的“功率”（均方值），故空間頻率功率譜密度可以表示為 式中，為路面功率譜密度在頻帶內(nèi)包含的“功率”。在某一車速下，與空間頻帶相應的時間頻帶內(nèi)所包含的不平度垂直位移的諧量成分相同，其“功率”仍為，因此換算的時間頻率功率譜密度可表示為 將式、式代入上式，得到與的換算式 易得 2.3 路面激勵的生成根據(jù)某一等級路面不平度系數(shù)的取值，根

29、據(jù)上面的理論可計算出一定時間頻率范圍內(nèi)的路面不平度功率譜密度、數(shù)據(jù),而用ANSYS軟件進行PSD（功率譜密度分析）只要輸入對應時間頻率和路面功率譜密度的值即可。常用車速下路面激勵的頻率范圍是0.3328.3，對于車輛平順性只研究30以下的振動。由此擬合出各級路面上不同車速下的功率譜密度數(shù)據(jù)。由上節(jié)計算可知，速度功率譜密度值為一常數(shù)，故這里采用速度功率譜密度輸入可以簡化計算。 表2.2 各級路面對應車速的速度功率譜密度值路面等級車速速度功率譜密度值A級路面305.26407.01508.76B級路面302140285035C級路面3084.140112501402.4 路面對四輪汽車的輸入功率譜

30、密度 四輪汽車的示意圖，如圖所示，、表示左、右兩個輪跡的不平度，是路面長度坐標。、的自譜、互譜分別為、和。四個車輪所遇到的不平度函數(shù)用、和表示。兩個前輪遇到的不平度為、；后輪由于滯后距離L,所以、，L是汽車軸距。左右輪跡間的互譜可表示為 其中為、的互振幅譜，表示頻率區(qū)域的線性相關(guān)成度，為頻率分量間平均相位差或稱之為相位譜。如做以下假設：1）兩輪跡、的統(tǒng)計特征相同，即；2）相位譜。則 四輪輸入功率譜密度矩陣為其中，路面參考空間頻率取，為軸距，為左右輪跡相干函數(shù)的平方根，其變化規(guī)律因路面而異。由此得到兩輪輸入的功率譜密度矩陣為2.5車輛振動的評價方法車輛振動的評價主要考慮的就是汽車平順性，而平順性

31、的評價是一個極為復雜的過程，它包括人、車、路三個環(huán)節(jié)，其中人是最活躍的因素，當前對汽車平順性進行評價主要分兩類：主觀評價和客觀評價。主觀評價是人對汽車平順性最直接的評價方法。主觀評價方法主要是根據(jù)有一定經(jīng)驗的試車人員對汽車振動的直觀感受進行統(tǒng)計分析并對車輛進行評價。經(jīng)過對主觀評價的研究分析，設計人員根據(jù)經(jīng)驗可以簡單地改變?nèi)缙噾壹軈?shù)來提高汽車的平順性。但是，由于車輛的動態(tài)特性和人體對振動響應的復雜性，主觀評價只能是對汽車平順特性的一個比較模糊的描述。此外，由于人與人之間存在的差異，以及人體自身復雜的心理、生理特性，即使對同樣的汽車振動的感覺也會不一致，這樣，就會導致難以對汽車平順性進行定量、

32、準確的評價分析，因此需要專門評價人員進行。而客觀評價方法由于排除了人的個人差異，以具有量值的概念對汽車平順性進行評價，從而可以比較精確合理地評價、分析汽車的平順性。它主要考慮車輛的隔振性能，以機械振動的各個物理量（如振幅、頻率、加速度等）作為評價指標，通過測試傳遞到人體的振動量的大小，來確定影響人體舒適性的程度，以此來評價汽車的平順性，因此，這是一種較為合適的評價方法。國際標準ISO2631法用于評價振動得到多數(shù)人的認同，我國也參照該標準制定了相應的汽車振動評價方面的國家標準。2.6隨機輸入平順性評價指標如圖2-3所示ISO2631-1(1997)35標準規(guī)定在進行舒適性評價時，它除了考慮座椅

33、支撐面處輸入點3個方向的線振動，還考慮該點三個方向的角振動，以及座椅靠背和腳支撐面兩個輸入點各3個方向的線振動，共3個輸入12個軸向振動。此標準認為人體對不同頻率振動的敏感程度不同，不僅給出了各軸向0.580的頻率加權(quán)函數(shù)，又考慮不同輸入點、不同軸向的振動對人體影響的差異，還給出了各軸向振動的軸加權(quán)系數(shù)。圖 2.1 人體坐姿受振模型圖ISO2631-1(1997)標準規(guī)定，當振動波形峰值系數(shù)<9（峰值系數(shù)是加權(quán)加速度時間歷程的峰值與加權(quán)加速度均方根值的比值）時，用基本的評價方法加權(quán)加速度均方根值來評價振動對人體舒適和健康的影響。1.基本的評價方法用基本的評價方法來評價時，先計算各軸向加權(quán)

34、加速度均方根值。具體有兩種計算方法：1）對紀錄的加速度時間歷程，通過相應頻率加權(quán)函數(shù)w(f)的濾波網(wǎng)絡得到加權(quán)加速度時間歷程，按下式計算加權(quán)加速度均方根值。式中：T為振動的分析時間，取120s.其中頻率加權(quán)函數(shù)用下列的公式表示：；2） 對記錄的加速度時間歷程a ( t)進行頻譜分析得到功率譜密度函數(shù)Ga ( f)，按下式計算3） 當同時考慮椅面、這三個軸向振動時，三個軸向的總價全加速度均方根值按下式計算4） 有些“人體振動測量儀”采用加權(quán)振級，它與加權(quán)加速度均方根值換算，按下式進行式中，為參考加速度均方根值， 。表2.3給出了加權(quán)振級和加權(quán)加速度均方根值與人的主觀感覺之間的關(guān)系。 表2.3和與

35、人的主觀感覺之間的關(guān)系加權(quán)加速度均方根值加權(quán)振級人的主觀感覺< 0.315110沒有不舒適0.3150.63110116有一些不舒適0.51.0114120相當不舒適0.81.6118124不舒適1.252.5122128很不舒適> 2.0126極不舒適 2.輔助評價方法 當峰值系數(shù)大于9時，ISO26311：1997（E）標準規(guī)定用4次方和根值的方法來評價，它能更好地估計偶爾遇到過大的脈沖引起的高峰值系數(shù)振動對人體的影響，此時采用輔助評價方法振動劑量值為：VDV=3 ANSYS軟件下汽車振動分析3.1 汽車模型的建立 3.1.1汽車模型的選擇模型的選擇既要考慮到模型盡量簡化以減少

36、計算的復雜程度，又要考慮到模型與實際情況是否相符，要有一定貼切和相符性。此處我們主要通過ANSYS建模分析汽車振動的影響因素以提出合理的建議和改進措施；并不對平順性進行精確復雜的計算。故而經(jīng)過對比后，選擇單軌四自由度汽車模型為分析模型，此模型即考慮到了前后車輪的垂直振動，又考慮到了車身的俯仰振動和垂直振動。能夠滿足我們建模分析目的的需要。3.1.2 ANSYS中建立汽車模型ANSYS建立四自由度汽車模型主要分為以下幾步：定義單元類型：在這個模型中需要有三個單元類型，車架選擇為梁單元Beam3；懸架和輪胎為彈簧阻尼單元Combination14,并設置其為二維單元即設置其option參數(shù)K3為2

37、-D longitudinal；車身集中質(zhì)量和前后輪胎質(zhì)量為Mass21單元，并設置其為二維質(zhì)量單元，即設置其option參數(shù)K3為2-D w rot inert。如 圖3.1 定義質(zhì)量單元圖3.2 設置質(zhì)量單元為二維質(zhì)量定義是實常數(shù)：實常數(shù)是對上述各單元賦予準確的數(shù)值，對于梁單元有橫截面積AREA(cross-sectional area),轉(zhuǎn)動慣量IZZ(Area moment of inertia),高度HEIGHT(Total beam height)等參數(shù)需要給定；對于彈簧阻尼單元有剛度系數(shù)K(Spring constant),阻尼系數(shù)1CV1（ Damping coefficien

38、t）,阻尼系數(shù)2CV2(Nonlinear damping coeff)參數(shù)需要設置；對于質(zhì)量單元Mass21有質(zhì)量MASS(2-D mass),轉(zhuǎn)動慣量IZZ( Rotary inertia about Z)參數(shù)需要設置。模型所需要的各參數(shù)見表3.1。車身質(zhì)量前輪質(zhì)量后輪質(zhì)量轉(zhuǎn)動慣量車身質(zhì)心至前輪距離車身質(zhì)心至后輪距離前懸（）后懸（）前懸架剛度系數(shù)前懸架阻尼系數(shù)后懸架剛度系數(shù)后懸架阻尼系數(shù)前輪胎剛度系數(shù)前輪胎阻尼系數(shù)后輪胎剛度系數(shù)后輪胎阻尼系數(shù) 表3.1 CA1141四自由度模型參數(shù) 定義材料參數(shù)：單元材料所要定義的參數(shù)有彈性模量，泊松比，和密度。此模中主要征對的就是梁單元的材料參數(shù)，模型所

39、假設的為無質(zhì)量輕質(zhì)梁，故密（DENS）為0；彈性模量(EX)為2e11，泊松比（PRXY）為0.3。圖3.3 設置車身質(zhì)量單元實常數(shù)圖3.4 設置材料彈性模量和泊松比模型建立：此模型采用先創(chuàng)建節(jié)點，再依據(jù)節(jié)點生成各單元。 圖3.5 ansys中的四自由度汽車模型3.2模態(tài)分析3.2.1模態(tài)分析簡介模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動力特性一種近代方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程振動領(lǐng)域中的應用。模態(tài)是機械結(jié)構(gòu)的固有振動特性，每一個模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。這些模態(tài)參數(shù)可以由計算或試驗分析取得，這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態(tài)分析。這個分析過程如果是由有限元計算的方法取得的，則稱為計算模態(tài)分析；如果

40、通過試驗將采集的系統(tǒng)輸入與輸出信號經(jīng)過參數(shù)識別獲得模態(tài)參數(shù)，稱為試驗模態(tài)分析。通常，模態(tài)分析都是指試驗模態(tài)分析。振動模態(tài)是彈性結(jié)構(gòu)固有的、整體的特性。通過模態(tài)分析方法搞清楚了結(jié)構(gòu)物在某一易受影響的頻率范圍內(nèi)的各階主要模態(tài)的特性，就可以預言結(jié)構(gòu)在此頻段內(nèi)在外部或內(nèi)部各種振源作用下產(chǎn)生的實際振動響應。因此，模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動態(tài)設計及設備故障診斷的重要方法。在此模態(tài)分析是后面要進行的PSD(功率譜密度)分析的基礎。3.2.1 模態(tài)分析步驟 模態(tài)分析主要分為以下幾個步驟：（1）添加邊界條件：進行模態(tài)分析需要定義邊界條件，在此模型中，定義兩接地節(jié)點為全約束（DOF）；前后輪胎質(zhì)量單元只留有Y方向的自由度；

41、車身質(zhì)量單元只約束X方向的自由度。圖3.6 在四自由度模型上添加邊界條件（2）定義分析類型：在ansys main menu>solution>analysis type>new analysis中選擇分析類型為模態(tài)分析（modal）;并且在ansys main menu>solution>analysis type>analysis option中設置分析方法為分塊蘭索斯法（block lanczos）,分析的階數(shù)為10階。并在彈出的窗口中設置分析的頻率范圍為0-100Hz。 圖3.7 定義模態(tài)分析階數(shù)（3）模態(tài)求解：選擇ansys main menu&g

42、t;solution>solve>current Lsj進行模態(tài)求解。圖3.8 模態(tài)求解3.2.3模態(tài)分析結(jié)果在ansys main menu>general postproc中可以查看模態(tài)分析的結(jié)果。模態(tài)分析得到的各階固有頻率如表所示：表3.2 模態(tài)分析各階固有頻率階數(shù)一階二階三階四階頻率（f）1.88725.646810.48812.808 一階振型圖 二階振型圖 三階振型圖 四階振型圖 圖3.9 模態(tài)分析各階振型圖3.2功率譜密度分析（PSD分析）3.2.1 ANSYS譜分析簡介 譜分析是一種將模態(tài)分析結(jié)果和已知譜聯(lián)系起來的計算結(jié)構(gòu)響應的分析方法，主要用于確定結(jié)構(gòu)對隨機

43、載荷或隨時間變化載荷的動力響應。譜分析可分為時間-歷程分析和頻域的譜分析。時間-歷程譜分析主要應用瞬態(tài)動力學分析。譜分析可以代替費時的時間-歷程分析，主要用于確定結(jié)構(gòu)對隨機載荷或時間變化載荷（地震、風載、海洋波浪、噴氣發(fā)動機推力、火箭發(fā)動機振動等）的動力響應情況。 譜分析的主要應用包括核電站（建筑和部件），機載電子設備（飛機/導彈），宇宙飛船部件、飛機構(gòu)件，任何承受地震或其他不規(guī)則載荷的結(jié)構(gòu)或構(gòu)件，建筑框架和橋梁等。 ANSYS譜分析有3種類型，分別為：響應譜分析（SPRS OR MPRS）：ANSYS響應譜分為單點響應譜和多點響應譜，前者指在模型的一個點集（不局限于一個點）定義一條響應譜；后

44、者指在模型的多個點集定義多條響應譜。動力設計分析（DDAM）：動力分析設計是一種用于分析船舶裝備抗震性的技術(shù)。隨機振動分析（PSD）：隨機振動分析主要用于確定結(jié)構(gòu)在具有隨機性質(zhì)的載荷作用下的響應。與響應譜分析類似，隨機振動分析也可以是單點的或多點的。 在單點隨機振動分析時，要求在結(jié)構(gòu)的一個點集上指定一個PSD；在多點隨機振動分析時，則要求在模型的不同點集上指定不同的PSD。3.2.2 ANSYS功率譜密度分析（PSD）步驟在模態(tài)分析完成的基礎上，PSD分析的步驟為：定義分析類型：在anys main menu>solution>analysis type>new analys

45、is中選擇分析類型為譜分析（spctrum）,再在anys main menu>solution>analysis type>analysis options中選擇譜分析類型為隨機振動分析（或功率譜密度分析）。圖3.9 定義分析類型為PSD分析模型輸入：四自由度汽車模型的路面輸入是通過兩個接地節(jié)點輸入的，由之前的四輪汽車路面激勵功率譜密度輸入的推導可知，兩輪歷經(jīng)的路面激勵是相同的，但是其在時域中相差一個時間（軸距；：車速。），轉(zhuǎn)化到頻域中易知其相差一個相角；ansys中輸入的功率譜密度值前后輪是一樣的，但是前后輪的這種相關(guān)性可以通過ansys中PSDWAV的wavepropa

46、gation參數(shù)輸入車速即可。具體的輸入步驟如下：Ansys中功率譜密度值的輸入有三種型式，包括位移功率譜密度，速度功率譜密度，加速度功率譜密度的輸入；由前面的推導可知，此模型中路面的速度功率譜密度為一“白噪聲”（一個與無關(guān)的常量），故在此設置輸入的為速度功率譜密度。圖圖3.10 定義輸入的為速度功率譜密度設置完輸入為速度功率譜密度后，在anys main menu>solution>load step opts>spectrum>psd>psd vs freq中輸入所要加頻率速度功率譜密度的頻譜表。圖3.11 頻率-功率譜密度表下一步是將定義的頻譜激勵加到所建模

47、型的兩接地節(jié)點上，在anys main menu>solution>define loads>apply>structural>Spectrum>base psd excit>on nodes中選定模型中的接地節(jié)點。并且在隨后彈出的窗口中定義激勵方向為Y方向。圖3.12 設置輸入激勵方向 圖3.13 在接地節(jié)點施加激勵再就是定義前后節(jié)點輸入激勵的相關(guān)性，在ANSYS中可以等效為一個沿X軸傳播的無衰減的波，通過設置波速就可確定其相關(guān)性。具體為：在anys main menu>solution>correlation>traveling

48、wave中輸入波的傳播速度。 圖3.14 設置波傳播速度定義縮放系數(shù)，即將剛剛設置的波傳播關(guān)系運用于此模型的輸入。具體為：在anys main menu>solution>load step opts>spertum>psd>calculate pf中設置相關(guān)關(guān)系為wave propagation。之后在anys main menu>solution>load step opts>spertum>psd>calc controls中選擇輸出結(jié)果為絕對值。 圖3.15 設置輸出數(shù)據(jù)格式（3）模型求解：輸入和輸出設置完成后，就可以對模型進

49、行求解；在anys main menu>solution>solve>current ls中求解譜分析結(jié)果。 圖3.16 譜分析求解3.3模態(tài)合并譜分析中的模態(tài)合并是因為激勵譜其實是由一系列的激勵組合成的一個譜，里面的頻率不會是只有一個，而不同的激勵頻率對于結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的結(jié)果是不一樣的，對于結(jié)果的貢獻也是不一樣的，所以要選擇模態(tài)組合法對模態(tài)進行組合，得到最終的響應結(jié)果。模態(tài)合并分為三步；首先在ansys main menu>solution>analysis type>new analysis中選擇分析方法為譜分析sperum。其次在ansys main men

50、u>solution>load step opts>spectrum>psd>mode combine中設置significant threshold為0.005，合并模態(tài)階數(shù)為10。最后選擇ansys main menu>solution>solve>current ls進行模態(tài)求解。 圖3.17 模態(tài)合并參數(shù)設置3.4查看結(jié)果在ansys的post26后處理器中可以查看譜分析得到響應結(jié)果的譜值，并且以圖表曲線的形式呈現(xiàn)。具體的步驟如下:第一步：選取菜單路徑main menu>timhist postpro,進入時間相關(guān)后處理器（post

51、26），將會彈出spectrum usage(譜分析目的選擇)對話框，單擊對話框中的create response power spectral density(psd)(創(chuàng)建功率譜密度響應)。 圖3.18 進入post26否處理器第二步：選擇菜單路徑main menu>timehist postpro>store data,彈出store data from the results(從結(jié)果文件中存儲數(shù)據(jù))對話框，在對話框中的resolution of freq.vector(頻率向量分辨率)文本框中輸入“1”，然后確定。 圖3.19 設置頻率向量分辨率第三步：選取菜單路徑main

52、 menu>timehist postpro>define variable，彈出define time-history variable(定義時間-歷程變量)對話框。在對話框中單擊ADD按鈕，彈出add time-history variable(添加時間-歷程變量)對話框，在對話框中單擊“Nodal DOF result”單選按鈕，選擇節(jié)點自由度結(jié)果，然后單擊OK拾取節(jié)點3。在彈出的Define Nodal Data (定義節(jié)點數(shù)據(jù))定義對話框中：在User-specified label (用戶定義標簽)文本框中輸入“UY3”，在Data item (數(shù)據(jù)項目)列表框中依次選擇“DOF solution”和“Translation UY”。然后關(guān)閉對話框。圖3.20 定義查看結(jié)果為節(jié)點響應結(jié)果圖3.21 定義響應譜方向第四步：選取菜單路徑main menu>timehist postpro>calc resp psd,彈出calculate response psd(計算功率譜密度響應)對話框。在對話框中的Reference number of resulting variables (結(jié)果變量序號)文本框中輸入“3”，將Reference no. of variables to be oper