汽車?yán)碚?清華大學(xué) 余志生 第5版)第四部分

1、第六章 汽車的平順性第六章 汽車的平順性 本章將具體研究以下內(nèi)容：人體對振動的反應(yīng)和平本章將具體研究以下內(nèi)容：人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價；路面不平度的統(tǒng)計特性；汽車振動系統(tǒng)的順性的評價；路面不平度的統(tǒng)計特性；汽車振動系統(tǒng)的簡化，系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性和系統(tǒng)參數(shù)對振動響應(yīng)參數(shù)簡化，系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性和系統(tǒng)參數(shù)對振動響應(yīng)參數(shù)的影響；汽車平順性的測試等。的影響；汽車平順性的測試等。本章重點(diǎn)研究路面不平引起的汽車振動問題。本章重點(diǎn)研究路面不平引起的汽車振動問題。返回目錄返回目錄第六章 汽車的平順性 什么是汽車平順性？什么是汽車平順性？ 保持汽車在行駛過程中乘員所處的振動環(huán)境具保持汽車在行駛過程中乘員所

2、處的振動環(huán)境具有一定舒適程度和保持貨物完好的性能。有一定舒適程度和保持貨物完好的性能。 為什么要研究汽車的平順性？為什么要研究汽車的平順性？ 振動影響人的舒適性、工作效能、身體健康，振動影響人的舒適性、工作效能、身體健康，影響貨物的完整性以及零部件的性能和壽命。平順影響貨物的完整性以及零部件的性能和壽命。平順性研究的目的是有效控制汽車振動系統(tǒng)的動態(tài)特性。性研究的目的是有效控制汽車振動系統(tǒng)的動態(tài)特性。振動系統(tǒng)振動系統(tǒng)彈性元件彈性元件阻尼元件阻尼元件車身、車輪質(zhì)量車身、車輪質(zhì)量輸入輸入路面不平度路面不平度車速車速發(fā)動機(jī)、傳動系和車輪等旋發(fā)動機(jī)、傳動系和車輪等旋轉(zhuǎn)部件的非平衡干擾轉(zhuǎn)部件的非平衡干擾輸

3、出輸出車身傳至人體的加速度車身傳至人體的加速度懸架彈簧的動撓度懸架彈簧的動撓度車輪與路面間的動載荷車輪與路面間的動載荷評價指標(biāo)評價指標(biāo)加權(quán)加速度均方根值加權(quán)加速度均方根值撞擊懸架限位的概率撞擊懸架限位的概率行駛安全性行駛安全性 本章將圍繞人體對振動的反應(yīng)和平順性本章將圍繞人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價指標(biāo)、路面不平度的統(tǒng)計特性（振動的評價指標(biāo)、路面不平度的統(tǒng)計特性（振動系統(tǒng)的輸入）、振動系統(tǒng)的動力學(xué)分析、振系統(tǒng)的輸入）、振動系統(tǒng)的動力學(xué)分析、振動系統(tǒng)的輸出特性等內(nèi)容而展開。動系統(tǒng)的輸出特性等內(nèi)容而展開。第六章 汽車的平順性本章將本章將不考慮不考慮第一節(jié)人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價 本節(jié)將學(xué)習(xí)

4、人體對振動的反應(yīng)、人體坐本節(jié)將學(xué)習(xí)人體對振動的反應(yīng)、人體坐姿受振模型、平順性的評價方法等。姿受振模型、平順性的評價方法等。第六章 汽車的平順性返回目錄返回目錄一、人體對振動的反應(yīng)一、人體對振動的反應(yīng)人體對振動的反應(yīng)人體對振動的反應(yīng)垂直方向垂直方向412.5Hz水平方向水平方向0.52Hz人體最敏感人體最敏感傳至人體的振動加速度傳至人體的振動加速度人體對水平方向的振人體對水平方向的振動比垂直方向更敏感動比垂直方向更敏感心理心理生理生理思考：公交車和長途思考：公交車和長途客車在設(shè)計時對平順客車在設(shè)計時對平順性的要求有何不同？性的要求有何不同？客觀因素客觀因素主觀因素主觀因素第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動

5、的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價持續(xù)時間持續(xù)時間強(qiáng)度強(qiáng)度作用方向作用方向頻率頻率 1974年國際標(biāo)準(zhǔn)化組織制定了國際標(biāo)準(zhǔn)年國際標(biāo)準(zhǔn)化組織制定了國際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631：人人體承受全身振動評價指南體承受全身振動評價指南 1997年公布了年公布了ISO26311：人體承受全身振動評價人體承受全身振動評價第一部分：一般要求第一部分：一般要求 我國對相應(yīng)國際標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了修訂，公布了我國對相應(yīng)國際標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了修訂，公布了GB/T4970 1996汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗方法汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗方法國際、國內(nèi)與平順性評價方法相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)國際、國內(nèi)與平順性評價方法相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)第一節(jié)第一節(jié) 人

6、體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體坐姿受振模型人體坐姿受振模型共共3個輸入點(diǎn)、個輸入點(diǎn)、12個方向的振動個方向的振動第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價位置位置坐標(biāo)軸名稱坐標(biāo)軸名稱頻率加權(quán)函數(shù)頻率加權(quán)函數(shù)軸加權(quán)系數(shù)軸加權(quán)系數(shù)k座椅支承面座椅支承面wd1.00wd1.00wk1.00we0.63we0.40we0.20靠背靠背0.80wd0.50wd0.40腳腳wk0.25wk0.25wk0.40頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價sxbxfxs

7、yfyfzbybzszxryrzrcw即人對座椅傳給人體的振動最敏感即人對座椅傳給人體的振動最敏感思考：由軸加權(quán)系數(shù)的不同取值可否思考：由軸加權(quán)系數(shù)的不同取值可否確定人體對哪個點(diǎn)輸入的振動最敏感？確定人體對哪個點(diǎn)輸入的振動最敏感？第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價sssxyz、 、ISO2631- -1：1997（E）標(biāo)準(zhǔn)還規(guī)定）標(biāo)準(zhǔn)還規(guī)定當(dāng)當(dāng)評價振動對健康的影響評價振動對健康的影響時時 只考慮只考慮 這三這三個軸向振動，且個軸向振動，且 兩兩個水平軸向的軸加權(quán)系數(shù)個水平軸向的軸加權(quán)系數(shù)取取 k=1.4=1.4。 靠背水平軸向靠背水平軸向 可以由椅面水平

8、軸向可以由椅面水平軸向 代替，此時軸加權(quán)系數(shù)取代替，此時軸加權(quán)系數(shù)取 k=1.4。 我國標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，評價汽車平順性時就考慮椅面我國標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，評價汽車平順性時就考慮椅面 三個軸向振動。三個軸向振動。第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價sssxyz、 、sx、syssxy、bbxy、sssxyz、 、人體對不同頻率的振動敏感程度不同人體對不同頻率的振動敏感程度不同 最敏感的頻率范最敏感的頻率范圍是圍是412.5Hz。在。在48Hz頻率范圍頻率范圍，人的內(nèi)，人的內(nèi)臟器官產(chǎn)生共振；臟器官產(chǎn)生共振；812.5Hz頻率范圍，頻率范圍，對人對人的脊椎系統(tǒng)影響很大。的脊椎系

9、統(tǒng)影響很大。 最敏感的頻率范最敏感的頻率范圍是圍是0.52Hz。大約在。大約在3Hz以下，人體對水平振動比對以下，人體對水平振動比對垂直振動更敏感，且汽車車垂直振動更敏感，且汽車車身部分系統(tǒng)在此頻率范圍內(nèi)身部分系統(tǒng)在此頻率范圍內(nèi)產(chǎn)生共振，故應(yīng)對水平振動產(chǎn)生共振，故應(yīng)對水平振動給予充分重視。給予充分重視。第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價ssxy、sz各軸向的頻率加權(quán)函數(shù)（漸近線）各軸向的頻率加權(quán)函數(shù)（漸近線） k0.50.5Hz2Hz/42Hz4Hz14Hz12.5Hz12.5/12.5Hz80Hzfffwffff d1(0.5Hz2Hz)2/2Hz80

10、Hzfwfff c1(0.5Hz8Hz)8/8Hz80Hzfwfff e1(0.5Hz1Hz)1/1Hz80Hzfwfff頻率加權(quán)函數(shù)頻率加權(quán)函數(shù)第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價二、平順性的評價方法1.基本評價法（1）計算各軸向加權(quán)加速度均方根值aw1）濾波網(wǎng)絡(luò)法 將測得的將測得的 通過相通過相應(yīng)的頻率加權(quán)函數(shù)應(yīng)的頻率加權(quán)函數(shù) 的濾波網(wǎng)絡(luò)，得到加權(quán)加的濾波網(wǎng)絡(luò)，得到加權(quán)加速度時間歷程速度時間歷程 。 2102wwd1TttaTa2）頻譜分析法 對對 進(jìn)行頻譜分進(jìn)行頻譜分析，得到功率譜密度析，得到功率譜密度函數(shù)函數(shù) 。 21805 . 0a2wdffGf

11、Wa第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價 wat a t w f a t aGf（2）三個方向總加權(quán)加速度均方根值12222wwww1 41 4/xyza. a. aa思考：為什么乘以系數(shù)思考：為什么乘以系數(shù)1.4？（3）總加權(quán)振級Law0waw/20lgaaLa0參考加速度均方根值，參考加速度均方根值， 。62010 m/sa第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價（4）評價方法Law和和aw與人的主觀感覺之間的關(guān)系與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)加速度均方根值aw加權(quán)振級加權(quán)振級Law人的主觀感覺人的主觀

12、感覺2.0126極不舒適極不舒適第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價位置位置坐標(biāo)軸坐標(biāo)軸名稱名稱頻率加頻率加權(quán)函數(shù)權(quán)函數(shù)軸加權(quán)軸加權(quán)系數(shù)系數(shù)k加權(quán)加速度加權(quán)加速度均方根值均方根值峰值峰值系數(shù)系數(shù)座椅座椅支承支承面面wd1.000.0805.0wd1.000.1144.7wk1.000.4075.5we0.630.1064.9we0.400.0855.0we0.200.0114.5頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)European轎車上振動測量結(jié)果轎車上振動測量結(jié)果第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價sxs

13、yszxrzryr位置位置坐標(biāo)軸坐標(biāo)軸名稱名稱頻率加頻率加權(quán)函數(shù)權(quán)函數(shù)軸加權(quán)軸加權(quán)系數(shù)系數(shù)k加權(quán)加速度加權(quán)加速度均方根值均方根值峰值峰值系數(shù)系數(shù)靠背靠背0.800.2124.3wd0.500.0874.4wd0.400.1404.9wk0.250.0905.4腳腳wk0.250.0935.1wk0.400.3196.20.628122vvjaa第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)European轎車上振動測量結(jié)果轎車上振動測量結(jié)果bxbybzfxfyfzcw2.輔助評價法 當(dāng)峰值系數(shù)當(dāng)峰值系數(shù) 9時，時，IS

14、O 2631- -1：1997（E）標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定用）標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定用加權(quán)加速度加權(quán)加速度4次方根值評價。它能更好地估計偶爾遇到過大次方根值評價。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評價方法 振動劑量值。振動劑量值。 75. 14104wms/dVDVTtta第一節(jié)第一節(jié) 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價第六章 汽車的平順性 本節(jié)將介紹路面空間頻率的功率譜密度，路面本節(jié)將介紹路面空間頻率的功率譜密度，路面等級，時間頻率的功率譜密度，路面對四輪汽車輸?shù)燃?，時間頻率的功率譜密度，路

15、面對四輪汽車輸入的功率譜密度等。入的功率譜密度等。第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性返回目錄返回目錄一、路面不平度的功率譜密度1.路面不平度函數(shù) 路面相對基準(zhǔn)平面的高度路面相對基準(zhǔn)平面的高度 q ，沿道路走向長度，沿道路走向長度 I 的變化的變化 q（I）稱為路面不平度函數(shù)。）稱為路面不平度函數(shù)。 用水準(zhǔn)儀或路面計可以得到路面不平度函數(shù)。用水準(zhǔn)儀或路面計可以得到路面不平度函數(shù)。第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性2.路面不平度的功率譜密度 1） 的擬合公式 00WqqnGnGnnn空間頻率空間頻率（m-1），表示每米長度包括幾個波長；，表示每米長度包括幾個波長； 參考空間頻率下的路面

16、功率譜密度，也稱路參考空間頻率下的路面功率譜密度，也稱路面不平度系數(shù)；面不平度系數(shù)；n0參考空間頻率，參考空間頻率，n0=0.1m-1；W頻率指數(shù)。頻率指數(shù)。第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性0()qG n( )qG n( )qG n路面等級路面等級Gq(n0)/(10-6m3)（n0=0.1m-1）q /(10-3m)0.011m-1n2.83m-1 幾何平均值幾何平均值幾何平均值幾何平均值A(chǔ)163.81B647.61C25615.23D102430.45E409660.90F16384121.80G65536243.61H262144487.222）路面不平度8級分類標(biāo)

17、準(zhǔn)第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度分級圖路面不平度分級圖第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性4( )(2 )( )qqG nn G n2( )(2 )( )qqG nn G n3）速度功率譜密度和加速度功率譜密度速度功率譜密度速度功率譜密度加速度功率譜密度加速度功率譜密度當(dāng)當(dāng)W=2時時200( )(2)()qqG nnG n與與n無關(guān)無關(guān)“白噪聲白噪聲”第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性二、空間頻率功率譜密度 化為時間頻率功率譜密度unf nuf 當(dāng)空間頻率當(dāng)空間頻率 n 或帶寬或帶寬 n 一定時，時間頻率一定時，時間頻率

18、f 與帶寬與帶寬f 隨車速成正比隨車速成正比變化。變化。第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性( )( )qqG nG f車速( )qG n( )qG f將將 代入代入 20limqnqnGnn2nq 210limqqqnGfGnunu n單位頻帶內(nèi)的單位頻帶內(nèi)的“功率功率”（均方值）即為功率譜密度。（均方值）即為功率譜密度?？臻g頻率的功率譜密度空間頻率的功率譜密度路面功率譜密度在頻帶路面功率譜密度在頻帶n內(nèi)包含的內(nèi)包含的“功率功率”。nuf第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 20limqnqfGff空間頻率和時間頻率譜密度的關(guān)系空間頻率和時間頻率譜密度的關(guān)

19、系時間頻率譜密時間頻率譜密度度Gq(f)空間頻率譜空間頻率譜密度密度Gq(n)第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性n2 nq )(nGqfnf21nfnf2u=1/2u=1u=212112Gq(f)n速度速度u不同時，空不同時，空間頻率與時間頻間頻率與時間頻率的關(guān)系率的關(guān)系 22000201qqqnuGfGnGnnunf ttqtqd/d 22d/dttqtq 2220024qqqGffGfGnn u 442200216qqqGffGfGnn uf第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 2002qquGfGnnfuGq(n0)第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性

20、路面不平度的統(tǒng)計特性 對上式的等對上式的等式兩邊取對數(shù)式兩邊取對數(shù)后作圖，得到后作圖，得到位移功率譜密位移功率譜密度。度。uGq(n0) 22004qqGfGnn u第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 對上式的等對上式的等式兩邊取對數(shù)式兩邊取對數(shù)后作圖，得到后作圖，得到速度速度功率譜密功率譜密度。度。uGq(n0) 4220016qqGfGnn uf第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 對上式的等對上式的等式兩邊取對數(shù)式兩邊取對數(shù)后作圖，得到后作圖，得到加速度加速度功率譜功率譜密度。密度。三、路面對四輪汽車輸入的功率譜密度 IxIq1 LIxIq2 IyI

21、q3 LIyIq4第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 汽車有四個輸入的振動傳遞時，要掌握四個車輪輸入汽車有四個輸入的振動傳遞時，要掌握四個車輪輸入的自譜和四個車輪彼此間的互譜，共的自譜和四個車輪彼此間的互譜，共16個譜量個譜量 2，3，4），其中），其中12個譜量兩兩共軛。個譜量兩兩共軛。 1lim*ikikTGnFn FnT nXIxFIqFnF11 nLnXLIxFIqFnFj222e nYIyFIqFnF33 nLnYLIyFIqFnFj244e四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變換為四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變換為第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 nG

22、nGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnLnLnLnLyx*2442xy*31132yx*23322xy*41142yy*43342xx*2112yy4433xx2211( )( ,1,ikGn i k 左、右輪跡間的互譜可以表示為左、右輪跡間的互譜可以表示為 nxyxyxynGnGje nGnGnGnyyxxxyxy22coh兩個輪跡的相關(guān)函數(shù)為兩個輪跡的相關(guān)函數(shù)為第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 側(cè)傾角位移功率譜密度側(cè)傾角位移功率譜密度G(n)與垂直位移功率譜密度與垂直位移功率譜密度 的的比值與相干函數(shù)比值與相干函

23、數(shù) 的關(guān)系為的關(guān)系為 22/1 cohqxyGnGnnB qGn cohxyn 與與G(n)/ 曲線曲線第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 cohxyn qGn當(dāng)兩個輪跡當(dāng)兩個輪跡x（I）、）、y（I）的統(tǒng)計特性相同，即）的統(tǒng)計特性相同，即 cohxyyxxyqGnGnn Gn且相位譜且相位譜 時時 xxyyqGnGnGn 0 xyn nGnGnGnyyxxxyxy22coh j2j2j2j2j2j2j2j21ecohcohee1cohecohcohcohe1ecohecohe1nLnLnLnLikqnLnLnLnLnnnnnnnnnnGG路面對四輪汽車輸入的譜矩陣最后可以

24、表示為路面對四輪汽車輸入的譜矩陣最后可以表示為第二節(jié)第二節(jié) 路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度的統(tǒng)計特性 本節(jié)將汽車振動系統(tǒng)簡化為單質(zhì)量的振動系統(tǒng)；分析單質(zhì)量系統(tǒng)的本節(jié)將汽車振動系統(tǒng)簡化為單質(zhì)量的振動系統(tǒng)；分析單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動和頻率響應(yīng)特性；分析單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)及其自由振動和頻率響應(yīng)特性；分析單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)及其響應(yīng)量特性參數(shù)的計算，分析懸架系統(tǒng)固有頻率響應(yīng)量特性參數(shù)的計算，分析懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比和阻尼比對振動響應(yīng)對振動響應(yīng)的影響；介紹懸架系統(tǒng)固有頻率的影響；介紹懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比和阻尼比的選擇范圍。的選擇范圍。第六章 汽車的平順性第三節(jié)汽車振動

25、系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動返回目錄返回目錄 當(dāng)當(dāng) ，并，并忽略輪胎阻尼后，汽忽略輪胎阻尼后，汽車立體模型可簡化為車立體模型可簡化為平面模型。平面模型。 車身質(zhì)量有垂直、車身質(zhì)量有垂直、俯仰、側(cè)傾俯仰、側(cè)傾3個自由度，個自由度，4個車輪質(zhì)量有個車輪質(zhì)量有4個垂個垂直自由度，整車共直自由度，整車共7個個自由度。自由度。一、汽車振動系統(tǒng)的簡化 IyIx第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動2c2r2f2mmmm0r2f2bmam2r22f222bmammIyy 1）總質(zhì)量保持不變）總質(zhì)量保持不變 2）質(zhì)心位置不變）質(zhì)心位置不變 3）轉(zhuǎn)動慣量保持不變）轉(zhuǎn)動慣量保持不變abmmbLmmaLmmy

26、yy222c222r222f1第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動簡化前后應(yīng)滿足以下三個條件簡化前后應(yīng)滿足以下三個條件解得解得令令 懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。aby202c222r222fmbLmmaLmmyy 對于大部分汽車，對于大部分汽車， = 0.81.2，即接，即接近近1。當(dāng)。當(dāng) = 1時時第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 在在 =1 的情況的情況下，前、后軸上方下，前、后軸上方車身部分的集中質(zhì)車身部分的集中質(zhì)量量m2f 、 m2r在垂直在垂直方向的運(yùn)動是相互方向的運(yùn)動是相互獨(dú)立的。獨(dú)立的。 雙軸汽車模型雙軸汽車模型可以簡化為車身、可以簡化為車身、車輪兩個

27、自由度振車輪兩個自由度振動系統(tǒng)模型。動系統(tǒng)模型。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 車輪部分的固有車輪部分的固有頻率為頻率為1016Hz，如如果激振頻率遠(yuǎn)離車輪果激振頻率遠(yuǎn)離車輪固有頻率（即固有頻率（即5Hz以以下），輪胎的動變形下），輪胎的動變形很小，可忽略車輪質(zhì)很小，可忽略車輪質(zhì)量和輪胎的彈性，從量和輪胎的彈性，從而得到車身單質(zhì)量系而得到車身單質(zhì)量系統(tǒng)模型。統(tǒng)模型。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動二、單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動02qzKqzCzm 22mCn 令220mK0220zznz KmCn2020 0振動系統(tǒng)固有圓頻率；振動系統(tǒng)固有圓頻率；阻尼比。阻尼比。第三節(jié) 汽

28、車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動齊次微分方程的解為齊次微分方程的解為tnAznt220sine第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 有阻尼自由有阻尼自由振動時，質(zhì)量振動時，質(zhì)量m2以有阻尼固有頻以有阻尼固有頻率率220rn振動，振幅按振動，振幅按ent衰減。衰減。 增大，增大，r r下降。當(dāng)下降。當(dāng)=1時，運(yùn)動失去振蕩特征。時，運(yùn)動失去振蕩特征。 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比汽車懸架系統(tǒng)阻尼比大約為大約為0.25，r比比0只下降只下降了了3%左右，左右， 。1）與有阻尼固有頻率與有阻尼固有頻率r r有關(guān)有關(guān)220rn2010r20mK200212mKf第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振

29、動阻尼比阻尼比對衰減振動的影響對衰減振動的影響2）決定振幅的衰減程度決定振幅的衰減程度21AAd 111eeTtnntAA1enT212e212lndd22ln411/阻尼比阻尼比對衰減振動的影響對衰減振動的影響兩個相鄰的振幅兩個相鄰的振幅A1與與A2之比稱為減振系數(shù)之比稱為減振系數(shù)d由實(shí)測的衰減振動曲線得到由實(shí)測的衰減振動曲線得到d，即可確定系統(tǒng)的阻尼比，即可確定系統(tǒng)的阻尼比。阻尼比越大，振幅衰減得越快阻尼比越大，振幅衰減得越快第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動三、單質(zhì)量系統(tǒng)頻率響應(yīng)特性 分析幅值比、相位差隨激振頻率而變化的規(guī)律。分析幅值比、相位差隨激振頻率而變化的規(guī)律。 對于對于

30、一個常系數(shù)的線性系統(tǒng)（即系統(tǒng)的一個常系數(shù)的線性系統(tǒng)（即系統(tǒng)的m、K、為常為常數(shù)）數(shù)），當(dāng)輸入量，當(dāng)輸入量 是一個簡諧函數(shù)時，輸出量是一個簡諧函數(shù)時，輸出量 也是也是與輸入量同頻率的簡諧函數(shù)，但兩者的幅值不同，相位也與輸入量同頻率的簡諧函數(shù)，但兩者的幅值不同，相位也不同。不同。 輸出、輸入的幅值比是頻率輸出、輸入的幅值比是頻率 f 的函數(shù)，稱為的函數(shù)，稱為幅頻特性幅頻特性。 相位差也是相位差也是 f 的函數(shù)，稱為的函數(shù)，稱為相頻特性相頻特性。 兩者統(tǒng)稱為兩者統(tǒng)稱為頻率響應(yīng)特性頻率響應(yīng)特性。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 q t z tqzqzHj QZ2j0ezz1j0eqq復(fù)振幅

31、復(fù)振幅12j00ejqzHqz jejqzHz0、q0為輸出、輸入諧量的幅值；為輸出、輸入諧量的幅值；角；為輸出、輸入諧量的相、211.頻率響應(yīng)函數(shù)的確定 由輸出、輸入諧量復(fù)振幅由輸出、輸入諧量復(fù)振幅 z 與與 q 的比值或的比值或 與與 的傅里葉變換的傅里葉變換Z()與與Q() 的比值，可以確定頻率響應(yīng)函數(shù)的比值，可以確定頻率響應(yīng)函數(shù) 。00/jqzHqz 輸出、輸入諧量的幅輸出、輸入諧量的幅值比，稱為幅頻特性。值比，稱為幅頻特性。 12 輸出、輸入諧量的相輸出、輸入諧量的相位差，稱為相頻特性。位差，稱為相頻特性。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 z t q tjz qHtzzj

32、0e z令令tqqj0e qzzjqqjz2z 02qzKqzCzm qzqzHjCKmCKjj22則則第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動代入代入KCKCmjj22qz0/頻率比20/mK22/KmC阻尼比j21j21j2qzHqzqzHj21222221212.幅頻特性第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動jz qH四、單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)1.用隨機(jī)振動理論分析汽車平順性的概述1）平順性分析的振動響應(yīng)量車輪與路面間的動載車輪與路面間的動載 車身加速度車身加速度z 懸架彈簧的動撓度懸架彈簧的動撓度第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動dfdF3.幅頻特性曲線0.

33、1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg 用雙對數(shù)坐標(biāo)做用雙對數(shù)坐標(biāo)做出幅頻特性曲線。出幅頻特性曲線。0.11|z/q|10時當(dāng)11z/q0lgz/q 漸近線為水平線，漸近線為水平線，斜率為斜率為0:1。 漸近線的漸近線的“頻率頻率指數(shù)指數(shù)”為為0。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動2122222121qz0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10 漸近線斜率為漸近線斜率為-2:1。 “頻率指數(shù)頻率指數(shù)”為為-2。時當(dāng)1021z/q z/qlg2lg-2:13.幅頻特性曲線2122222121qz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系

34、統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10 漸近線斜率為漸近線斜率為-1:1。 “頻率指數(shù)頻率指數(shù)”為為-1。時當(dāng)15 . 0-2:1z/q1121222 lglgz/q-1:13.幅頻特性曲線2122222121qz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 確定低頻段和高頻確定低頻段和高頻段漸近線的交點(diǎn)。段漸近線的交點(diǎn)。時和5 . 000lg20lg交點(diǎn)要滿足交點(diǎn)要滿足1得交點(diǎn)的3.幅頻特性曲線2122222121qz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單

35、質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1時21z/q 與與無關(guān)，即無無關(guān)，即無論阻尼比取何值，論阻尼比取何值，幅頻特性曲線都要幅頻特性曲線都要經(jīng)過經(jīng)過 點(diǎn)點(diǎn)）（12,23.幅頻特性曲線2122222121qz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 共振時，共振時，124110z/q0z/q時0時5 . 020z/q20單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性3.幅頻特性曲線2122222121qz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單

36、質(zhì)量系統(tǒng)的振動25. 05 . 04.幅頻特性曲線的討論1）低頻段）低頻段75. 00 |z/q|略大于略大于1，阻尼比阻尼比對這一對這一頻段的影響不大。頻段的影響不大。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:120單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性25. 05 . 04.幅頻特性曲線的討論2）共振段）共振段 |z/q|出現(xiàn)峰值，出現(xiàn)峰值，將輸入位移放大，加將輸入位移放大，加大阻尼比大阻尼比，可使共可使共振峰值明顯下降振峰值明顯下降。275. 0第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.

37、1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:120單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性25. 05 . 04.幅頻特性曲線的討論3）高頻段）高頻段 懸架對輸入位移懸架對輸入位移起衰減作用，阻尼比起衰減作用，阻尼比減小對減振有利。減小對減振有利。2時，21z/q與與無關(guān)無關(guān)時，21z/q第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:120單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性25. 05 . 02）振動響應(yīng)量的功率譜密度與均方根值 fGfHfGqqxx2 f

38、Gx fGq qxfH第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動振動響應(yīng)量振動響應(yīng)量 x 的功率譜密度；的功率譜密度；路面位移路面位移 q 的功率譜密度；的功率譜密度；系統(tǒng)響應(yīng)量系統(tǒng)響應(yīng)量 x 對輸入對輸入 q 的幅頻特性。的幅頻特性。 02dffGxx 02dffGfHqqxx fGfHfGqqxx2 02dffGxx第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 振動響應(yīng)量的方差，等于均方根值。振動響應(yīng)量的方差，等于均方根值。 由路面不平度系數(shù)和車速確定路由路面不平度系數(shù)和車速確定路面位移輸入的功率譜密度面位移輸入的功率譜密度 由懸架系統(tǒng)參數(shù)求出頻由懸架系統(tǒng)參數(shù)求出頻率響應(yīng)函數(shù)率響應(yīng)函數(shù)H

39、（f）xq qGf3）概率分布與標(biāo)準(zhǔn)差的關(guān)系 振動響應(yīng)量振動響應(yīng)量 x 的分布為正態(tài)分布，且均值為零時，的分布為正態(tài)分布，且均值為零時，幅值的絕對值超過幅值的絕對值超過 的概率為的概率為P，與與 P 的關(guān)系的關(guān)系如下表。如下表。xx0122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過標(biāo)準(zhǔn)差正態(tài)分布情況下，超過標(biāo)準(zhǔn)差x的的倍以外的概率倍以外的概率P第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下

40、，超過標(biāo)準(zhǔn)差正態(tài)分布情況下，超過標(biāo)準(zhǔn)差x的的倍以外的概率倍以外的概率P 要求車身加速度要求車身加速度 超過超過1g的概率的概率P=1%，求車，求車身加速度的標(biāo)準(zhǔn)差身加速度的標(biāo)準(zhǔn)差 。z z 時，58. 2%1Pzz 58. 2gz10 1 /2.580.39zgg第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動例例1即即 =0.39g 時，可以使時，可以使 超過超過1g的概率的概率P=1%。zz 122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過標(biāo)準(zhǔn)差正態(tài)分布情況下，超過標(biāo)準(zhǔn)差x的的倍以外的概率倍以外的概率P 某汽車

41、懸架彈簧動撓度某汽車懸架彈簧動撓度 的標(biāo)準(zhǔn)差的標(biāo)準(zhǔn)差 =3cm，要求動撓度超過限位行程要求動撓度超過限位行程 即撞擊限位的概率即撞擊限位的概率P = 0.3，假設(shè)車輪上下跳動的限位行程均為，假設(shè)車輪上下跳動的限位行程均為 ，求求 。時3%3 . 0Pfdd0d3 ff3cmfd cm9cm33df第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動fd即=3cm， =9cm 可使撞擊限位的概率為可使撞擊限位的概率為0.3%。例例2dfdfdfdffddf122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過標(biāo)準(zhǔn)差正態(tài)分布情況

42、下，超過標(biāo)準(zhǔn)差x的的倍以外的概率倍以外的概率P車輪跳離地面的條件是車輪跳離地面的條件是1/dGFGFGF/d310d相應(yīng)界限值相應(yīng)界限值 當(dāng)車輪與路面間的動載當(dāng)車輪與路面間的動載Fd與車輪作用于路面的與車輪作用于路面的靜載靜載G大小相等且方向相反時，車輪作用于路面的大小相等且方向相反時，車輪作用于路面的垂直載荷等于零。取垂直載荷等于零。取 ，相對動載，相對動載 /G 的均的均方根值方根值 ，求車輪跳離地面的概率。，求車輪跳離地面的概率。d3FGd/1/3F G, 3此時%3 . 0P因為因為 向上的概率占一半，車輪跳離地面的概率是向上的概率占一半，車輪跳離地面的概率是0.15%。第三節(jié) 汽車振

43、動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動例例3dFdF2.車身加速度的功率譜密度 的計算分析 z G qqzzGHG2j 路面輸入除采用路面輸入除采用 外，還可以采用外，還可以采用 和和 。 qG qG qG 相應(yīng)地，幅頻特性要采用相應(yīng)地，幅頻特性要采用 和和 。2jqzH 2jqzH 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 qqzqqzqqzzGHGHGHG jjj輸入、輸出均方根譜之間的關(guān)系輸入、輸出均方根譜之間的關(guān)系路面輸入的均方根譜路面輸入的均方根譜 unnGGunnGGunnGGqqqqqq20020020022/2 QunnGGqq2002令 /QGq則 QGq 用雙對數(shù)坐標(biāo)做出路面輸

44、入均方根譜與用雙對數(shù)坐標(biāo)做出路面輸入均方根譜與的關(guān)系曲線。的關(guān)系曲線。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 QGq /QGq QGq 斜率為斜率為0:1斜率為斜率為1:1斜率為斜率為1:1第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動三個幅頻三個幅頻 特性為特性為qzqzqqzqzqqzqzq22222jjj zHzHzHqzqzqz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動qz2jHqz qzqzH jqzHqz j第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:12025. 05 . 0 由于

45、由于 為一為一“白噪聲白噪聲”， 與與 的圖形完的圖形完全相同，只是在雙對數(shù)坐標(biāo)上全相同，只是在雙對數(shù)坐標(biāo)上移動移動 。 可以用響應(yīng)量對速度輸入可以用響應(yīng)量對速度輸入的幅頻特性定性分析響應(yīng)的的幅頻特性定性分析響應(yīng)的均方根譜。均方根譜。第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動 qG Gz qzH )(jQlg21101001szq0.1110激振頻率激振頻率 f / Hz=0.25=0.5f0=1Hzf0=2Hz0202041124110fqz 思考：思考：對共振峰值和對共振峰值和高頻段的影響有何不高頻段的影響有何不同？振動系統(tǒng)的固有同？振動系統(tǒng)的固有頻率頻率 f0 對共振峰值有對共振峰值有

46、何影響？何影響？ 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.250.5f = f0 =114.048.88f = f0 =228.0817.76 對單質(zhì)量振動系統(tǒng)，對單質(zhì)量振動系統(tǒng)， /G與與 只相差系數(shù)只相差系數(shù)1/g，因，因此此0和和對對 幅頻特性的影響與幅頻特性的影響與 幅頻幅頻特性的影響，從變化趨勢上講完全一樣。特性的影響，從變化趨勢上講完全一樣。3.車輪與路面間的相對動載 /G對 的幅頻特性的分析q zF 2dmgmG2gGzF d第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動z q/FGdqz dFdF4.懸架彈簧的動撓度 對 幅頻特性的分析qzfd1dqzqqzqf2j122

47、dqf212224d21qfq H2j12j1j2qzqz第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動df在低頻段，在低頻段，1，0z時，產(chǎn)生共振10d1/2fq 0d(0)/10.5 fq2:10:121222421qfd第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動頻率比=/00.1 1 101010.1=0=0.5=0.25q/fq/fdd100d41210f/qf2:10:11:1-1:1思考：懸架固有頻率思考：懸架固有頻率 f0 對對 有何影響？有何影響？ 第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0.250.5f = f0=10.3180.159f = f0=20.1590.080

48、df5.懸架系統(tǒng)固有頻率f0與阻尼比的選擇思考：懸架系統(tǒng)固有頻率思考：懸架系統(tǒng)固有頻率 f0 和阻尼比和阻尼比對車身振動加速對車身振動加速度及懸架動撓度的影響有何不同？度及懸架動撓度的影響有何不同？車車 型型f0/ /Hz /cm /cm轎車轎車1.21.1153079貨車貨車21.56116902.0.4大客車大客車1.81.271558越野汽車越野汽車21.3613713懸架系統(tǒng)懸架系統(tǒng) 值的實(shí)用范圍值的實(shí)用范圍第三節(jié) 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動0sdfff、 、sfdf第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動第六章 汽車的平順性返回目錄返回目錄一、運(yùn)動方程和振型分析001t21211

49、1121222qzKzzKzzCzmzzKzzCzm 無阻尼自由振動時無阻尼自由振動時001t21111222zKzzKzmzzKzm 如果如果m1不動（不動（z1=0）0222 Kzzm 20/mK如果如果m2不動（不動（z2=0）0)(1t11zKKzm 1ttmKK/ 0與與t是雙質(zhì)量系統(tǒng)只有單獨(dú)一個質(zhì)量振動時的部分頻率（偏頻）。是雙質(zhì)量系統(tǒng)只有單獨(dú)一個質(zhì)量振動時的部分頻率（偏頻）。第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動 無阻尼自由振動時，設(shè)兩個質(zhì)量以相同的圓頻率無阻尼自由振動時，設(shè)兩個質(zhì)量以相同的圓頻率和相角和相角 做簡諧振動，振幅為做簡諧振動，振幅為z10、z20 。 tzj101ezt

50、zj202eztzj2101ez tzj2202ez 0102202220zmKzmKz0101t201210zmKKzmKz220/mK1t2t/mKK 將將代入左式后可得代入左式后可得代入代入001t21111222zKzzKzmzzKzm 得得第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動 方程有非零解的條件是方程有非零解的條件是z z10和和z z20的系數(shù)行列式為零。的系數(shù)行列式為零。022t120220mK0/12022t220mK12t2202t202t2214121mmKK、0102020220zz01022t201zzmK第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動0/1202t202202t4m

51、K設(shè)某一汽車設(shè)某一汽車rad/s20 1012 /mm9t /KK，求，求1和和2 2? ? t9KK由，得10/21mm 1t2t/mKK 201000t104012t90mmKK0195. 0求得0201.10，質(zhì)量比，質(zhì)量比 ，剛度比剛度比例例第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動0195. 0將0102202220zmKzmKz代入1 . 020212012010zz得一階主振型得一階主振型0201.10將01022t201zzmK代入得二階主振型得二階主振型2 .9920222022010zz第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動 當(dāng)激振頻率當(dāng)激振頻率接近接近1時時產(chǎn)生低頻共振，按一階主產(chǎn)生

52、低頻共振，按一階主振型振動，車身質(zhì)量振型振動，車身質(zhì)量m2的的振幅比車輪質(zhì)量振幅比車輪質(zhì)量m1的振幅的振幅大將近大將近10倍倍，稱為，稱為車身型車身型振動振動。 當(dāng)激振頻率當(dāng)激振頻率接近接近2 2時產(chǎn)生高頻共振，按二階時產(chǎn)生高頻共振，按二階主振型振動，車輪質(zhì)量主振型振動，車輪質(zhì)量m1的振幅比車身質(zhì)量的振幅比車身質(zhì)量m2的振的振幅幅大將近大將近100倍倍，稱為，稱為車輪車輪型振動型振動。第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動qKzKKzCzmt1t111 當(dāng)車輪部分在高頻共振區(qū)當(dāng)車輪部分在高頻共振區(qū)振動時，車身基本不動，可以振動時，車身基本不動，可以視為車輪部分單質(zhì)量在振動。視為車輪部分單質(zhì)量在振動

53、。qzzzt1t1112jKKKCm將復(fù)振幅代入，得將復(fù)振幅代入，得CKKmKjt12t1q/ztt2tttj21/KKK 此時，車輪位移此時，車輪位移 z1 對路面位移對路面位移 q 的頻率響應(yīng)函數(shù)為的頻率響應(yīng)函數(shù)為第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動 降低非懸掛質(zhì)量降低非懸掛質(zhì)量m1，使車輪部分固有頻率，使車輪部分固有頻率t t和阻尼比和阻尼比t都加大，車輪部分高頻共振加速度基本不變，但車輪部都加大，車輪部分高頻共振加速度基本不變，但車輪部分動載分動載 下降，對降低相對動載下降，對降低相對動載 有利。有利。2tt22ttt1/2/1/KKKqz11zm 車輪位移車輪位移 z1 對路面位移對路

54、面位移 q 的幅頻特性為的幅頻特性為時，當(dāng)t 1tt/mKK tttt1t12ttKKK/qzqz 1tt2/mKKC高頻共振時車輪加速度均方根譜高頻共振時車輪加速度均方根譜 正比于正比于)(t1GZ t1q /z 已知已知思考：如何降低思考：如何降低高頻共振時車輪高頻共振時車輪的振動加速度？的振動加速度？第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動d/F G二、雙質(zhì)量系統(tǒng)的傳遞特性001t212111121222qzKzzKzzCzmzzKzzCzm 由由KCKCmjj1222zzt2t121jjKKCKKCmqzz代入復(fù)振幅得代入復(fù)振幅得1.車輪部分z1q的幅頻特性KC j1AKCmj222At12

55、3jKKCmA令令2123AAAN212212jjAAzzKCmKCNAAAAAqz1t22123t2KK得得第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動122222114zq 220202220201141111/剛度比/tKK質(zhì)量比12m/m 幅頻特性為幅頻特性為由由得得此式為此式為 近似式，用近似式，用 表示表示2tt22ttt21/KK/Kqz11zqqz1第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動；。122222114zq 由幅頻特性由幅頻特性 0 0時，時，| |z1/q|1,|1, 。 0時，漸近線時，漸近線斜率為斜率為-2:1-2:1，車輪部分，車輪部分將高頻輸入加以濾波。將高頻輸入加以濾波。

56、= =t t時，產(chǎn)生高頻時，產(chǎn)生高頻共振，在共振，在t t較小時，會較小時，會出現(xiàn)尖峰。出現(xiàn)尖峰。及及幅頻特性近似式幅頻特性近似式tt1222ttt/1/j2/KKKzq ，做幅頻特性曲線，做幅頻特性曲線第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動1tt/KKKzq2.雙質(zhì)量系統(tǒng)的傳遞特性qzzzqz1122NAAAt221KNAt1Kqzzzqz112221222221222222414141212241 第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動qzzzqz1122 幅頻特性幅頻特性 |z2/q| 在在 f=f0 和和f=ft=t/2處有低、高兩個共振處有低、高兩個共振峰，路面輸入峰，路面輸入 q 在在 f

57、 f0 時時由懸架衰減，在由懸架衰減，在f ft 時，又時，又進(jìn)一步被輪胎衰減。進(jìn)一步被輪胎衰減。2由由用作圖法做出用作圖法做出qz2第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動=三、車身加速度、懸架彈簧動撓度和車三、車身加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性輪相對動載的幅頻特性1.車身加速度 對 的幅頻特性2z q 122214zq 2第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動qzqz22j qzH2.相對動載 /G對 的幅頻特性q qzF1tdKgmgmmG1121 gmKGHqGF1j1t1dd qqzqF/gmKNKG111tt2dAqF122222d141FGqg 車輪動載車輪動載靜載靜載NA

58、qzt21K將將 代入代入第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動dF3.懸架動撓度 對 的幅頻特性曲線q 2t1KAzqN1t2AKzqN212d1qfqzqzqzzqf1212ddjqfH第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動NAANANAqf21tt2t1dKKKdf四、在路面隨機(jī)輸入下系統(tǒng)振動響應(yīng)量均方根值的計算 ffGqzd20222 qz funnGqzd4202200222 qz 第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動ffnfnGNnqz22122qz 五、系統(tǒng)參數(shù)對振動響應(yīng)量均方根值的影響系統(tǒng)參數(shù)系統(tǒng)參數(shù)f0/Hz基準(zhǔn)值基準(zhǔn)值10.25109+6dB20.52018 6dB0.50.1255

59、4.5計算時系統(tǒng)參數(shù)的取值計算時系統(tǒng)參數(shù)的取值第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動1.車身固有頻率f0的影響第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動2.車身部分阻尼比的影響第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動3.車身與車輪部分質(zhì)量比的影響第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動4.懸架與輪胎的剛度比的影響第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動 響應(yīng)量參數(shù)f6dB+8.97dB-9.18dB+8.54dB-8.89dB-3.00dB+2.77dB 6dB+1.77dB-0.04dB-0.49dB+2.16dB-3dB+3dB 6dB-0.09dB+0.18dB-1.59dB+1.57dB-0.20dB+0.88dB

60、 6dB+2.22dB-1.80dB+5.30dB-4.26dB+0.05dB-0.04dB系統(tǒng)參數(shù)對振動響應(yīng)量均方根值的影響的算例系統(tǒng)參數(shù)對振動響應(yīng)量均方根值的影響的算例2z GFd/df第四節(jié) 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動六、主動與半主動懸架 被動懸架：被動懸架：彈簧剛度彈簧剛度 K 和減振器阻尼系數(shù)和減振器阻尼系數(shù) C 在設(shè)計在設(shè)計時一旦選定后，使用過程中參數(shù)不改變的懸架時一旦選定后，使用過程中參數(shù)不改變的懸架 。 被動懸架的缺點(diǎn)是：被動懸架的缺點(diǎn)是：當(dāng)載荷、車速、路況等行駛狀當(dāng)載荷、車速、路況等行駛狀態(tài)變化時，懸架不能滿足各種行駛狀態(tài)下對懸架性能的態(tài)變化時，懸架不能滿足各種行駛狀態(tài)下對懸