第六汽車的平順性演示文稿

第六汽車的平順性演示文稿目前一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點優(yōu)選第六汽車的平順性目前二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點平順性：保持汽車行駛過程中乘員所處的振動環(huán)境具有一定舒適度的性能，并保持貨物的完好無損。評價方法：根據(jù)乘員舒適程度評價目前三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點輸入－振動系統(tǒng)－輸出－評價指標(biāo)輸入：路面不平度、車速。振動系統(tǒng)：彈性元件、阻尼元件、車身、車輪質(zhì)量。輸出：車身傳至人體加速度、懸架彈簧動動撓度、車輪于路面之間的動載荷。評價指標(biāo)：加權(quán)加速度均方根值、撞擊懸架限位概率、行駛安全性。汽車振動系統(tǒng)及其評價指標(biāo)目前四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點第一節(jié)

人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價目前五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點第一節(jié)

人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價

一﹑人體對振動的反應(yīng)

人體坐姿受振模型：座椅支承面處輸入點3個方向的線振動，及該點3個方向的角振動，座椅靠背和腳支承面兩個輸入點個3個方向的線振動。

目前六頁\總數(shù)九十四頁\編于九點目前七頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—3各軸向頻率加權(quán)函數(shù)目前八頁\總數(shù)九十四頁\編于九點1.人體對振動的響應(yīng)

人體對振動的響應(yīng)取決于：①頻率與強度；②作用方向；③暴露時間。2.頻率8Hz以下水平方向允許的加速度值低于垂直方向4～8Hz允許的加速度；水平方向1～2Hz比垂直方向4～8Hz加速度允許值低1.4倍。對于汽車的振動環(huán)境，8Hz以下振動頻率占比重相當(dāng)大。3.反應(yīng)界限（疲勞、不舒服）都是由人體感覺到的振動強度大小和暴露時間長短綜合作用的結(jié)果。目前九頁\總數(shù)九十四頁\編于九點平順性主要靠主觀感覺判斷。國際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631，以短時間簡諧振動的實驗結(jié)果為基礎(chǔ)。

ISO2631用加速度均方根值給出了1～80Hz振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應(yīng)的三個不同界限。

rms－加速度均方根值

目前十頁\總數(shù)九十四頁\編于九點暴露界限：當(dāng)人體承受的振動強度在此界限內(nèi)，將保持人的健康或安全。它作為人體可承受振動量的上限。疲勞－降低工作效率界限：當(dāng)人承受的振動強度在此界限內(nèi)時，能準(zhǔn)確靈敏地反應(yīng)，正常地進行駕駛。它與保持人的工作效能有關(guān)。舒適降低界限：在此界限之內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，能順利地完成吃、讀、寫等動作。它與保持人的舒適有關(guān)。目前十一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點等時間曲線rmsrmstctcfcfc三個界限曲線相似暴露界限是疲勞降低工作效率界限的2倍（＋6dB）舒適降低界限是疲勞降低工作效率界限的1/3.15倍（－10dB）X軸和Y軸是對數(shù)具有“放大或縮小”的作用。垂直方向水平方向1min目前十二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點采用對數(shù)坐標(biāo)的優(yōu)點目前十三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點目前十四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點二﹑評價方法（二）客觀評價方法

1）1/3倍頻帶分別評價法：對傳至人體的加速度進行頻譜分析，可得1/3倍頻帶的加速度均方根值譜。

（一）主觀評價方法1/3倍頻法認為:同時有許多個1/3倍頻帶都有能量作用于人體時，各個頻帶振動作用無明顯聯(lián)系，對人體產(chǎn)生的影響主要是人體感覺振動強度最大的一個1/3倍頻帶所造成的。

目前十五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

2）總的加速度加權(quán)均方根值評價法

3）加速度加權(quán)均方根值和等效均值綜合評價法目前十六頁\總數(shù)九十四頁\編于九點第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性

一、路面不平度的功率譜密度

（1）不平度函數(shù)：路面相對基準(zhǔn)平面的高度q，沿道路走向長度I的變化q（I），稱為路面縱斷面曲線或不平度函數(shù)

（2）路面功率譜密度:

式中:

n——空間頻率m-1,表示每米長度中包括幾個波長

n0——參考空間頻率

圖6—4

——參考空間頻率n下的路面功率譜度值，稱為路面不平度系數(shù)

W——頻率指數(shù)，決定路面功率頻譜密度的頻率結(jié)構(gòu)，通常取2目前十七頁\總數(shù)九十四頁\編于九點3）路面不平度的分級：表6—3圖6—5按路面功率譜密度把路面按不平度分為8級還可用不平度函數(shù)對縱向長度的一階導(dǎo)數(shù)和二階導(dǎo)數(shù)，即速度功率譜密度和加速度功率譜密度來補充描述路面不平度的統(tǒng)計特性。目前十八頁\總數(shù)九十四頁\編于九點二﹑空間頻率功率譜密度化為時間頻率功率頻譜密度

考慮車速u的影響

汽車以一定車速u駛過空間頻率n的路面平 度時輸入的時間頻率

f=un圖6—6目前十九頁\總數(shù)九十四頁\編于九點時間頻率帶寬

即：當(dāng)n或一定時，時間頻率f與帶寬隨成正比變化

功率譜密度是單位頻帶內(nèi)的“功率”（均方值），因此空間頻率功率譜密度為

式中，——路面功率譜密度頻帶內(nèi)包含的“功率”。

目前二十頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

在某一車速u下，與空間頻帶相應(yīng)時間頻帶內(nèi)所包含的不平度垂直位移q的譜量成同其“功率”仍為,因此換算的時間頻譜密度可表示為

:圖6—7目前二十一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—8目前二十二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點三﹑路面對四輪汽車的輸入功率譜密度

x(I),y(I)表示左、右兩個輪跡的不平度，I表示路面長度坐標(biāo)。

x(I),y(I)的自譜、互譜分別為

..和

圖6—9目前二十三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

兩個前輪遇到的不平度:

兩個后輪遇到的不平度（由于存在滯后距離L）：

譜量

目前二十四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變化為

目前二十五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點將四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變化代入譜量計算公式，算出各譜量和...的關(guān)系：

目前二十六頁\總數(shù)九十四頁\編于九點兩個輪跡間不平度的統(tǒng)計特性，用他們之間的互功率譜密度函數(shù)或相干函數(shù)來描述：互振幅譜表示兩個輪跡中頻率為n的分量線性相關(guān)（幅值成比例，相位一致的程度。相位譜可近似的看作兩個輪跡中頻率為n的分量之間平均的相位差。目前二十七頁\總數(shù)九十四頁\編于九點相干函數(shù)在頻域內(nèi)描述了兩個輪跡中頻率為n的分量之間線性相關(guān)的程度。目前二十八頁\總數(shù)九十四頁\編于九點第三節(jié)

汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動

一﹑車振動的簡化

（1）四輪汽車簡化的立體模型

把汽車車身質(zhì)量看作剛體的立體模型

（2）雙軸汽車簡化的平面模型：

圖6-11圖6-12目前二十九頁\總數(shù)九十四頁\編于九點忽略輪胎阻尼把車身分解為前軸上.后軸上及質(zhì)心C上的三個集中質(zhì)量及a）總質(zhì)量保持不變

b）質(zhì)心位置不變

c）轉(zhuǎn)動慣量的值保持不變

目前三十頁\總數(shù)九十四頁\編于九點由上得出三個集中質(zhì)量分別為：

目前三十一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點雙質(zhì)量系統(tǒng)2自由度：1個車輪、Z目前三十二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點二．單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動

1.車身振動的單質(zhì)量系統(tǒng)模型：系統(tǒng)運動的微分方程：則齊次方程為：

圖6—13平衡點zKCm2q目前三十三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點阻尼運動的影響取決于n和的比值，稱為阻尼比該微分方程的解為

圖6—14目前三十四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點2．阻尼比對衰減振動的影響

（1）與阻尼固有頻率有關(guān)

增大，下降

當(dāng)

運動失去振蕩性

目前三十五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點工程上可以近似認為則，車身部分振動的固有圓頻率固有頻率

目前三十六頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

（2）決定振幅的衰減程度

減幅系數(shù)：

取自然對數(shù)

目前三十七頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

三．單質(zhì)量系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性

1.系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù)

目前三十八頁\總數(shù)九十四頁\編于九點幅頻特性：

相頻特性：

得復(fù)數(shù)方程：

并由此得頻響函數(shù)

目前三十九頁\總數(shù)九十四頁\編于九點將代入上式，得

幅頻特性為：

目前四十頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

2．作幅頻特性圖用雙對數(shù)坐標(biāo)畫幅頻特性圖

(1)低頻段漸進線

漸進線為一水平線，漸進線頻率指數(shù)等于0

圖6—15目前四十一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點(2)高頻段漸進線a.,漸進線的斜率為-2：1?！邦l率指數(shù)”等于-2。

,漸進線“頻數(shù)指數(shù)”等于-1，斜率為-1：1。

目前四十二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

3．幅頻特性

（1）低頻段。在這一頻段，略大于1，不呈現(xiàn)明顯的動態(tài)特性，阻尼比對這一頻段的影響不大。

（2）共振段。在這一頻段，出現(xiàn)峰值，將輸入位移放大，加大阻尼比可使共振峰值明顯下降。

目前四十三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點（3）高頻段。在時對輸入位移起衰減作用，阻尼比 減小對減振有利。

目前四十四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點四．單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機輸入的響應(yīng)

（一）用隨機振動理論分析汽車平順性1.平順性分析的振動響應(yīng)量

主要指標(biāo)：車身加速度

懸架彈簧的動撓度

限位行程

進行平順性分析時，要在路面隨機輸入下對這三個振動響應(yīng)量進行統(tǒng)計計算，從而綜合評價和選擇懸掛系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)。

目前四十五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點2.振動響應(yīng)量的功率譜密度與均方根值

汽車振動系統(tǒng)近似為線性系統(tǒng)，路面只經(jīng)過一個車輪對系統(tǒng)輸入，則

取正，負的概率相同，其均值近似為零，則方差等于均方值。

目前四十六頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

3．概率分布與標(biāo)準(zhǔn)差的關(guān)系：

以平順性三個響應(yīng)量標(biāo)準(zhǔn)差的要求為例進行討論

(1)要求超過1g的概率P=1%，求車身加速度的標(biāo)準(zhǔn)差

即表6—4目前四十七頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

即在的情況下限位行程可使撞擊限位的概率為0.3%

(2)某一汽車懸架彈簧動撓度的標(biāo)準(zhǔn)差現(xiàn)要求動撓度超過限位行程,即撞擊限位的概率P=0.3%，求

目前四十八頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

由于Fd向上的概率占一半，故車輪跳離地面的概率為0.15%。（3）

，此時相對動載的均方根值現(xiàn)求相應(yīng)車輪跳離地面的概率目前四十九頁\總數(shù)九十四頁\編于九點（二）車身加速度功率譜密度的計算分析

輸入與輸出均方根值譜之間的關(guān)系如下

圖6—16圖6—17目前五十頁\總數(shù)九十四頁\編于九點車輪與地面件相對動載幅頻特性分于單質(zhì)量系統(tǒng)，車輪與路面間的動載Fd有車身m2的慣性動量確定即

（三）相對動載:Fd與車輪作用與路面的靜載G之比值.目前五十一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點（四）懸架彈簧動撓度的頻幅特性的分析:

懸架動撓度的復(fù)振幅因此的頻率響應(yīng)函數(shù)為

圖6—18目前五十二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點振幅特性圖

圖6-19目前五十三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點(1)低頻段,時,動撓度大致按斜率+2:1關(guān)系隨頻率變化.

(2)高頻段,此時車身位移彈簧變形與路面輸入趨于相等

fd對的振幅特性

圖6—20

目前五十四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點由圖可知,隨固有頻率w0

下降,在共振與低頻段均與w0成反比而提高.

共振時

目前五十五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點（五）懸架系統(tǒng)固有頻率f0與阻尼比的選擇

:

降低固有頻率f0可以明顯減小車身加速度,這是改善平順性的的一個基本措施.但隨著f0降低,動撓度fd增大,[fd]也就必須與固有頻率f0成正比相應(yīng)增大.而限位行程[fd]受結(jié)構(gòu)布置限制不能太大,所以降低f0是有限度的.

表6—5

目前五十六頁\總數(shù)九十四頁\編于九點一.運動方程與振型分析:

運動方程

無阻尼自由振動時,運動方程變?yōu)?/p>

第四節(jié)

車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動圖6—21

目前五十七頁\總數(shù)九十四頁\編于九點m2與m1的振動是相互耦合的.

若m1不動,則

若m2不動,則

目前五十八頁\總數(shù)九十四頁\編于九點在無阻尼自由振動時,設(shè)兩個質(zhì)量以同的圓頻率w和相角作簡諧振動,振幅為z10,z20則其解為

將上面的兩個解代入微分方程組得

目前五十九頁\總數(shù)九十四頁\編于九點將代入,則

目前六十頁\總數(shù)九十四頁\編于九點此方程組有非零解的條件是z10和z20的系數(shù)行列式為零,即

其根為

圖6—22圖—23

目前六十一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點二．雙質(zhì)量系統(tǒng)的傳遞特性

1.雙質(zhì)量系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù)

設(shè)

得z2——z1的頻率響應(yīng)函數(shù)

目前六十二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點

z1——q的頻率響應(yīng)函數(shù)

式中

幅頻特性

式中

其中，r=Kt/K為剛度比；u=m2/m1為質(zhì)量比。

圖6—24

目前六十三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點1.車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的傳遞特性

車身位移z2對路面位移q的頻率響應(yīng)函數(shù)為

z2—q的幅頻特性的兩個環(huán)節(jié)幅頻特性相乘

圖6—25目前六十四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點三．車身加速度，懸架彈簧動撓度和車輪 相對動載的幅頻特性

(一）車身加速度的幅頻特性

目前六十五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點（二）相對動載的幅頻特性

車輪動載

車輪靜載

目前六十六頁\總數(shù)九十四頁\編于九點Fd/G對q的頻率響應(yīng)函數(shù)

幅頻特性

圖6—27

目前六十七頁\總數(shù)九十四頁\編于九點（三）懸架動撓度的幅頻特性

的頻率響應(yīng)函數(shù)為

幅頻特性目前六十八頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—2人體坐姿受振模型目前六十九頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—3各軸向頻率加權(quán)函數(shù)目前七十頁\總數(shù)九十四頁\編于九點表6—2Lgw和aw與人的主觀感覺之間的關(guān)系目前七十一頁\總數(shù)九十四頁\編于九點表6—3路面不平度8級分類標(biāo)準(zhǔn)目前七十二頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—4路面縱斷面曲線目前七十三頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—5路面不平度分級圖目前七十四頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—6不同車速下，時間頻率與空間頻率的關(guān)系目前七十五頁\總數(shù)九十四頁\編于九點圖6—7空間和時間頻率譜度的關(guān)系在某一空間頻率n下，空間頻率功率譜密度所相應(yīng)的時間頻率功率譜密度與車速成反比。不同速度下Δf相應(yīng)的陰影面積，即所包含的“功率”要與圖a上的陰影面積相等。目前七十六頁\總