基于7自由度模型的整車振動分析

基于基于7自由度模型的整車振動分析#&4E-3EZ51Fl-D4.二2..1.0.I魯書込蚤圖3路面輸入模型由于這里所推導(dǎo)出的是建立在頻域之中的傳遞函數(shù)公式，所以需要找到合理的以時(shí)間頻率為自變量的路面位移輸入Z仙)或Z(f)，才可以通過傳遞函數(shù)計(jì)算出整車模型對路面gg激勵(lì)的各種響應(yīng)。用時(shí)間頻率f表達(dá)的路面位移功率譜密度為：S(f)=G-0f2其中G為路面不平度系數(shù)(m3/cycle)，u為車速(m/s)。0將路面位移功率譜密度轉(zhuǎn)換成一系列離散的正弦波，分解頻率分別為0.01Hz、0.02Hz、0.03Hz_15.00Hz，頻率增量為Af=0.01Hz。對于頻率為f、振幅為Z(f)g的正弦波，其方均值為z2(f)/2。由隨機(jī)過程法則及線性系統(tǒng)理論可知，正弦波的方均值g除以Af即等于功率譜密度，于是有：Z2(f)2紂整理得:Z整理得:Z(f)=,.-TGUAf這就是所需要的以時(shí)間頻率為自變量的路面位移輸入Z(f)。g1S16.1412D1(e[e伯ma.o.Qo.a.loQK1D-5S3625121.E-肆!t苗旺事5151QIf..-*1S16.1412D1(e[e伯ma.o.Qo.a.loQK1D-5S3625121.E-肆!t苗旺事5151QIf..-*計(jì)算分析結(jié)果其分析結(jié)果用圖形（圖4-其分析結(jié)果用圖形（圖4-⑸表示如下:a2D1?le?脣盤KpgvwftE卅JC1戸1D10-16圖12圖a2D1?le?脣盤KpgvwftE卅JC1戸1D10-16圖12圖13圖14圖15由上面的分析圖可以看出，隨著簧載質(zhì)量的的增大，車身質(zhì)心處的加速度有一定程度的減少，因此帶來的是不舒適性參數(shù)增益的減小。但同時(shí)，懸架動行程和車身俯仰角的共振峰值卻顯著上升，在高頻部分基本一致。由此可見，質(zhì)量較大的車舒適性較好，是在懸架設(shè)計(jì)時(shí)需要注意避免其動行但程超出其極限范圍。隨著懸架阻尼系數(shù)的減少，車身質(zhì)心處的加速度和輪胎動載荷的變化幅度加大，共振峰值顯著上升，在中高頻段卻有一定程度減小。而對懸架動行程和車身俯仰角的影響最為顯著，隨著阻尼系數(shù)的減小而劇烈增大。因此，較大的阻尼系數(shù)能明顯減小懸架的動行程和車身的俯仰角，一定程度上提高車輛的舒適性。隨著懸架剛度的增大，車身質(zhì)心處的加速度、輪胎動載荷和車身俯仰角在共振區(qū)顯著增大，增加了不舒適性。但在共振區(qū)以外的高頻區(qū)，其影響并不大。另外，懸架剛度對懸架動行程的影響卻不如簧載質(zhì)量和懸架阻尼系數(shù)來的顯著。參考文獻(xiàn)：[1]余志生?汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械出版社，1989.⑵蓋玉先?郭慶悌?宋健?李亮?汽車動力學(xué)穩(wěn)定性的研究[M].哈爾濱工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2006.12⑶張春紅.基于MATLAB的汽車振動系統(tǒng)仿真[J].機(jī)械工程與自動化