汽車振動系統(tǒng)的簡化單質量系統(tǒng)的振動

汽車振動系統(tǒng)的簡化單質量系統(tǒng)的振動1第一頁，共四十三頁，2022年，8月28日當，并忽略輪胎阻尼后，汽車立體模型可簡化為平面模型。車身質量有垂直、俯仰、側傾3個自由度，4個車輪質量有4個垂直自由度，整車共7個自由度。一、汽車振動系統(tǒng)的簡化第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動2第二頁，共四十三頁，2022年，8月28日1）總質量保持不變2）質心位置不變3）轉動慣量保持不變第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動簡化前后應滿足以下三個條件解得令—懸掛質量分配系數(shù)。3第三頁，共四十三頁，2022年，8月28日對于大部分汽車，=0.8～1.2，即接近1。當=1時第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動4第四頁，共四十三頁，2022年，8月28日在=1的情況下，前、后軸上方車身部分的集中質量m2f、m2r在垂直方向的運動是相互獨立的。雙軸汽車模型可以簡化為車身、車輪兩個自由度振動系統(tǒng)模型。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動5第五頁，共四十三頁，2022年，8月28日車輪部分的固有頻率為10~16Hz，如果激振頻率遠離車輪固有頻率（即5Hz以下），輪胎的動變形很小，可忽略車輪質量和輪胎的彈性，從而得到車身單質量系統(tǒng)模型。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動6第六頁，共四十三頁，2022年，8月28日二、單質量系統(tǒng)的自由振動ω0—振動系統(tǒng)固有圓頻率；ζ—阻尼比。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動7第七頁，共四十三頁，2022年，8月28日齊次微分方程的解為第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動有阻尼自由振動時，質量m2以有阻尼固有頻率振動，振幅按衰減。8第八頁，共四十三頁，2022年，8月28日

ζ增大，ωr下降。當ζ=1時，運動失去振蕩特征。汽車懸架系統(tǒng)阻尼比ζ大約為0.25，ωr比ω0只下降了3%左右，。1）與有阻尼固有頻率ωr有關第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動阻尼比ζ對衰減振動的影響9第九頁，共四十三頁，2022年，8月28日2）決定振幅的衰減程度阻尼比ζ對衰減振動的影響兩個相鄰的振幅A1與A2之比稱為減振系數(shù)d由實測的衰減振動曲線得到d，即可確定系統(tǒng)的阻尼比ζ。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，單質量系統(tǒng)的振動10第十頁，共四十三頁，2022年，8月28日三、單質量系統(tǒng)頻率響應特性分析幅值比、相位差隨激振頻率而變化的規(guī)律。對于一個常系數(shù)的線性系統(tǒng)（即系統(tǒng)的m、K、ζ為常數(shù)），當輸入量

是一個簡諧函數(shù)時，輸出量

也是與輸入量同頻率的簡諧函數(shù)，但兩者的幅值不同，相位也不同。輸出、輸入的幅值比是頻率f

的函數(shù)，稱為幅頻特性。相位差也是f

的函數(shù)，稱為相頻特性。兩者統(tǒng)稱為頻率響應特性。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動11第十一頁，共四十三頁，2022年，8月28日復振幅z0、q0為輸出、輸入諧量的幅值；1.頻率響應函數(shù)的確定由輸出、輸入諧量復振幅z與q的比值或

與

的傅里葉變換Z(ω)與Q(ω)的比值，可以確定頻率響應函數(shù)

。輸出、輸入諧量的幅值比，稱為幅頻特性。輸出、輸入諧量的相位差，稱為相頻特性。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動12第十二頁，共四十三頁，2022年，8月28日令則第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動代入13第十三頁，共四十三頁，2022年，8月28日2.幅頻特性第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動14第十四頁，共四十三頁，2022年，8月28日四、單質量系統(tǒng)對路面隨機輸入的響應1.用隨機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量車輪與路面間的動載車身加速度懸架彈簧的動撓度第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動15第十五頁，共四十三頁，2022年，8月28日3.幅頻特性曲線0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ用雙對數(shù)坐標做出幅頻特性曲線。0.11|z/q|10漸近線為水平線，斜率為0:1。漸近線的“頻率指數(shù)”為0。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動16第十六頁，共四十三頁，2022年，8月28日0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10漸近線斜率為-2:1?！邦l率指數(shù)”為-2。-2:13.幅頻特性曲線第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動17第十七頁，共四十三頁，2022年，8月28日0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10漸近線斜率為-1:1?！邦l率指數(shù)”為-1。-2:1-1:13.幅頻特性曲線第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動18第十八頁，共四十三頁，2022年，8月28日0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1確定低頻段和高頻段漸近線的交點。交點要滿足3.幅頻特性曲線第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動19第十九頁，共四十三頁，2022年，8月28日0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1與ζ無關，即無論阻尼比取何值，幅頻特性曲線都要經(jīng)過點3.幅頻特性曲線第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動20第二十頁，共四十三頁，2022年，8月28日0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1共振時，單質量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性3.幅頻特性曲線第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動21第二十一頁，共四十三頁，2022年，8月28日4.幅頻特性曲線的討論1）低頻段|z/q|略大于1，阻尼比ζ對這一頻段的影響不大。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1單質量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性22第二十二頁，共四十三頁，2022年，8月28日4.幅頻特性曲線的討論2）共振段|z/q|出現(xiàn)峰值，將輸入位移放大，加大阻尼比ζ，可使共振峰值明顯下降。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1單質量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性23第二十三頁，共四十三頁，2022年，8月28日4.幅頻特性曲線的討論3）高頻段懸架對輸入位移起衰減作用，阻尼比ζ減小對減振有利。與ζ無關第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1單質量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性24第二十四頁，共四十三頁，2022年，8月28日2）振動響應量的功率譜密度與均方根值第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動—振動響應量x的功率譜密度；—路面位移q的功率譜密度；—系統(tǒng)響應量x對輸入q的幅頻特性。25第二十五頁，共四十三頁，2022年，8月28日第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動—

振動響應量的方差，等于均方根值。由路面不平度系數(shù)和車速確定路面位移輸入的功率譜密度由懸架系統(tǒng)參數(shù)求出頻率響應函數(shù)H（f）x～q26第二十六頁，共四十三頁，2022年，8月28日3）概率分布與標準差的關系振動響應量x的分布為正態(tài)分布，且均值為零時，幅值的絕對值超過的概率為P，λ與P的關系如下表。λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過標準差σx的±λ倍以外的概率P第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動27第二十七頁，共四十三頁，2022年，8月28日λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過標準差σx的±λ倍以外的概率P要求車身加速度超過1g的概率P=1%，求車身加速度的標準差。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動例1即=0.39g時，可以使超過1g的概率P=1%。28第二十八頁，共四十三頁，2022年，8月28日λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過標準差σx的±λ倍以外的概率P某汽車懸架彈簧動撓度

的標準差

=3cm，要求動撓度超過限位行程

即撞擊限位的概率P=0.3，假設車輪上下跳動的限位行程均為，求。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動=3cm，=9cm可使撞擊限位的概率為0.3%。例229第二十九頁，共四十三頁，2022年，8月28日λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過標準差σx的±λ倍以外的概率P車輪跳離地面的條件是相應界限值當車輪與路面間的動載Fd與車輪作用于路面的靜載G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，相對動載

/G的均方根值，求車輪跳離地面的概率。因為

向上的概率占一半，車輪跳離地面的概率是0.15%。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動例330第三十頁，共四十三頁，2022年，8月28日2.車身加速度的功率譜密度的計算分析路面輸入除采用外，還可以采用和。相應地，幅頻特性要采用和。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動31第三十一頁，共四十三頁，2022年，8月28日輸入、輸出均方根譜之間的關系路面輸入的均方根譜用雙對數(shù)坐標做出路面輸入均方根譜與ω的關系曲線。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動32第三十二頁，共四十三頁，2022年，8月28日斜率為0:1斜率為1:1斜率為－1:1第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動33第三十三頁，共四十三頁，2022年，8月28日三個幅頻特性為第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動34第三十四頁，共四十三頁，2022年，8月28日第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:135第三十五頁，共四十三頁，2022年，8月28日由于為一“白噪聲”，與的圖形完全相同，只是在雙對數(shù)坐標上移動。×××可以用響應量對速度輸入的幅頻特性定性分析響應的均方根譜。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動36第三十六頁，共四十三頁，2022年，8月28日21101000.1110激振頻率f/Hzζ=0.25ζ=0.5f0=1Hzf0=2Hz思考：ζ對共振峰值和高頻段的影響有何不同？振動系統(tǒng)的固有頻率f0對共振峰值有何影響？第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動ζ0.250.5f=f0=114.048.88f=f0=228.0817.7637第三十七頁，共四十三頁，2022年，8月28日對單質量振動系統(tǒng)，

/G與只相差系數(shù)1/g，因此ω0和ζ對幅頻特性的影響與幅頻特性的影響，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第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動38第三十八頁，共四十三頁，2022年，8月28日4.懸架彈簧的動撓度

對幅頻特性的分析第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動3