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第六章汽車平順性路面汽車人本章基本思路

如何評價汽車的行駛平順性？

對汽車振動系統(tǒng)如何進(jìn)行簡化？

對于振動的“輸入”的描述路面不平度的統(tǒng)計特性

單質(zhì)量系統(tǒng)的振動車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動雙軸汽車模型的振動建立運(yùn)動微分方程及系統(tǒng)“輸入”對“輸出”的影響分析

汽車平順性測試

幾種重要的評價方法

汽車懸架參數(shù)設(shè)計的依據(jù)

路面不平度及功率譜密度

本章共有7節(jié)：第一節(jié)人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化。單質(zhì)量系統(tǒng)的振動第四節(jié)車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動第五節(jié)雙軸汽車的振動第六節(jié)“人體－座椅”系統(tǒng)的振動第七節(jié)汽車平順性試驗(yàn)和數(shù)據(jù)處理平順性：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)乘員舒適程度評價汽車振動系統(tǒng)及其評價指標(biāo)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、質(zhì)量。輸出：懸掛質(zhì)量或人體加速度、車輪動載荷。評價指標(biāo)：人體對振動的響應(yīng)、輪胎的接地性。第一節(jié)人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價

評價標(biāo)準(zhǔn)

ISO2631-1:1997(E)《人體承受全身振動評價——第一部分：一般要求》GB/T4970-1996《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》一、人體對振動的反應(yīng)機(jī)械振動對人體的影響，取決于振動的頻率、強(qiáng)度、作用方向和持續(xù)時間，而且每個人的心理與身體素質(zhì)不同，對振動的敏感程度也不同。所考慮的振動ISO2631-1規(guī)定，舒適性評價時，考慮座椅支承處的3個線振動和3個角振動，靠背和腳支承處各3個線振動，共12個軸向振動。健康影響評價時，僅考慮座椅支承處的3個線振動xs、ys、zs。1、軸加權(quán)系數(shù)對不同方向振動，人體敏感度不一樣。該標(biāo)準(zhǔn)用軸加權(quán)系數(shù)描述這種敏感度。2、頻率加權(quán)函數(shù)對不同頻率的振動，人體敏感度也不一樣。例如，人體內(nèi)臟在椅面z向振動4-8Hz發(fā)生共振，8-12.5Hz對脊椎影響大。椅面水平振動敏感范圍在0.5-2Hz。標(biāo)準(zhǔn)用頻率加權(quán)函數(shù)w描述這種敏感度。平順性名詞解釋頻率加權(quán)濾波網(wǎng)絡(luò)aw(t)a(t)

均方根值：a(t)是測試的加速度時間信號。加權(quán)均方根值：aw(t)是通過頻率加權(quán)函數(shù)濾波網(wǎng)絡(luò)后得到的加速度時間信號。頻率加權(quán)函數(shù)見表6-1。二、平順性的評價方法1、

按加速度加權(quán)均方根值評價。樣本時間T一般取120s。椅面x,y向和靠背y,z向：椅面z向和腳x，y，z：

靠背x向：頻率加權(quán)函數(shù)2、對記錄的加速度時間歷程a(t)進(jìn)行頻譜分析得到功率譜密度，按下式計算：參閱教材圖6-56“平順性試驗(yàn)數(shù)據(jù)的采集和處理”3、同時考慮3個方向

3軸向xs、ys、zs振動的總加權(quán)加速度均方根值為：平順性指標(biāo)和人的感覺間的關(guān)系4、有些“人體振動測量儀”采用加權(quán)振級Law，它與加權(quán)加速度均方根值換算，按下式進(jìn)行（參閱教材p250）：第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特征

路面縱向斷面曲線q(I)I一、路面不平度的功率譜密度

因此，需要從統(tǒng)計的角度出發(fā)，引進(jìn)適合于具有隨機(jī)性質(zhì)的譜分析方法，即功率譜分析方法。它是傅里葉分析法和統(tǒng)計分析法兩者結(jié)合起來考慮的。

為了研究信號的能量（或功率）分布，并凸出信號頻譜圖中的主頻率，需要做功率譜分析。特別是對于有明顯的非確定性的隨機(jī)信號，1、隨機(jī)信號的頻譜分析不平度函數(shù)3.路面不平度q(I)的功率譜密度Gq(n)的意義：

Gq(n)表示路面不平度q2(I)的平均值E[q2(I)]的空間頻率分布。掌握了路面不平度q(I)的功率譜密度以及車輛系統(tǒng)的頻響函數(shù)。就可以求出響應(yīng)量的功率譜，用來分析振動系統(tǒng)對各響應(yīng)物理量的影響和評價平順性。2.隨機(jī)變量x(t)功率譜密度Gx(f)的意義：

Gx(f)表示x(t)的平均功率E[x2(t)]（均方值）在頻率域的分布（參閱教材p248)。

功率譜密度的定義是單位頻帶內(nèi)的“功率”（均方值），因此功率譜密度所反映的是信號幅值的平方，故頻域結(jié)構(gòu)特征更加明顯。4.路面不平度的功率譜密度式中

n—空間頻率，m-1

n0—參考空間頻率，0.1m-1

Gq(n0)—參考空間頻率n0下的功率譜密度，即路面不平度系數(shù)(m2/m-1)

w—頻率指數(shù)，一般取為2用水準(zhǔn)儀或路面計測量路面不平度，測量得到的大量路面不平度數(shù)據(jù)用計算機(jī)處理，得到功率譜密度Gq(n）或方差σ2q速度功率譜密度：是位移功率譜密度與頻率二次方乘積；加速度功率譜密度：是位移功率譜密度與頻率四次方乘積。

此時，路面速度功率譜密度在整個頻率范圍內(nèi)為一常數(shù)，幅值大小只與不平度系數(shù)有關(guān)，這一路面輸入的速度功率譜密度稱為“白噪聲”，用來分析計算會帶來一定方便！二、路面空間頻率譜密度化為時間譜密度1.空間頻率與時間頻率的關(guān)系

f=un

這里n是空間頻率(每米波長數(shù))。u是車速(m/s)，f是時間頻率(Hz,每秒波長數(shù))。2.路面時間譜密度與空間頻率譜密度的關(guān)系

f=un

f=un三、路面對四輪汽車的輸入功率譜密度x(I)y(I)IBL2134x(I)/y(I)的自譜、互譜分別為:四個車輪的不平度函數(shù)用q1(I)、q2(I)、q3(I)、q4(I)q1(I)＝x(I)q3(I)＝y(tǒng)(I)q2(I)＝x(I-L)q4(I)＝y(tǒng)(I-L)1-33-12-44-21-44-12-33-21-22-13-44-312個互譜兩兩共軛q1、q2、q3、q4四個輸入的振動傳遞時，要掌握四個車輪的自譜和四個車輪彼此間的互譜共16個譜量Gik(n)(i,k=1，2，3，4）,其中12個互譜兩兩共軛。譜量可按下式計算：為qi(I）、qk(I）的傅里葉變換；四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變換為：將四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變換代入算出各譜量和兩個輪跡之間的自譜Gxx(n)Gyy(n)互譜

Gxy(n)Gyx(n)的關(guān)系：兩個輪跡之間不平度的統(tǒng)計特性，用它們之間的互功率譜密度或相干函數(shù)來描述。a互功率譜密度互振幅譜相位譜

b相干函數(shù)：相干函數(shù)在頻域內(nèi)描述了與中頻率n分量之間的線性相關(guān)程度。表明與中頻率為n的分量之間幅值比和相位保持不變。表明與中頻率為n的分量之間幅值比和相位是隨機(jī)變化的。x(I)y(I)IBL21341-33-12-44-21-44-12-33-21-22-13-44-312個互譜兩兩共軛路面對四輪汽車輸入的譜矩陣：第三節(jié)

汽車振動系統(tǒng)的簡化、單質(zhì)量系統(tǒng)振動一、汽車振動系統(tǒng)的簡化x(I)=y(I)懸掛質(zhì)量m2按動力學(xué)等效條件車身3自由度車輪4自由度四自由度模型－雙軸汽車簡化三個質(zhì)量由無質(zhì)量的剛性桿連接此時可以分別討論前、后軸所構(gòu)成的兩個雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動了。等效質(zhì)量大小由三個條件決定二、單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動汽車單自由度振動模型令2n=C/m2，

20=K/m2，齊次方程變?yōu)?/p>

0稱為系統(tǒng)固有圓頻率，定義阻尼比方程的解為單自由度自由振動衰減曲線復(fù)振動ReIm

tZ=AejωtjwtAcos

tAsin

t三、單質(zhì)量系統(tǒng)頻響特性頻率響應(yīng)函數(shù)的物理意義頻率響應(yīng)函數(shù)的模

=幅頻特性=|輸出復(fù)振動/輸入復(fù)振動|

=輸出實(shí)振幅/輸入實(shí)振幅頻率響應(yīng)函數(shù)的幅角=

-

=即頻率響應(yīng)函數(shù)的特點(diǎn)(1)描述了定常線性系統(tǒng)（動態(tài)特性）。是頻率的復(fù)函數(shù)。(2)系統(tǒng)所固有。(3)具有不同的形式，[橫擺角速度]/[轉(zhuǎn)向盤輸入]，[車身（車輪）輸出位移、速度、加速度]/[地面輸入],[座椅]/[地面輸入],等。(4)可通過理論計算或方便地通過測試得到。頻響函數(shù)的測試汽車單質(zhì)量系統(tǒng)頻響函數(shù)的推導(dǎo)令輸入復(fù)振動為式中復(fù)振幅令輸出復(fù)振動為a/復(fù)振動求法令代入上式，得上式模（幅頻特性）為

b/傅里葉變換法傅里葉變換上式模（幅頻特性）為

（1）在0<

0.75的低頻段，既不減振也不增振。阻尼比影響不大。（2）在0.75<

的共振段，出現(xiàn)峰值，阻尼比大時峰值低。（3）在>=的高頻段，=時=1，與ζ無關(guān)。>時，

<1，阻尼比較小時衰減更多。平順性分析的振動響應(yīng)量有3種：1、車身振動加速度2、懸架動撓度（涉及限位行程、懸架擊穿）3、車輪與路面間的動載荷1、平順性分析的振動響應(yīng)量（一）用隨機(jī)振動理論分析汽車平順性的概述四、單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)車身加速度功率譜密度函數(shù)車身加速度功率譜密度函數(shù)用于：a.了解振動加速度功率頻譜的分布。b.求加速度均方根值或加權(quán)均方根值評價汽車平順性。從式：（二）車身加速度功率譜密度的計算方法式中路面速度均方根譜來自輸入q車身加速度功率譜密度均方根為：輸入車身加速度功率譜密度均方根為輸入車身加速度功率譜密度均方根為=常量（白噪聲）

式中同理得：當(dāng)

=1時，前式變?yōu)?/p>

（共振峰值）

顯然固有頻率越低，峰值越低。此外，低頻段阻尼比越大，越小。高頻段阻尼比越大，越大。二者效果相反，須折衷。對單質(zhì)量系統(tǒng)它與簧載荷重量G的比值稱為相對動載荷這和車身振動加速度基本一樣，只差一常數(shù)g。故可用同樣公式求均方根值（標(biāo)準(zhǔn)差），求離地概率。（三）車輪與路面間相對動載Fd/G對幅頻特性的分析懸架彈簧動撓度復(fù)振幅為，故頻響函數(shù)把頻響函數(shù)代入上式，得幅頻特性為

（四）懸架撓度fd對幅頻特性的分析1、固有頻率越低，車身振動加速度均方根值越低，平順性越好。但固有頻率太低，動撓度fd會增大，導(dǎo)致汽車載荷變化時車身高度變化過大、懸架“擊穿”和乘員暈車；2、汽車懸架阻尼比不能過大或過小，有一最佳值，在0.2和0.4之間。（五）懸架固有頻率與阻尼比的選擇表中：f0—固有頻率fs—懸架靜撓度[fd]

—限位行程

—阻尼比懸架參數(shù)實(shí)用范圍第四