第八章 汽車的NVH性能

第八章汽車的NVH性能同濟大學汽車學院朱西產(chǎn)教授汽車NVH及要解決的問題NVH性能之所以越來越受到用戶的重視，原因之一是隨著汽車普遍進入廣大家庭，用戶對汽車的要求不僅局限于代步工具或運輸工具，而且對其乘坐舒適性提出了更高的要求；原因之二是用戶對NVH性能敏感度很高，隨時都感受到振動噪聲。

汽車振動噪聲性能，又稱為NVH（Noise、Vibration&Harshness）性能。NVH性能指乘員感受到的噪聲、振動及相關(guān)的動態(tài)不舒適性。噪聲（Noise）主要指乘客聽到的車內(nèi)噪聲，包括發(fā)動機噪聲、進排氣噪聲、輪胎噪聲、風噪聲、傳動系齒輪嚙合噪聲、車內(nèi)面板振動輻射噪聲等；另外，還有車外噪聲，亦即汽車行駛中對交通環(huán)境的輻射噪聲。振動（Vibration）主要指乘客感覺到的方向盤、地板和座椅等的抖動，通常由發(fā)動機和不平路面的激勵引起。動態(tài)不舒適性（Harshness）通常指乘客感受到的汽車非平穩(wěn)運動、顛簸、沖擊和刺耳的異常噪聲等。NVH問題分類車內(nèi)噪聲車外噪聲發(fā)動機進氣系統(tǒng)風扇、電子電器輪胎及不平路面排氣系統(tǒng)面板輻射噪聲風噪車內(nèi)振動（方向盤、座椅）傳動系統(tǒng)NVH要解決的問題振動源、噪聲源結(jié)構(gòu)傳遞振動:結(jié)構(gòu)傳遞空氣傳遞噪聲:NVH開發(fā)要解決的重點問題車身相關(guān)：（1）車身結(jié)構(gòu)NVH開發(fā)（模態(tài)及傳函VTF、NTF）（2）高頻聲學包開發(fā)（隔吸聲件、內(nèi)飾件）（3）結(jié)構(gòu)阻尼件布置設計（4）風噪問題（立柱隔斷）動力相關(guān)：（5）動力總成懸置系統(tǒng)匹配設計（6）發(fā)動機本體振動和噪聲控制（發(fā)動機NVH）（7）進氣噪聲（8）排氣噪聲底盤相關(guān)：（9）底盤NVH開發(fā)（10）輪胎噪聲控制其他：（11）關(guān)鍵子系統(tǒng)或部件NVH性能開發(fā)（變速箱、傳動軸、轉(zhuǎn)向管柱等）（12）電子電器噪聲（風扇等）（13）整車異響等（14）門關(guān)閉聲品質(zhì)底盤NVH分析底盤參數(shù)（彈簧、減振器、襯套等）基本上由車輛動力學性能來確定，而不是由NVH性能確定。底盤NVH分析的主要目的有：（1）分析路面激勵的各條傳遞路徑的貢獻度，從而明確底盤與車身的哪個連接點哪個方向的振動、噪聲傳遞函數(shù)（即VTF和NTF）需要控制。這實際上就是傳遞路徑分析（TransferPathAnalysis，TPA）方法。（2）在首先滿足車輛動力學的前提下，改善由路面激勵引起的NVH性能。比如平順性的分析，用有限元模型比用多體模型更有效，因為有限元模型可以反映車身結(jié)構(gòu)的振動傳遞特性。底盤NVH分析模型（實際上接近于整車模型）的建立步驟：（1）分別計算副車架、懸掛、整備車身、動力總成等的自然模態(tài)。（2）將各子系統(tǒng)的模態(tài)輸入到Virtual.lab，并仔細分析和定義底盤和車身的連接關(guān)系。（3）各子系統(tǒng)的模態(tài)也可以是試驗測量的，這時所建的整車模型稱為混合模型。底盤NVH模型的建立---子系統(tǒng)的模態(tài)分析前副車架后副車架前懸架前穩(wěn)定桿后穩(wěn)定桿后懸架底盤NVH模型的建立（續(xù)）轉(zhuǎn)向管柱動力總成整備車身底盤NVH模型（整車模型）底盤NVH分析結(jié)構(gòu)傳遞路徑測點方向前懸架懸架主彈簧上支座點Z下控制臂與前副車架前連接點XYZ下控制臂與前副車架后連接點XYZ減振器上支座點Z后懸架懸架彈簧上支座點Z外傾桿與后副車架的連接點XYZ下控制臂與后副車架的連接點XYZ減振器上支座點Z80km/h勻速行駛工況座椅地板Z方向振動加速度各傳遞路徑貢獻量色譜圖選取的傳遞路徑第六章汽車的平順性汽車的平順性

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)的簡化，系統(tǒng)的頻率響應特性和系統(tǒng)參數(shù)對振動響應參數(shù)的影響；汽車平順性的測試等。本章重點研究路面不平引起的汽車振動問題。汽車的平順性

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？

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)彈性元件阻尼元件車身、車輪質(zhì)量輸入路面不平度車速發(fā)動機、傳動系和車輪等旋轉(zhuǎn)部件的非平衡干擾輸出車身傳至人體的加速度懸架彈簧的動撓度車輪與路面間的動載荷評價指標加權(quán)加速度均方根值撞擊懸架限位的概率行駛安全性

本章將圍繞人體對振動的反應和平順性的評價指標、路面不平度的統(tǒng)計特性（振動系統(tǒng)的輸入）、振動系統(tǒng)的動力學分析、振動系統(tǒng)的輸出特性等內(nèi)容而展開。汽車的平順性本章將不考慮第一節(jié)

人體對振動的反應和平順性的評價

本節(jié)將學習人體對振動的反應、人體坐姿受振模型、平順性的評價方法等。汽車的平順性一、人體對振動的反應人體對振動的反應垂直方向4～12.5Hz水平方向0.5～2Hz人體最敏感傳至人體的振動加速度人體對水平方向的振動比垂直方向更敏感心理生理思考：公交車和長途客車在設計時對平順性的要求有何不同？客觀因素主觀因素第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價持續(xù)時間強度作用方向頻率

1974年國際標準化組織制定了國際標準ISO2631：《人體承受全身振動評價指南》

1997年公布了ISO2631－1：《人體承受全身振動評價—第一部分：一般要求》

我國對相應國際標準進行了修訂，公布了GB/T4970—1996《汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法》國際、國內(nèi)與平順性評價方法相關(guān)的標準第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價人體坐姿受振模型共3個輸入點、12個方向的振動第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價位置坐標軸名稱頻率加權(quán)函數(shù)軸加權(quán)系數(shù)k座椅支承面wd1.00wd1.00wk1.00we0.63we0.40we0.20靠背0.80wd0.50wd0.40腳wk0.25wk0.25wk0.40頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價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)的不同取值可否確定人體對哪個點輸入的振動最敏感？第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價ISO2631-1：1997（E）標準還規(guī)定當評價振動對健康的影響時

只考慮

這三個軸向振動，且

兩個水平軸向的軸加權(quán)系數(shù)取k=1.4。

靠背水平軸向

可以由椅面水平軸向

代替，此時軸加權(quán)系數(shù)取k=1.4。

我國標準規(guī)定，評價汽車平順性時就考慮椅面

三個軸向振動。第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價人體對不同頻率的振動敏感程度不同

最敏感的頻率范圍是4～12.5Hz。在4～8Hz頻率范圍，人的內(nèi)臟器官產(chǎn)生共振；8～12.5Hz頻率范圍，對人的脊椎系統(tǒng)影響很大。

最敏感的頻率范圍是0.5～2Hz。大約在3Hz以下，人體對水平振動比對垂直振動更敏感，且汽車車身部分系統(tǒng)在此頻率范圍內(nèi)產(chǎn)生共振，故應對水平振動給予充分重視。第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價各軸向的頻率加權(quán)函數(shù)（漸近線）頻率加權(quán)函數(shù)第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價二、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)絡法

將測得的

通過相應的頻率加權(quán)函數(shù)

的濾波網(wǎng)絡，得到加權(quán)加速度時間歷程

。2）頻譜分析法

對

進行頻譜分析，得到功率譜密度函數(shù)

。第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價（2）三個方向總加權(quán)加速度均方根值思考：為什么乘以系數(shù)1.4？（3）總加權(quán)振級Lawa0—參考加速度均方根值，。第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價（4）評價方法Law和aw與人的主觀感覺之間的關(guān)系加權(quán)加速度均方根值aw加權(quán)振級Law人的主觀感覺<0.315110沒有不舒適0.315～0.63110～116有一些不舒適0.5～1.0114～120相當不舒適0.8～1.6118～124不舒適1.25～2.5112～128很不舒適>2.0126極不舒適第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價位置坐標軸名稱頻率加權(quán)函數(shù)軸加權(quán)系數(shù)k加權(quán)加速度均方根值峰值系數(shù)座椅支承面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)European轎車上振動測量結(jié)果第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價位置坐標軸名稱頻率加權(quán)函數(shù)軸加權(quán)系數(shù)k加權(quán)加速度均方根值峰值系數(shù)靠背0.800.2124.3wd0.500.0874.4wd0.400.1404.9wk0.250.0905.4腳wk0.250.0935.1wk0.400.3196.20.628第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價頻率加權(quán)函數(shù)和軸加權(quán)系數(shù)European轎車上振動測量結(jié)果2.輔助評價法

當峰值系數(shù)>9時，ISO2631-1：1997（E）標準規(guī)定用加權(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——振動劑量值。第一節(jié)人體對振動的反應和平順性的評價汽車的平順性

本節(jié)將介紹路面空間頻率的功率譜密度，路面等級，時間頻率的功率譜密度，路面對四輪汽車輸入的功率譜密度等。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.路面不平度函數(shù)

路面相對基準平面的高度q，沿道路走向長度I的變化q（I）稱為路面不平度函數(shù)。

用水準儀或路面計可以得到路面不平度函數(shù)。第二節(jié)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n—空間頻率（m-1），表示每米長度包括幾個波長；

—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)；n0—參考空間頻率，n0=0.1m-1；W—頻率指數(shù)。第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性路面等級Gq(n0)/(10-6m3)（n0=0.1m-1）σq

/(10-3m)0.011m-1<n<2.83m-1

幾何平均值幾何平均值A163.81B647.61C25615.23D102430.45E409660.90F16384121.80G65536243.61H262144487.222）路面不平度8級分類標準第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性路面不平度分級圖第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性3）速度功率譜密度和加速度功率譜密度速度功率譜密度加速度功率譜密度當W=2時與n無關(guān)——“白噪聲”第二節(jié)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當空間頻率n

或帶寬Δn一定時，時間頻率f

與帶寬Δf

隨車速成正比變化。第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性車速將代入單位頻帶內(nèi)的“功率”（均方值）即為功率譜密度。空間頻率的功率譜密度—路面功率譜密度在頻帶Δn內(nèi)包含的“功率”。第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性空間頻率和時間頻率譜密度的關(guān)系時間頻率譜密度Gq(f)空間頻率譜密度Gq(n)第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性nfu=1/2u=1u=2112Gq(f)Δn速度u不同時，空間頻率與時間頻率的關(guān)系第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性uGq(n0)第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性對上式的等式兩邊取對數(shù)后作圖，得到位移功率譜密度。uGq(n0)第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性對上式的等式兩邊取對數(shù)后作圖，得到速度功率譜密度。uGq(n0)第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性對上式的等式兩邊取對數(shù)后作圖，得到加速度功率譜密度。三、路面對四輪汽車輸入的功率譜密度第二節(jié)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的自譜和四個車輪彼此間的互譜，共16個譜量

2，3，4），其中12個譜量兩兩共軛。四個車輪不平度函數(shù)的傅里葉變換為第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性左、右輪跡間的互譜可以表示為兩個輪跡的相關(guān)函數(shù)為第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性側(cè)傾角位移功率譜密度Gθ(n)與垂直位移功率譜密度

的比值與相干函數(shù)

的關(guān)系為與Gθ(n)/

曲線第二節(jié)路面不平度的統(tǒng)計特性當兩個輪跡x（I）、y（I）的統(tǒng)計特性相同，即且相位譜時路面對四輪汽車輸入的譜矩陣最后可以表示為第二節(jié)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)的自由振動和頻率響應特性；分析單質(zhì)量系統(tǒng)對路面隨機輸入的響應及其響應量特性參數(shù)的計算，分析懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比ζ對振動響應的影響；介紹懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比ζ的選擇范圍。汽車的平順性第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動

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(zhì)量有垂直、俯仰、側(cè)傾3個自由度，4個車輪質(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)的振動1）總質(zhì)量保持不變2）質(zhì)心位置不變3）轉(zhuǎn)動慣量保持不變第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動簡化前后應滿足以下三個條件解得令—懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。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(zhì)量系統(tǒng)的振動

在

=1的情況下，前、后軸上方車身部分的集中質(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)的振動

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(zhì)量和輪胎的彈性，從而得到車身單質(zhì)量系統(tǒng)模型。第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動二、單質(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)的振動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(zhì)量系統(tǒng)的振動

有阻尼自由振動時，質(zhì)量m2以有阻尼固有頻率振動，振幅按衰減。

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(guān)第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動阻尼比ζ對衰減振動的影響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(zhì)量系統(tǒng)的振動三、單質(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)的振動復振幅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(zhì)量系統(tǒng)的振動令則第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動代入2.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(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10

漸近線斜率為-2:1。

“頻率指數(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(zhì)量系統(tǒng)的振動0.1110頻率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10

漸近線斜率為-1:1。

“頻率指數(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(zhì)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

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(zhì)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

與ζ無關(guān)，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(zhì)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

共振時，單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性3.幅頻特性曲線第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動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(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性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(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性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(guān)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λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性四、單質(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)的振動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(zhì)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。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～q3）概率分布與標準差的關(guān)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(guān)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(zhì)量系統(tǒng)的振動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(zhì)量系統(tǒng)的振動例1即=0.39g時，可以使超過1g的概率P=1%。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(zhì)量系統(tǒng)的振動=3cm，=9cm可使撞擊限位的概率為0.3%。例2λ122.5833.29P31.7%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(zhì)量系統(tǒng)的振動例32.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(zhì)量系統(tǒng)的振動輸入、輸出均方根譜之間的關(guān)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(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(zhì)量系統(tǒng)的振動三個幅頻特性為第三節(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λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1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(zhì)量系統(tǒng)的振動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(zhì)量系統(tǒng)的振動ζ0.250.5f=f0=114.048.88f=f0=228.0817.76

對單質(zhì)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(zhì)量系統(tǒng)的振動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(zhì)量系統(tǒng)的振動在低頻段，λ<<1，在高頻段，λ>>1，2:10:1第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動頻率比λ=ω/ω00.11101010.1ζ=0ζ=0.5ζ=0.252:10:11:1-1:1思考：懸架固有頻率f0對

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ζ0.250.5f=f0=10.3180.159f=f0=20.1590.0805.懸架系統(tǒng)固有頻率f0與阻尼比ζ的選擇思考：懸架系統(tǒng)固有頻率

f0和阻尼比ζ對車身振動加速度及懸架動撓度的影響有何不同？車型f0/Hz

/cm

/cmζ轎車1.2~1.115~307~9貨車2~1.56~116~902.~0.4大客車1.8~1.27~155~8越野汽車2~1.36~137~13懸架系統(tǒng)

值的實用范圍第三節(jié)汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動第四節(jié)車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動汽車的平順性一、運動方程和振型分析無阻尼自由振動時如果m1不動（z1=0）如果m2不動（z2=0）

ω0與ωt是雙質(zhì)量系統(tǒng)只有單獨一個質(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，設兩個質(zhì)量以相同的圓頻率ω和相角

做簡諧振動，振幅為z10、z20。將代入左式后可得代入得第四節(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z10和z20的系數(shù)行列式為零。第四節(jié)車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動設某一汽車，求ω1和ω2?，質(zhì)量比，剛度比例第四節(jié)車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動得一階主振型得二階主振型第四節(jié)車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動

當激振頻率ω接近ω1時產(chǎn)生低頻共振，按一階主振型振動，車身質(zhì)量m2的振幅比車輪質(zhì)量m