汽車振動分析與測試課件：車輛行駛振動（舒適性評價）

汽車振動分析與測試車輛振動性能的評價

三、舒適性評價

舒適性是人的主觀感受，對振動作用的評價不是只根據(jù)其強度，比如不是單獨根據(jù)加速度振幅的大小，而是對于同樣強度但不同頻率、部位和方向的振動有不同的感受。（1）用以評價的振動強度、評價函數(shù)

為尋求評價的途徑，讓被試人員坐在振動椅上。振動椅只能以單正弦波振動，但其頻率和振幅可以改變用KZ表示“用以評價的振動強度”，它分成若干個等級。按主觀感受“沒有感覺”、“剛有感覺”、“有感覺”、“感覺強烈”、“感覺很強烈”進行劃分，如圖9.13所示，“KZ”的K表示舒適，“Z”表示方向。KZ等值曲線與立姿、坐姿人體Z方向振動加速度和頻率之間的關(guān)系為了便于計算，引評價函數(shù)車內(nèi)人體所受振動的評價函數(shù)表中還給出一些其它評價指標人體最敏感頻率范圍：①對座椅上的人體承受垂直振動為4～12.5Hz；②側(cè)傾運動為低7Hz，特別是低于1Hz；③對雙手和雙腳為8Hz到16Hz之間。（2）振動強度K的計算

如果振動中存在幾個頻率成分，則當振動存在于一個頻率范圍內(nèi)時，可利用傅立葉變換和譜密度來求振動強度K?？偟恼駝訌姸菿t為（3）作用時間舒適程度可由舒適度降低界限、疲勞降低工作效率界限以及健康界限這三個界限來評價。這三個界限都是由K值和作用時間T共同決定的，如圖所示。按三個界限畫出的振動強度與作用時間的關(guān)系第3節(jié)單輪車輛模型

車輛振動頻率范圍大致劃分和典型的共振頻率范圍，如表9.2和9.3所示。對懸架設(shè)計而言，有些參數(shù)可以由設(shè)計者來確定，而有些則不受設(shè)計者控制。通?？捎稍O(shè)計者確定的設(shè)計參數(shù)有（1）懸架剛度；（2）懸架阻尼；（3）簧上質(zhì)量與簧下質(zhì)量之比；（4）防撞緩沖塊的特性；（5）輪胎垂直力學特性；（6）襯套剛度。

簧下質(zhì)量和輪胎特性等，有時是事先給定的，這樣就不由設(shè)計者確定。懸架系統(tǒng)中，襯套剛度主要影響高頻響應的傳遞特性，它對低頻段的行駛性能影響較小。此外，在懸架行程達到上、下極限位置引起緩沖塊沖擊時，由此引起的振動屬于非線性響應。本章的研究內(nèi)容側(cè)重于懸架剛度和阻尼參數(shù)的設(shè)計。一、輪胎和座椅的簡化模型

（1）輪胎簡化模型當輪胎氣壓一定時，垂直方向的力-變形量曲線，在輪胎初始受力階段有一小段呈現(xiàn)腳趾狀的曲線，如圖所示。輪胎的垂直剛度

雖然輪胎垂直力－變形量曲線存在非線性，且輪胎存在阻尼，但在行駛振動力學建模時，通常將輪胎簡化為一個垂直于地面的線性彈簧。對于非線性，一般通過在該曲線的靜態(tài)車輪法向力點附近作線性化處理加以解決，如圖所示。輪胎垂直剛度kt與次切距s的解釋靜態(tài)車輪法向力點的斜率為

值是對于靜止輪胎而言的。隨著車速增加，輪胎滾動時的值有所增加。對子午線輪胎，車速為100km/h時值要比靜止狀態(tài)增加6％。如果輪胎變形量增加或減少，那么垂直力就按下式近似地變化用次切距s來取代垂直剛度是比較簡單的，因為按下圖，盡管輪胎的尺寸不同，但同一種類輪胎的次切距差不多是相等的。各種尺寸和種類輪胎的次切距與靜載的關(guān)系

（2）座椅簡化模型

座椅及其上的人體可以簡化為一單質(zhì)量系統(tǒng)，如圖所示。人體-座椅系統(tǒng)的簡化模型mp是座椅和座椅上的人體質(zhì)量；kp是座椅彈簧剛度；cp是(液力)阻尼系數(shù)。轎車座椅的固有頻率范圍為2.5～3.5Hz，相對阻尼系數(shù)=0.1～0.25

在0～4Hz范圍內(nèi)，座椅增強了車輛振動的傳遞；超過4Hz后，又減弱了車輛振動的傳遞，如圖所示。人體-座椅系統(tǒng)的幅頻特性二、車輛單輪模型

對于車輛基本行駛特性分析來，七自由度又是比較復雜的。因此，可進一步簡化成四自由度模型或二自度模型，簡化過程如下：（1）在路面的長波激勵下，可以認為車輛的左、右兩個車輪軌跡輸入具有較高的相關(guān)性，即認為左、右輪輸入是一致的，如果同時考慮到車輛的對稱性，則可認為左、右兩側(cè)以完全相同的方式運動；（2）在短波激勵下，車輛所受的激勵實際上大多只涉及到車輪跳動，對車身運動影響甚微，車身左、右兩側(cè)相互作用就幾乎為零。因此，7自由度車輛振動模型可簡化為4自由度單軌模型，如圖所示。4自由度單軌模型（3）4自由度單軌模型可用一個等效系統(tǒng)來代替，如圖所示。4自由度等效系統(tǒng)模型動力學等效系統(tǒng)必須滿足三個條件，即總質(zhì)量、質(zhì)心位置和轉(zhuǎn)動慣量不變，即（4）如果忽略前、后橋的聯(lián)系質(zhì)量mc，即mc＝0，則4由度的單軌車輛模型可進一步簡化為兩個更簡單的子問題，每個子問題即為一個2自由度的單輪模型，如圖所示。2自由度單輪模型三、單輪車輛模型運動方程在單輪模型基礎(chǔ)上，增加乘員座椅模型，如圖所示?？紤]乘員座椅的單輪模型三質(zhì)量振動系統(tǒng)，其振動微分方程為根據(jù)上述幾式，可以求出對行駛安全性有重要影響的車輪動載荷為四、幅頻特性和評價尺度根據(jù)路面功率譜密度、車速以及各個振動參數(shù)的幅頻特性，可以求出作為評價尺度的標準差（1）行駛安全性尺度，即單位車輪動載（2）舒適性尺度，先列出座椅減振的人體、雙手和雙腳的振動強度，即(3)空間需要的尺度(動撓度)懸架：座椅：為求出各響應量對路面不平度的頻率響應函數(shù)，對以上各式兩邊求拉氏變換，求出各位移和對路面不平度輸入的傳遞函數(shù)，分別為式中，再令和傳遞函數(shù)中的s＝j(luò)ω，即得到它們的頻率響應函數(shù)。其它響應量的頻率響應函數(shù)，也可按照類似方法，利用以下關(guān)系求得到五、評價尺度的影響因素

1.不平度和車速的影響已經(jīng)知道任意一響應量或評價參數(shù)q的方差可以用下式計算將路面功率譜密度的擬合表達式和反映路面空間頻率譜密度與時間頻率密度關(guān)系式，代入上式，并考慮 可得三個評價參數(shù)與下列因素有關(guān)：（1）車輪動載、彈簧動撓度或振動強度差不多隨車速的平方根成比例增加（2）標準差總是與不平度尺度的平方根成正比，即（3）車輛參數(shù)的影響可根據(jù)下式估計取w＝2時，以車輪動載為例，如下圖所示。圖9.29不同條件下車輪動載系數(shù)與車速的關(guān)系(a)頻率指數(shù)的影響；(b)不平度尺度的影響；(c)車輪參數(shù)的影響2.車身固有頻率的影響假設(shè)車輛其它參數(shù)不變，僅改變車身懸架彈簧剛度，此時懸架剛度和對應的車身固有圓頻率也隨之變化。假設(shè)車身固有頻率在2.0Hz和0.7Hz之間變動。較高的頻率2.0Hz是在空載的小型轎車和貨車上遇到的；1.0Hz則對應于大型和滿載的轎車(如圖9.30所示)；而低頻0.7Hz則是指裝有車身高度調(diào)節(jié)裝置的車輛。3.車身相對阻尼系數(shù)的影啊下圖反映了標準差隨相對阻尼系數(shù)變化的情況。4.座椅固有頻率和座椅相對阻尼系數(shù)的影響評價尺度與座椅固有頻率及相對阻尼系數(shù)之間的關(guān)系，如下圖所示。5簧下質(zhì)量的影響

反映了評價尺度與簧下質(zhì)量的關(guān)系，如圖所示。可以看出，反映舒適性的用以評價的振動強度與簧下質(zhì)量幾乎無關(guān)，車輪動載變化系數(shù)隨mu增加，行駛安全性降低。所以，高速車輛(如賽