汽车的平顺性27-50页.doc

五系统参数对振动响应均方根值的影响分析双质量系统车身部分固有频率、阻尼比、刚度比和质量比这4个参数的变化对振动响应、和均方根值的影响，采用上述数值积分的方法计算了B级路面上，车速=20m/s情况下，三个响应量的均方根值，计算时带宽取=0.2Hz，=180（计算上限频率为36Hz）。在分析4个系统参数中某一参数的影响时，将其基准数值增大100%（+6dB）或减少50%（-6dB），其余3个参数保持不变。分析时，系统参数取值如表6-6所示。表6-6 分析时系统参数的取值系统参数 /Hz基准值10.25109+6dB20.52018-6dB0.50.12554.51车身固有频率的影响图6-30a、b、c为=0.5、1、2Hz三种不同值，而其他参数保持不变时，、对的幅频特性。根据式（6-62）、式（6-62），此时车轮部分固有频率=10，相应为5、10、20Hz，而=0.25，为一常数。图6-30 对、的影响可以看出，随值的增大，、对的幅频特性沿斜率+1:1方向向右上方平移，而对的幅频特性沿斜率-1:1方向向右下方平移。三个振动响应量的均方根值随变化表示在图6-30d上。以1Hz为基准6dB，三个振动相应量的变化为 dB、 dB、 dB。、与成正比变化，变化的幅度大于的变化幅度，与成反比变化，变化幅度比的变化幅度小。三个振动响应量对的变化都是很敏感的。2. 车身部分阻尼比的影响图6-31a、b、c为=0.125、0.25、0.5三种不同值，其他参数=1Hz，=10、=9均保持不变时，、对的幅频特性。此时，=10Hz、=。由图可见，随阻尼比增大，在低频共振区幅频特性、的峰值均下降；而在低频、高频两个共振区之间幅值都增大；在高频共振区幅值变化小，而幅值有明显下降；当增大时，动挠度的幅频特性在高、低两个共振区幅值均显著下降，在两个振区之间变化很小。图6-31 对、的影响图6-31d是阻尼比对三个响应量均方根值的关系曲线。在=0.150.2之间有一最少值。平顺性要求取最小值。在=0.4附近有最小值，行驶安全性要求取较大值。阻尼比增大主要使动挠度的均方根值有明显下降。值以0.25为基准6dB，三个响应量均方根值的变化为 dB、 dB、3 dB。的变化对三个振动响应量都有较大影响。3. 车身与车轮部分质量比的影响图6-32a、b、c为=5、10、20三种不同值，而其他参数、均保持不变时，、对的幅频特性。当车身质量一定时，值改变相当与改变车轮部分质量，影响车轮部分系统与值。增大，相当与减小，由式（6-51）、式（6-52）可见，和均提高，使三个响应量的幅频特性的高频共振峰向高频方向移动，而峰值下降。由图6-32d中对三个均方根值的关系曲线可以看出，增大，、略有减少，主要是变化较大。以10为基准6dB，三个响应量均方根值的变化为dB、dB。因此，减少车轮部分质量对平顺性影响不大，主要影响行驶安全性。图6-32 对、的影响4. 悬架与轮胎的刚度比的影响图6-33a、b、c为=4.5、9、18三种不同值，其他参数、均保持不变时，、对的幅频特性。此时，值增大相当于悬架刚度不变而轮胎刚度增大，从而使车轮部分系统参数提高而下降，使三个幅频特性高频共振峰向高频移动，而且峰值提高，其中、的变化最大，次之，变化最小。由图6-33d三个均方根值与的关系曲线也可以看出，对影响最大。以=9为基准6dB，三个响应量均方根值的变化为dB、dB、dB。由此可以看出，采用软的轮胎对改善平顺性，尤其是提高车轮与地面间的附着性能有明显好处。六、主动与半主动悬架本届上面讨论的由图6-21所示的车身与车轮两个自由度振动系统，其悬架由弹簧和减震器组成。他们的特性参数为弹簧刚度和减震器阻尼系数。在一定路面输入下，可根图6-33 对、的影响据设计对平顺性指标和行驶安全性指标的综合要求建立目标函数，把弹簧动挠度指标作为约束条件，对系统参数进行优化选择。对于这种传统的悬架，上述元件的特性和参数在设计时一旦选定后就无法更改，称为被动悬架。汽车在使用过程中，载荷、车速、路况等行驶状态会有较大变化，不同工况对平顺性和操纵稳定性要求的侧重点不同，悬架特性也要相应变化。例如，平顺性一般要求悬架较软；而在急转弯、急制动和加速、高速驾驶操纵时，行驶安全性又要求悬架较硬，以保持车身的姿态和轮胎的接地性。被动悬架则难以满足各种行驶状况态下对悬架性能的较高要求。20世纪60年代以来开始研究由外部提供能源，采用液压伺服机构作为主动力发生器的主动悬架，如图6-34所示。他将传感器测量系统运动状态信号输入电控单元，电控单元经过分析、判断后给里发生器发出指令，产生主动控制力，从而满足不同工况对悬架系统特性参数变化的要求。70年代开始推出半主动悬架，它通过控制阀调节弹簧刚度和减震器阻尼比，能耗很小，结构也比主动悬架相对简单。90年代以来，可以进行悬架刚度和阻尼有级图6-34 车身与车轮两个自由度可控悬架模型调节以及车身高调节的半主动悬架，在高档轿车上的应用范围不断扩大，阻尼调节能在ms内反应道路和行驶状态；进入21世纪，采用磁流变的可调阻尼减震器，其反应时间进一步缩短到1ms，逐步做到实时动态调节，提供几乎连续变化、范围更宽的阻尼调节。可控（主动与半主动）悬架按性能由低到高的分类如下：（1） 被动自适应悬架 可根据车速或制动、转向等行驶状态有级第切换刚度及阻尼的大小，以满足“舒适平顺性”、“运动行驶安全性”以及保持车身姿态的要求；但切换过程较慢，通常在30ms以上，这种控制是准静态的。此时力的方向仍由悬架相对位移（）和相对速度（）的符合（正、负）决定。（2） 办主动悬架 比被动自适应悬架的切换速度快，通常在10ms以内，可在车辆每个振动周期内频繁切换。如图6-35所示，采用“空钩skyhook”或“地钩groundhook”控制的办主动悬架。“空钩”控制时，根据悬架的相对速度（）和车身的绝对速度（）的符号来切换阻尼设置。两者符号相同时，阻尼力的方向和车身的运动方向相反，此时切换为硬阻尼设置，否则为软设置，这样可以有效抑制车身的运动（“地钩”控制用来抑制车轮的运动，其原理类似，不再重复）。根据阻尼系数是开关（onoff）切换还是连续可调，“空钩”控制半主动悬架又可分为以下两种：1） 开关式“空钩”控制可切换阻尼悬架：当， “on”状态 阻尼力 当， “off”状态 阻尼力 式中，为on状态可切换阻尼减震器的阻尼系数。 1） 连续可调阻尼半主动悬架：其阻尼大小不再局限在少数几条特性曲线的范围，而是调整到特性场一定范围中的没一点。当，阻尼力为式中，为“空钩”控制减震器的阻尼系数。为连续可调阻尼减震器的等效阻尼系数。和的关系为当趋于0时，等效阻尼趋于无穷，另为也可能为0，所以它只能在一定范围内调节。当时，阻尼力.(3) 主动悬架 车身与车轮之间的力和车身与车轮之间的相对运动独立。主动悬架又分为“慢主动悬架”和“全主动悬架”。1） 慢主动悬架：通常作动器与一个弹簧串联（如液体弹簧），再与一个减震器并联。此系统在56Hz以下可实现有限带宽主动控制，高于此频率则控制阀不再响应，恢复为被动悬架，因此被动悬架在高频时隔振效果比较好。2） 全主动悬架：作动器宽带一般至少覆盖015Hz，能有效跟踪力控制信号。为了减少能量消耗，一般作动器与一个承受车身静载的弹簧并联。上述可控（主动与半主动）悬架与被动悬架比较，其主要差别是作用在车身和车轮之间的里不再单纯取决于悬架相对位移和相对速度单一的特性。下面将简化的车身与车轮两个自由度振动系统主动悬架的频响特性和控制效果与被动悬架进行对比，在分析中不考虑控制系统的反应时间。下面对简化的车身与车轮两个自由度振动系统主动悬架的频响特性和控制效果进行介绍。1. 运动方程图6-34所示的车身与车轮两个自由度主动悬架的运动方程为 (6-69)式中，为主动控制力，它可根据控制策略选择系统运动状态变量、的各种线性组合。作为一个例子，在此的表达式选择如下式中，、为根据优化得到的反馈系数。将代入运动方程，式（6-69）改写成 （6-70）可以看出：相当与悬架弹簧刚度，而、分别相当与与车轮质量以及车身质量运动方向相反的“地钩”和“空钩”阻尼的阻尼系数，但因为主动控制力是通过质量、之间的液压缸产生的，故对、的作用始终大小相等、方向相反。在此处，、是实际的“地钩”和“空钩”阻尼的阻尼系数。下面求可控悬架系统的频率响应函数。将有关各复振幅代入式（6-70），得 （6-71） （6-72）令，由式（6-71）和式（6-72）可得 （6-73）进一步导出、对的幅频特性为 （6-74） 2. 主动悬架系统的传递特性与控制效果根据上述运动方程，可以得出主动控制力采用各种不同控制策略时系统的传递特性。图6-36为式（6-70）所表示的主动悬架与被动悬架系统各环节传递的对比。图中：被动悬架系统的参数为kg、kg、N/m、N/m、Ns/m；相应车身、车轮部分系统的参数为Hz、 Hz、。主动悬架采用式（6-70）进行控制，其中反馈系数的选择为N/m、Ns/m、Ns/m。此时相当振动系统的参数调整为Hz、 Hz、由图6-36主动与被动悬架各环节传递特性可以看出，主动控制主要改善“车身车轮” 这一环节在共振和高频区的传递特性，“车轮路面” 这一环节主动悬架在附近高频共振区的共振峰比被动悬架反而高了，这与反馈系数的选择有关。图6-36 主动悬架与被动悬架系统各环节传递特性图6-37所示为主动与被动悬架、对的幅频特性。主动悬架主要是在附近低频共振区时，、对 的幅频特性峰值有所降低，对的幅频特性也略有改善；但在附近高频共振区与被动悬架比较，则没有变化，、对的幅频特性峰值都略有增大。对的幅频特性在激振频率很低时保持较大的值，从式（6-65）可以看出，被动悬架在激振频率趋于0时，对的幅频特性也趋于0；而由式（6-74）可以看出，可控悬架对的幅频特性趋于。这是因为车身和车轮质量分别作用“空钩”和“地钩”阻尼和造成的结果。虽然趋于0时，由式（6-73）可以看出对的幅频特性趋于1，但和的相位不同，因此不趋于0。图6-37 主动与被动悬架、对的幅频特性图6-38为主动悬架反馈系数、的变化对三个振动响应量、的影响。相当于悬架弹簧刚度与图6-30d所示被动悬架车身固有频率的变化比较，增大与增大一样，都使增大、减小；而对于，主动悬架使其增大、被动悬架使其略有下降。、分别是作用于车轮质量以及车身质量的“空钩”和“地钩”阻尼的阻尼系数。与图6-31d所示被动悬架阻尼比的变化比较，增大，使增大、开始减小后减缓、明显减小；“地钩”阻尼阻尼系数增大，使增大、和都减小；“空钩”阻尼系数增大，使减小、略有增大、增大。主动控制力还可以采用某些特殊表达形式，图6-39列举了空钩控制与被动悬架传递特性。空钩控制策略的特点是主动控制力只对车身质量产生与其运动方向相反的阻尼力，相当于减震器一端装在车身质量上，另一端连接在理想的惯性空间的静止点上。它可以有效抑制车身质量的运动，但实际上产生主动控制力液压缸的另一端还得装在车轮质量上，因而反作用力对车轮质量的运动往往不利。其运动方程为 （6-75）空钩控制反馈系数选择为N/m Ns/mHz、Hz、图6-38 主动控制反馈系数、对三个振动响应量、的影响图6-39为空钩控制与被动悬架各环节传递特性，可以看出空钩控制进一步改善了“车身车轮” 这一环节在共振和高频区的传递特性，但“车轮路面” 这一环节空钩控制在附近高频共振区由于车轮部分系统阻尼比，非常小，所以出现突出的共振峰。实际应用时，反馈系数的选择要兼顾上面两个环节，这里只是为了突出说明空钩控制的特点。图6-40是空钩控制与被动悬架、对的幅频特性，实际空钩在低频范围时，对的幅频特性幅值有明显降低、次之，对的幅频特性随频率降低而增大。图6-41是空钩控制时反馈系数的变化对三个振动响应量、的影响。增大可使减小，变化较小，但增大。图6-39 空钩控制与被动悬架传递特性图6-40 空钩控制与被动悬架传递特性、对的幅频特性图6-40 空钩控制时反馈系数的变化对三个振动响应量、的影响第五节 双轴汽车的振动前面两节讨论的单质量和双质量系统都是双轴汽车的局部系统，只分析了单轮输入下车身的垂直振动，现在进一步讨论汽车垂直和俯仰两个自由度振动或汽车纵轴上任一点的垂直扳动时，要采用前、后车轮有两个路面输入的双轴汽车模型。一. 振动分析在分析车身振动时，对图6-12所示的双轴汽车简化的平面模型进一步忽略了车轮部分质量与轮胎刚度的影响，变为图6-42所示的车身振动模型。图6-42a上，、为按式（6-22）计算的动力学等效的三个几种质量，选用质心处的垂直位移和俯仰角，以及前、后轴上方垂直位移、两组坐标来描述车身运动（用下标f表示前端，下标r表示后端）。由图6-42b可以看出，坐标系、与、有以下关系以及图6-42 车身振动模型可以看出，的大小与、的幅值以及与之间的相位差有关，相位差180o时，最大，角还与轴距成反比；的大小，当、同相位时最大。1. 采用、坐标系时的无阻尼自由振动运动方程对前、后端取力矩平衡，得 （6-76）当只有运动，时，或只有运动，时，前、后端部分系统两个固有圆频率为相应两个振型如图6-43所示。图6-43 前、后端部分系统的振型 （6-77）式中 （6-78） （6-79） 相应于两个主频率，车身有两个主振型，如图6-44所示。一个振型的结点在轴距之内，称为角振动性，相应的主频率以表示。另一个接点在轴距之外，称为垂直震动型，主频率以表示。两个振型的结点还分别位于质心的两侧。当悬挂质量分配系数时，由式(6-22)可知，此时，运动方程式（6-76）中，与不耦合，结点位于与处。由式（6-78）、式（6-79）还可以看出，时，。主频与前、后端部分频率相等，即；，此时主振型与前、后部分系统振型相同。汽车大部分范围，比较接近1，此时主频率和部分系统固有频率的数值相差不多。2. 采用、坐标系时的无阻尼自由振动运动方程由垂直方向力的平衡和绕质心的力矩平衡，得 （6-80）垂直和角振动两个部分系统固有频率为 （6-81） （6-82）相应两个振型如图6-45所示。图6-44 车身振动的主振型 图6-45 垂直和角振动部分系统的振型由式（6-80）运动方程，同样可以得到两个主频率 （6-83）式中 （6-84）由式（6-84）可以看出，时，主频率与部分系统固有频率相等，即，。由运动方程式（6-80）可以看出，此时与不耦合，主振型与垂直和角振动两个部分系统振型相同。在时，与接近，与接近。若振动系统参数适当匹配，使，则可以保证，这就使车身产生俯仰角共振的角加速度分量比较小。在第一节中已指出，在3Hz一下，人对水平方向的振动比垂直方向更为敏感。由于俯仰角振动会引起纵向水平振动，因此为了改善平顺性，应尽量减少俯仰角加速度。二、 使，减少俯仰角加速度1. 悬挂质量分配系数，在设计上使车身绕质心的回转半径加大，或使减小，都能使加大。当时，可以使。为了说明简单，设，代入式（6-82），则得由式（6-81） 代入上式得因此，当时，。实际上，多数汽车，尤其是轻型小轿车的车身布置，要达到是相当困难的，因为这种汽车要求十分紧凑，所以回转半径比较小，只能通过减小轴距来达到。但车身布置又要求有足够大的乘坐空间，轴距减不下来。而且在下面讨论轴距对俯仰角振动的影响时还会看到，轴距减小会使俯仰角振动加剧，所以轴距不宜减小。2. 前、后悬架的“交联”使的另一方法是采用前、后悬架的“交联”。其示意图表示在图6-46上。图上弹簧、由一与车身铰接的无质量杠杆连接起来，它们只是在车身垂直振动时才受力，并与弹簧、并联，总的弹簧刚度仍然是 （6-85）图6-46 “交联”悬架的示意图垂直振动的固有圆频率和前面式（6-81）一样，仍为在俯仰角振动时，、不起作用，俯仰角振动的固有圆频率减小为适当选择弹簧刚度的比值、，就可以使。三、计算前、后轮双输入系统振动响应时的单轮输入折算幅频特性在分析前、后双轮输入系统在路面输入下的随机振动响应时，引入单轮输入折算幅频特性，就可以用式（6-36）表示的单轮输入系统随机振动功率谱密度传递的公式进行计算，这可以使分析工作简单、清晰，便于讨论有关参数对振动响应的影响。在引入单轮输入折算幅频特性时，采用图6-47所示质量分配系数特殊情况下的双轴汽车等效系统。它是用长度等于的无质量杠杆将两个“车身车轮”双质量系统连接而成。车身前、后局部系统的幅频特性响应函数、在上节已分析过，如式（6-59）所示。图6-47 情况下双轴汽车等效振动系统 图6-47上，车身上任一点离开前轴的距离为（点位于前轴后面时，去负值），在前轮处，后轮处，在轴距中心处。点的垂直位移与、的关系为 （6-86）由于前、后车轮走在同一车辙上，前、后轮处路面输入、只相差一时间滞后量，它取决于轴距和车速 （6-87）此时，前、后轮路面输入的关系为 （6-88）利用上式的关系，可将前、后轮双输入等效为前轮处的单输入。在求车身上任一点的垂直加速度和车身俯仰角加速度的功率谱密度时，只要求出他们对前轮单输入的折算幅频特性和，再按式（6-36）单输入传递的关系式计算即可。下面对折算幅频特性再就一步加以分解，它们可以写成 （6-89）上面二式中式上一节谈论过的“车身车轮”双质量系统的车身加速度对路面速度输入的幅频特性。这样，求折算幅频特性有进一步归结为求车身任一点的位移和俯仰角位移，对前轴上方车身位移的幅频特性。四、轴距中心处垂直位移和车身俯仰角对前轴上方车身位移的幅频特性由式（6-74）、式（6-75）可以得到、与、的关系，在轴距中心处，于是 （6-90） （6-91）现假定，前、后两个“车身车轮”双质量系统的频率响应函数相等，即，并根据式（6-88）前、后轮两个路面输入之间的关系，可以导出前、后轴上方车身位移与的关系 （6-92）将式（6-92）代入式（6-90）、式（6-91）得 （6-93）对式（6-93）用复振幅代入或进行傅里叶变换，得 （6-94）在时域比滞后时间，在频域比滞后相角。对式（6-94）加以整理得到和对的频率响应函数与幅频特性 （6-95） （6-96）在的情况下，前、后轮路面输入、和前、后轴上方车身位移、，对于某一频率下的谐量具有相同的相位差：路面输入用空间频率或波长表示时，相位差为。由图6-48a、c可以看出，当，相位差，此时、以及、均为同相位，在此频率下；此时轴距中心的垂直位移与前、后轴上方车身位移、相等，而俯仰角振动等于零，属于纯垂直振动情况。当、和、相位相反时：由图6-48b、d可以看出，相位差。和属于纯角振动情况。图6-68描述了轴距中心的垂直位移和俯仰角振动的振动响应随前、后轴振动相位差的变化，称为“轴距滤波特性”。在纯垂直振动时，；其他相位差下。图6-48 轴距滤波特性在随机路面输入下，不同频率成分同时存在，轴距中心处垂直位移的随机振动响应由于经过轴距滤波的衰减，该处相应的均方根值要比前轴上方车身位移响应小。另为，从式（6-96）俯仰角振动的幅频特性可以看出，与轴距成反比，因此当一定时，加长轴距可以使减小，有利于减小俯仰角振动。五、 车身上任一点的垂直位移对前轴上方车身位移的幅频特性在车身上任一点俯仰角振动都相同，但垂直振动的大小不同。前面只分析了轴距中心处的垂直位移，现在要扩展到车身上任一点的垂直位移，用来讨论车身振动沿纵轴的分布，分析座位不同的安装位置对舒适性的影响。车上任一点的垂直位移与前、后轴上方车身的垂直位移、的关系为 （6-97）式中，为车身上任一点到前轴的距离（见图6-47）。将式（6-92）的关系代入式（6-97），然后用复振动代入，得 （6-98）幅频特性为 （6-99）在前、后轴上方，即在、处的车身位移，由式（6-99）可得，即。在轴距中心，即处它与式（6-95）相同。在图6-49上给出了在轴距之外、处，以及在轴距内、处，幅频特性随相位差变化的曲线。图6-49 曲线在纯垂直振动时，在车身上任一点，即不论等于多大，式（6-99），车身上各点垂直位移相同。在纯角振动时，式（6-99），在轴距中心处，没有垂直位移。在轴距中心与前、后轴之间、处，；在前、后轴上方，即，处，；在轴距外，前、后悬轴距、处，。因此可以看出，在纯角振动时，垂直振动的大小与到轴距中心的距离成正比。在路面随即输入下，车身各点垂直位移的均方根值与幅频特性的幅值大小有关。轴距中心处幅频最低，因而垂直位移均方根值最小。距离轴距中心越远振幅越大，垂直位移的均方根值也越大。六、及功率谱密度和均方根值的计算按式（6-36）由单输入的传递公式，与的功率谱密度为 （6-100） （6-101）如前所述，路面速度谱为一“白噪声”，响应的功率谱密度可由响应的频率特性定性分析。图6-50给出了轴距中心处垂直加速度和俯仰角加速度对前轮速度输入的折算幅频特性。图6-50a为在一定轴距和车速下，相位差与激振频率的关系为 （6-102）相位差随变化的斜率与轴距成正比，与车速成反比。加长或降低都会使斜率加大，使产生纯垂直振动、纯角振动的频率间隔变窄。为与相位差相应的频率间隔，由式（6-102）反之，提高或缩短会使变宽。折算幅频特性上花环状曲线的花瓣间距由确定。图6-50b为轴距中心处垂直加速度折算幅频特性，其包络线为前轴处幅频特性，花环状曲线在相位差为整数倍的频率下，即在纯垂直振动（相位差、，图6-50选取m/s、m，在图6-50b上，Hz，Hz）的频率下与包络线相切。图6-50c曲线在这些频率下取值为零，而在相位差为的奇数倍时，即纯角振动，Hz、HzHz的频率下，在图6-50c上，与包络线相切。的包络线为倍的前端“车身车轮”双自由度局部系统的幅频特性。图6-50 和对的折算幅频特性由折算幅频特性，按下述公式计算车身垂直加速度和俯仰角加速度的均方值 （6-103） （6-104）图6-51给出车速和轴距对和均方根值的影响，应指出：在此分析中，前、后轴处的幅频特性均采用表6-6中系统参数的基准值，车身部分的固有频率为Hz。当不同时，变化趋势将不同。由图6-51a可见，轴距加长，下降，这可由式（6-96）折算幅频特性中与轴距成反比加以说明，也反映在图6-50c的包络线与成反比上，因此随加长而减小。对于垂直振动，轴距加长对前、后轴上方处没有影响，使轴距内的值略有下降，轴距外的值略有上升，这都是由于轴距变化使折算幅频特性花环状曲线间距改变带来的影响。如图6-51b所示，车速提高，垂直和角加速度均方根值都相应提高，由式（6-103）、式（6-104）可以看出，输入的路面功率谱密度与车速成正比，因此、与成正比。但由图上曲线可以看出，、随车度变化的趋势还更复杂一些，随车速提高的比较快，而变化比较缓和。因此，在低速时对的比值相对较大，而高速时角振动图6-51 车速和轴距对和的影响与垂直振动的比值相对较小。这是由于车速还使折算幅频特性花环状曲线间距改变以及折算幅频特性曲线形状发生变化所致。由图6-51上还可以看出，沿车身纵轴不同位置垂直加速度均方根值的变化，在轴距中心处最小，前、后轴处次之，轴距外最大。但要指出，并不是简单地与到轴距中心的距离成正比。，处，即轴距中心到前、后轴中间处的值与值比较相近。这可以由图6-49曲线看出，这两种情况下，在纯角振动时的幅值相差较大，但整个曲线下面的面积相差不多，说明在汽车轴距中心附近大约半个轴距的范围有一垂直加速度均方根值变化较小的区域。最后，再来看一下图6-50上和对的折算幅频特性。如果能调整相位差与输入频率的关系，就可以改变折算幅频特性花环状曲线的形状。式（6-102）关系式前、后轮路面输入与中分量的相位差，而车身前、后端位移、中分量的相位差，可以通过改变前、后悬架的刚度和阻尼系数，是前、后悬架的频率响应函数不同而适当加以调整。由于人体对俯仰振动引起的纵向振动比垂直振动更为敏感，故通常希望在常用车速下可以达到纯角振动，即、相位差为的奇数倍的激振频率，要避开俯仰最敏感的频率范围，特别要避开车身部分固有频率，防止折算幅频特性出现明显的尖峰。在图6-50c中，纯角振动的频率为HzHz，它避开了俯仰最灵敏的频率范围Hz和车身部分固有频率Hz（图6-50中，前、后轴处幅频特性采用表6-6中系统参数的基准值），所以的峰值比较小。如果是一辆悬架较硬的重型货车，车身部分固有频率Hz，此时若纯角振动的频率仍为HzHz，则此两个频率很接近，将出现明显的尖峰值。总之，要使花环状轴距滤波特性曲线和前、后轴处车身部分的频率特性相互配合，并考虑人体振动响应频率加权函数，以综合起来达到改善平顺性的效果。第六节 “人体座椅”系统的振动车身地板的振动通过“人体座椅”系统传到人体，在掌握了传至人体的振动加速度后，就可以用前边第一节中介绍的ISO26311:1997（E）推荐的方法对平顺性进行评价。一、“人体座椅”系统的传递特性当把人体简化为一刚性质量时，它与座椅的弹性、阻尼元件构成一单自由度系统，将其附加在第四节讨论的“车身车轮”双质量系统上，构成图6-52所示三个自由度振动系统。在人体质量比车身质量小很多时，可以忽略人体质量的惯性力对车身质量运动的影响，而车身垂直振动是“人体座椅”子系统的输入，于是传至人体的加速度在第一节用表示对路面速度输入的幅频特性（图6-53c），等于“人体座椅”子系统的幅频特性（图6-53b）与“车身车轮”双质量系统幅频特性（图6-53a）的乘积 （6-105）图6-52 在“车身车轮”双质量系统上附加“人体座椅”子系统的振动模型车身加速度对路面速度输入的幅频特性在第四节已讨论过，为“人体座椅”单自由度系统的幅频特性，它与第三节讨论的车身单自由度系统的幅频特性相同，具体的表达式为 （6-106）式中，为频率比，；为“人体座椅”系统的固有频率，；为“人体座椅”系统的阻尼比，。由图6-53可以看出，“人体座椅”系统在其固有频率附近，对车身地板的振动输入有一定放大；在激振频率超过后，对地板振动输入起衰减作用。实际人体是一个复杂的振动系统，在图6-53b上用虚线表示。它与人乘坐时实测的幅频特性比较一致，与图6-53b上实际所示把人体简化为一刚性质量时的幅频特性比较，它的特点是共振率和共振幅值均有所降低，开始衰减的频率由降到附近，甚至低于。这说明实际人体坐在坐垫上，比刚性质量放在坐垫上得到的减振效果要好。二、“人体座椅”系统的参数选择为了改善平顺性，使传至人体的总加权加速度均方根值比较小，在选择“人体座椅”系统参数时，首先要保证人体垂直方向最敏感的频率范围Hz处于减振区。按“人体座椅”单自由度系统来考虑，其固有频率Hz。在选择固有频率时，还图6-53 “人体座椅”系统传递特性要避开与车身部分固有频率重合，防止传至人体的加速度的响应谱出现突出的尖峰，这对平顺性很不利。车身部分的固有频率一般在Hz范围，于是“人体座椅”单自由度系统固有频率要选在Hz附近。若把人体的减振效果考虑进去，实际衰减的频率范围向低频扩展，因此值可以选得高一些。目前泡沫形坐垫的值，有的选到Hz，在适当的阻尼比配合下，仍可保证Hz，处于衰减区。“人体座椅”系统的阻尼比希望达到以上才有较好的减振效果。有的高阻尼材料制成的泡沫成形坐垫，其阻尼比可达。第七节 汽车平顺性试验和数据处理一、平顺性试验的主要内容平顺性试验主要包括以下几方面内容。1. 汽车悬挂系统的刚度、阻尼和惯性参数的测定通过测定轮胎、悬架、座垫的弹性特性（载荷与变形的关系曲线），可以求出在规定载荷下轮胎、悬架、座垫的刚度。由加、卸载曲线包围的面积，可以确定这些元件的阻尼。另外，还要测量悬挂（车身）质量、非悬挂（车轮）质量、车身质量分配系数等振动系统惯性方面的参数。2. 悬挂系统部分固有频率（偏频）和阻尼比的测定将汽车前轮、后轮分别从一定高度抛下，记录车身和车轮质量的衰减振动曲线，见图6-54。由图上曲线可以得到车身质量振动周期和车轮质量振动周期，可按下式算出各部分固有频率：车身部分固有频率 车轮部分固有频率 由车身和车轮部分的衰减率、，按下式求出阻尼比、 用同样方法也可以求出“人体座椅”系统的部分固有频率和阻尼比。图6-54 悬挂系统衰减振动曲线3. 汽车振动系统的频率响应函数的测定在世界随机输入的路面上或在电液振动台上，给车轮Hz范围的振动输入，记录车轴、车身、座垫上各测点的振动响应；然后由数据统计分析仪处理得到悬架、座垫各环节的频率响应函数。图6-55为悬架系统频谱。由图6-55c悬架环节幅频特性的峰值频图6-55 悬架系统的频谱率可以得到车身部分的固有频率，由共振时的幅值由下式近似求出阻尼比4. 在实际随机输入路面上的平顺性试验随机输入试验是评定汽车平顺性的最主要的试验。这个试验应按照GB/T49701996汽车平顺性随机输入行驶试验方法6.2进行。随机输入试验主要以总加权加速度均方根值来评价，车厢底板及车轴上采用该处的加速度均方根值来评价。5. 汽车驶过凹块脉冲输入平顺性试验汽车行驶时偶尔会遇到凸块和凹块，尽管遇到的几率并不多但过大的冲击会严重地影响平顺性，脉冲输入试验按GB/T59021986汽车平