基于ANSYS的多自由度汽车振动分析

沈阳航空航天大学毕业设计（论文）目 录1 绪论11.1课题研究的背景和意义11.1.1汽车振动研究的背景和意义11.1.2汽车振动研究的主要问题21.2 国内外汽车振动建模与仿真研究现状41.2.1 面向结构和面向参数的方法比较41.2.2 汽车常用动力学模型介绍41.2.3 国内汽车振动的研究121.3 ANSYS软件介绍132 路面激励142.1引言142.2路面不平度的统计特性142.2.1 路面不平度的功率谱密度142.2.2 空间功率谱谱密度与时间频率的关系162.3 路面激励的生成172.4 路面对四轮汽车的输入功率谱密度182.5车辆振动的评价方法192.6随机输入平顺性评价指标193 ANSYS软件下汽车振动分析233.1 汽车模型的建立233.1.1汽车模型的选择233.1.2 ANSYS中建立汽车模型233.2模态分析273.2.1模态分析简介273.2.1 模态分析步骤283.2.3模态分析结果293.2功率谱密度分析（PSD分析）313.2.1 ANSYS谱分析简介313.2.2 ANSYS功率谱密度分析（PSD）步骤313.3模态合并353.4查看结果364 结果分析404.1路面等级对振动的影响404.2车速对振动的影响434.3悬架参数对振动的影响465 车架柔性时的响应谱515.1模型建立515.2模态分析525.3功率谱密度分析555.4模态合并555.4结果查看555.4车架刚性和柔性对响应谱的影响55参考文献56致谢58附 录59I1 绪论汽车振动的分析研究是为了提高汽车平顺性，汽车平顺性是指汽车过程中能保证乘员不致因车身振动而引起不舒适和疲乏感觉，以及保持运载货物完整无损的性能。汽车平顺性的优劣直接影响到乘员的舒适性和货物的完整性，并制约着汽车动力性和经济性的发挥及零部件的使用寿命。随着汽车日新月异的发展，汽车振动也被越来越加重视，体现着汽车技术的提高。1.1课题研究的背景和意义1.1.1汽车振动研究的背景和意义随着生活水平的提高和生活节奏的加快，人们对汽车乘坐舒适性的要求越来越高，正朝着安全、舒适、环保、节能的方向前进，尤其是汽车乘坐的舒适性更是人们追求高品质生活的重要体现，汽车平顺性是影响汽车乘坐舒适性的重要原因，而平顺性的主要就是依靠汽车减振来保证，汽车振动日益成为汽车研发和性能提高的关键所在。对于汽车本身而言，由于各种性能相互影响，因此，作为汽车的性能指标之一的平顺性也影响着其它性能的发挥。在过程中，如果平顺性很差，强烈振动产生的冲击会加速零部件的磨损，降低零部件的疲劳寿命。车辆的振动还是车内噪声的主要来源之一，汽车的强烈振动还会使车轮跳离地面，影响汽车的动力性、制动性以及操纵稳定性。为了减小振动产生的冲击，必须放慢车速，但却使运输效率降低。低速会使燃油燃烧不充分，而使燃油经济性变差，排放性也变差。对于驾驶员而言，好的平顺性能会让人心情愉快，充分享受驾驶带来的快乐。否则，汽车的不停颠簸，会使驾驶员疲惫，注意力不集中，易引发交通事故，造成人财损失。目前调查表明，60%以上的人乘车过程中有过难受、晕车甚至呕吐的经历。汽车平顺性的降低不仅使工作效率降低，还严重影响着人的身心健康，长期处于不舒适的振动环境中，不仅容易引起疲劳、心慌，还容易引发各种心脏疾病。良好的平顺性会使长途货车保持货物的完整，会使长途客车的旅行者更加舒适，驱赶长途跋涉带来的烦恼，会使农用运输车不因低级路面而影响劳作。其它行业由于用途的不同，对汽车平顺性也提出了各自的要求。因此，研究平顺性的意义重大，必须不断增加研究深度，拓宽研究领域，满足不同行业的需求。因此，平顺性优劣直接影响到乘员的舒适性，并波及车辆动力性和经济性的发挥，是车辆在市场竞争中争夺优势的一项重要性能指标。因而如何最大限度地降低汽车在过程中所产生的振动，甚至更进一步利用振动来为我所用，是一项十分有价值和意义的工作。随着国民经济连续多年的高速发展，尤其是国家对基础设施建设投入的逐年加大，使得载货汽车的生产在近年来呈现了爆发式发展。而汽车由于具有运输效率高、运输成本低的特点，逐渐成为公路运输的宠儿。我国的汽车市场从进入新世纪以来，取得了突飞猛进的发展，销售业绩基本上是一路走高，增长迅速。年均增长幅度高达70%左右，2008年的销售量是2000年的销售量的6.57倍，汽车的生产与开发成为国内载货汽车生产厂家竞争的焦点。汽车的工作条件比较恶劣，的道路标准低、弯道和坡路多，车辆频繁转向与制动，并长期在满载、振动与冲击载荷下工作，座椅部位的振动水平是一般客车的9到16倍，更为严重的是大多数商用车驾驶员在这种环境中一天工作时间长，这给驾驶员带来较大疲劳和危险。同时，平顺性对车辆油耗和车体损伤也有重要影响。因此，提高载重车辆的平顺性十分必要。但较有实力的汽车制造公司基本上都在欧洲和美国。如奔驰公司的汽车，2002年的产量约占世界总产量15.62%，远远超过其它竞争对手。瑞典的沃尔沃和斯堪尼亚正在力求在新产品开发方面缩短与奔驰公司产品的距离，以此来提高自己产品的市场占有份额。目前，我国拥有汽车制造汽车厂家超过10家，如中国第一汽车集团公司、重庆汽车集团公司、中国东风汽车集团公司、陕西汽车集团公司、北汽福田公司等，各厂家都有自己的特点和能力，但差距各异。所以提高汽车平顺性已经成为了必然的趋势。1.1.2汽车振动研究的主要问题在了解了汽车振动的危害之后，就需要人们研究振动问题，掌握振动机理，消除振动带来的不利影响，利用振动规律指导汽车的研发。汽车振动所要研究的问题和一般机械振动所要研究的问题一样，主要涉及以下几个方面：振动隔离：在振动源不可能完全消除的情况下，研究如何减小振动对结构的影响。如汽车悬架的设计就是为了减小汽车在不平路面上行驶时传给车身的振动。在线控制：利用振动信号监测设备工作状况，诊断故障。如对发动机故障及进行的振动监测和诊断。工具开发：利用振动原理，研究和开发新型的振动源和振动工具。如地下钻孔机利用振动来松动土层，减少阻力，提高钻孔效率。动态性能分析：对机器的动态性能进行分析，如汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性等进行振动分析。同时研究机器和结构件的疲劳寿命、动强度等问题。模态分析：振动中模态分析的理论和实验的研究。振动系统 输入激励输出响应 图1.1 振动系统框图对于一般的振动问题，可以用图1.1所示的框图来说明。图中的“振动系统”是指所研究的振动对象，例如，汽车、各种机器或机床、工程结构或某些零部件等，从振动理论来分析，“振系”是表示研究对象的振动特性。“输入”或“激励”是表示初始干扰和激振力等外界因素对系统的作用。“输出”或“响应”是表示系统在输入或外激励作用下所产生的动态响应。根据图1.1，可以把振动问题分为以下三类：振动分析：已知激励和系统特性，求系统的响应。如已知路面条件和车辆结构，求驾驶员受到的振动。振动环境预测：已知系统特性和振动响应，反推系统的激励。预测的结果可以作为以后振动设计的激励。系统识别：已知激励和系统的响应，确定系统的特性。这类问题往往用模态实验的方法，识别出系统，以建立振动模型或检验已有的理论模型。这类问题中，如对振系有所了解，称为灰箱问题；如对系统一点也不了解，称为黑箱问题。1.2 国内外汽车振动建模与仿真研究现状1.2.1 面向结构和面向参数的方法比较20世纪50年代后，仿真技术开始发展，并被逐渐引入到汽车振动研究领域。20世纪70年代，汽车动态仿真技术已在国外得到普及，产生了不同复杂程度的汽车型。汽车动态仿真的方法可以分为两大类：多体参数法和集中参数法。但是无应用哪一种方法进行汽车平顺性分析，都必须建立合理而正确的汽车振动的力模型。多体参数法，是面向结构的方法，需要给定各部件的详细特征，将汽车的每一件看作刚体或弹性体，通过各种约束连接建立汽车结构系统振动的拓扑结构，然后相应的商业化软件，如ADAMS、DADS等进行仿真。商业化的多体参数法的软件需要使用者有很高的专业水平，同时，应用软件建的汽车模型一般自由度很多，有些参数难以得到，所以不能从整体上保证系统的准性。而且，复杂的模型在计算机上求解时间长，且一旦模型出错，很难准确查找问题。集中参数法，是面向参数的方法，不必考虑汽车的具体结构，只要根据汽车振动分析需要给出描述汽车零部件结构的质量、刚度和阻尼参数，即可进行汽车平顺性的分析。因此，应用集中参数法建立汽车结构系统振动的力学模型，方法简单。在汽车设计初期，由于不能完全得到汽车结构，应用集中参数法建立汽车结构系统振动的力学模型，对汽车平顺性的预测与分析是非常有效的。1.2.2 汽车常用动力学模型介绍在动力学模型的选择方面，经常使用的基于集中参数法的汽车结构系统振动的力学模型可分为三类：单自由度汽车模型、2自由度汽车模型和多自由汽车模型。（1）单自由度汽车模型单自由度汽车模型认为汽车前后轴上方车身部分的集中质量的运动是相互独立的，只考虑垂直振动。分析车身垂直振动最简单的模型是单质量系统力学模型，这种模型旨在将注意力放在悬架设计上，在汽车主动和半主动悬架研究与设计中得到大量应用。双质量系统力学模型考虑了轮胎弹性和质量，能够反映车轮高频振动时的动态特性，更接近汽车振动的实际情况，这种模型在汽车的安全性及车轮对路面的损伤研究方面，能够反映悬架与路面损伤两者之间的关系。考虑了人体和座椅的三自由度系统力学模型，不仅可以考虑车轮载荷与安全性的关系，还可以考虑人体加速度与振动舒适性的关系。 图1.2 单自由度汽车模型 上图是分析车身振动的单质量系统模型，它由车身质量m2和弹簧刚度K、减震器阻尼系数为C的悬架组成。q是输入的路面不平度函数。车身垂直位移坐标z的原点取在静力平衡位置，根据牛顿第二定律，得到描叙系统运动的微分方程为 此方程的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特解之和组成。令 则齐次方程为 式中的称为系统固有圆频率，而阻尼对运动的影响取决于和的比值，称为阻尼比 汽车悬架系统阻尼比的数值通常在0.25左右，属于小阻尼，此时微分方程的解为 这个解说明，有阻尼自由振动时，质量以有阻尼固有频率振动，其振幅按衰减，如图1.3所示。 图1.3 单自由度系统振幅（2）2自由度汽车模型 图1.4 2自由度汽车模型两个自由度振动系统模型如图1.4，这个系统除了具有上节讨论过的车身部分的动态特性外，还能反映车轮部分在10-15Hz范围产生高频共振时的动态特性，它对平顺性和车轮的接地性有较大影响，更接近汽车悬挂系统的实际情况。图中，为悬挂质量(车身质量)；为非悬抹质量(车轮质量)；为悬挂刚度；为阻尼器阻力系数；为轮胎刚度。车轮与车身垂直位移坐标为、，坐标原点选在各自的平衡位置，其运动方程为 由运动方程可以看出，与的振动是相互耦合的。若不动（=0），则得 这相当于只有车身质量的单自由度无阻尼自由振动，其固有圆频率为。同样，若不动，相当于车轮质量做无阻尼自由振动，则可得 车轮部分固有圆频率 与是双质量系统只有单独一个质量振动时的部分频率。在无阻尼自由振动时，设两个质量以相同的圆频率和相角作简谐振动，振幅为和，则其解为 将上面两个解代入微分方程组得 将、代入式和式，可得 此方程组有非零解的条件是和的系数行列式为零，即 或 上式称为系统的频率方程或特征方程，它的两个根为双质量系统的主频率和的平方 （3）4自由度汽车模型图1.5 四自由度汽车模型两自由度的悬架系统振动模型是在假定前后悬架的振动相互独立的条件下简化而得到的。它忽略了前后悬架振动的相互影响，实际上是忽略了汽车行驶中的俯仰振动，即纵向角振动。而汽车在比较差的路面上行驶时，俯仰振动是相当剧烈而不容忽视的。若必须考虑汽车纵向角振动时悬架对车身激振影响就必须至少将汽车振动系统简化为如图所示的一个四自由度平面振动模型。在这个振动模型中，要求车辆相对于纵垂面完全对称，并且左右车轮下的路面不平度完全一样，则认为车辆是在纵垂面上振动。把车身简化为质量为m,绕质心的转动惯量为觉得平面刚体；把前后车轴（包括轮胎）的质量简化为二个质量点m1,m2;前后悬架刚度为左右两侧刚度之和用k1,k2表示，而前后悬架减震器的阻尼系数为左右两侧之和用c1,c2表示：kt1和kt2为轮胎刚度，ct1,ct2为轮胎阻尼，它们也为两侧之和。 为了研究悬架与车身连接点处悬架振动对车身的激励，必须首先列出整个振系的振动微分方程组。为此根据分析动力学中的粘滞阻尼力的拉格朗日方程： 式中：T振动系统的总动能； U振动系统的总位能； R振动系统的总耗散函数；对四自由度平面振动模型其总动能为： 总位能为： 总耗散能为： 将三式代入拉格朗日方程求出系统振动的微分方程组整理成矩形式为： 其中： 式中的M、C、K分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵，、分别为轮胎的刚度矩阵和阻尼矩阵。对式两边取拉普拉斯变换： 得到传递函数为： 以jw代替上式中的s算子就可得到振动系统的频率响应函数矩阵： 频率响应函数矩阵由频响函数矩阵组成：其中是车身垂直振动对前轮激励的频率响应函数，是车身垂直振动对后轮激励的频响函数；、分别为车身俯仰振动对前后轮激励的频响函数；、分别为前轴振动对前后轮激励响应；、分别为后轴振动对前后轮激励的响应在自由度比较多的情况下各频响函数的表达式十分复杂，但利用现代的计算技术进行计算却十分方便。（4）空间整车模型由于左右车轮对汽车的真实激励并不完全相同，而是具有一定的相关性，使得汽车产生了侧倾振动。因此，空间整车模型的基本特征是，同时考虑了汽车车身的垂直、俯仰和侧倾运动，更能全面描述汽车的整体振动特性。国外学者也用空间整车力学模型进行过汽车平顺性和操纵稳定性研究。图1.6 空间整车模型1.2.3 国内汽车振动的研究从七十年代后期以来，随着随机振动理论、概率论、电子计算机技术在汽车行业中普及应用，以及一些先进试验测试设备、仪器的引进，我国汽车振动的实验研究工作有了突飞猛进的进展。许多研究所高等院校的研究人员付出了许多劳动，开展了大量的基础研究工作，制定了一系列近代的试验评价方法。例如八十年代初，长春汽车研究所、清华大学等首先采用ISO2631“人体暴露在全振动环境下的评价指南”国际标准进行汽车在实际道路上平顺性的评价研究。这套标准主要强调平顺性的不仅与真懂得强度有关，而且与振动的频率和方向有关。再例如应用数学统计方法成功地设计出了汽车试验跑道。不少研究成果已应用到平顺性的评价与改进工作中，对我国汽车新产品的开展与老产品的改进起到了重要作用，大大缩短了我国汽车技术水平在这一领域与国际先进水平的差距。八十年代初，有关减轻振动改进汽车平顺性的研究工作也取得了相当的进展，如汽车结构动力学模型及平顺性计算机模拟的研究，汽车座椅振动特性及其改进的研究，汽车悬架系统的结构分析与改进方面的研究。基中一些研究成果己经应用到了产品中，使汽车平顺性提到了改善。八十年代对汽车座椅的试验分析工作中，说明座椅是影响汽车平顺性的重要因素。清华大学、长春汽车研究所进行了许多有关座椅传递特性、人椅系统动态参数识别、座椅特性与汽车底盘振动特性的合理匹配等方面的研究。1994年重庆大学徐中明等对汽车座椅系统的动力分析进行了研究。1996年吉林工业大学林逸等对汽车座椅计算机辅助设计方法进行了广泛的探讨研究，该文通过建立7个自由度汽车动力学模型，对汽车座椅平顺性进行了仿真计算，并对座椅刚度、阻尼进行了优化，提出了汽车座椅参数化绘图软件的开发方法。1.3 ANSYS软件介绍ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发，它能与多数CAD软件接口，实现数据的共享和交换，如Pro/Engineer, NASTRAN, Alogor, IDEAS, AutoCAD等， 是现代产品设计中的高级CAE工具之一。ANSYS有限元软件包是一个多用途的有限元法计算机设计程序，可以用来求解结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题。因此它可应用于以下工业领域： 航空航天、汽车工业、生物医学、桥梁、建筑、电子产品、重型机械、微机电系统、运动器械等。软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型；分析计算模块包括结构分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力；后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料。该软件有多种不同版本，可以运行在从个人机到大型机的多种计算机设备上。2 路面激励2.1引言在进行平顺性分析时必须对引起汽车振动的振源进行分析。引起汽车振动的振源主要有路面不平度激励、发动机激励、轮胎激励等，其中路面不平度激励是影响汽车平顺性的最主要激励，因此研究汽车平顺性必须研究路面。路面输入激励一般分为两类：随机输入激励和脉冲输入激励。随机输入激励是指路面长度方向上的连续激励，如粗糙不平的路面等，它是现代公路的主要形式；脉冲输入激励是指在较短时间内的离散事件，并且有较强的强度，如平坦道路上明显的凸包或凹坑等。2.2路面不平度的统计特性2.2.1 路面不平度的功率谱密度通常把路面相对基准平面的高度，沿道路走向长度的变化，称为路面纵断面曲线或不平度函数，如图所示。在测量不平度时，可以用水准仪或专门的路面计来得到路面纵断面上的不平度值。测量得到的大量路面不平度随机数据，通常在计算机上进行处理，得到路面不平度的功率谱密度或方差等统计特性。作为车辆振动输入的路面不平度，主要采用路面功率谱密度描述其统计特性。这反映在1984年国际标准化组织在文件ISO/TC 108/SCN67中提出的“路面不平度表示方法草案”标准之中，两个文件均建议路面功率谱密度用下式作为拟合表达式 式中，为空间频率（），它是波长的倒数，表示每米长度中包括几个波长；为参考空间频率，；为参考空间频率下的路面功率谱密度值，为路面不平度系数，单位为；为频率指数，为双对数坐标上斜线的斜率，它决定路面功率谱密度的频率结构。式在双对数坐标上为一斜线，对实测路面功率谱密度拟合时，为了减少误差，在不同空间频率范围可以选用不同的拟合系数进行分段拟合，但不应超过4段。上述两个文件还提出了按路面功率谱密度把路面的不平程度分为8级。表规定了各级路面不平度系数的几何平均值，分级路面谱的频率指数，表上还同时列出了范围路面不平度相应的均方根值的几何平均值。表2.1 路面不平度8级分类标准路面等级几何平均值几何平均值A163.81B647.61C25615.23D102430.45E409660.90F16384121.80G65536243.61H487.22由图可以看出，路面功率谱密度随空间频率的提高或波长的减小而变小。当=2时，与成正比，是不平度幅值的均方值谱密度，故又与不平度幅值的平方成正比，所以不平度幅值大致与波长成正比。图上阴影面积为原联邦德国1983年公路路面谱分布范围，可以看出主要集中在A级，部分延伸到B、C级之内。据统计，我国高等级公路路面铺也基本在A、B、C三级之内，只是B、C级路面占的比重比较大。2.2.2 空间功率谱谱密度与时间频率的关系对汽车振动系统的输入除了路面不平度，还要考虑车速这个因素。根据车速，将空间频率功率谱密度换算为时间频率功率谱密度。当汽车以一定车速驶过空间频率的路面不平度时输入的时间频率是与的乘积， 式（）关系表示在图 上，时间频率带宽与相应空间空间频率带宽的关系为 可以看出，当空间频率或带宽一定时，时间频率与带宽随车速成正比变化。功率谱密度的定义是单位频带内的“功率”（均方值），故空间频率功率谱密度可以表示为 式中，为路面功率谱密度在频带内包含的“功率”。在某一车速下，与空间频带相应的时间频带内所包含的不平度垂直位移的谐量成分相同，其“功率”仍为，因此换算的时间频率功率谱密度可表示为 将式、式代入上式，得到与的换算式 易得 2.3 路面激励的生成根据某一等级路面不平度系数的取值，根据上面的理论可计算出一定时间频率范围内的路面不平度功率谱密度、数据,而用ANSYS软件进行PSD（功率谱密度分析）只要输入对应时间频率和路面功率谱密度的值即可。常用车速下路面激励的频率范围是0.3328.3，对于车辆平顺性只研究30以下的振动。由此拟合出各级路面上不同车速下的功率谱密度数据。由上节计算可知，速度功率谱密度值为一常数，故这里采用速度功率谱密度输入可以简化计算。 表2.2 各级路面对应车速的速度功率谱密度值路面等级车速速度功率谱密度值A级路面305.26407.01508.76B级路面302140285035C级路面3084.140112501402.4 路面对四轮汽车的输入功率谱密度 四轮汽车的示意图，如图所示，、表示左、右两个轮迹的不平度，是路面长度坐标。、的自谱、互谱分别为、和。四个车轮所遇到的不平度函数用、和表示。两个前轮遇到的不平度为、；后轮由于滞后距离L,所以、，L是汽车轴距。左右轮迹间的互谱可表示为 其中为、的互振幅谱，表示频率区域的线性相关成度，为频率分量间平均相位差或称之为相位谱。如做以下假设：1）两轮迹、的统计特征相同，即；2）相位谱。则 四轮输入功率谱密度矩阵为其中，路面参考空间频率取，为轴距，为左右轮迹相干函数的平方根，其变化规律因路面而异。由此得到两轮输入的功率谱密度矩阵为2.5车辆振动的评价方法车辆振动的评价主要考虑的就是汽车平顺性，而平顺性的评价是一个极为复杂的过程，它包括人、车、路三个环节，其中人是最活跃的因素，当前对汽车平顺性进行评价主要分两类：主观评价和客观评价。主观评价是人对汽车平顺性最直接的评价方法。主观评价方法主要是根据有一定经验的试车人员对汽车振动的直观感受进行统计分析并对车辆进行评价。经过对主观评价的研究分析，设计人员根据经验可以简单地改变如汽车悬架参数来提高汽车的平顺性。但是，由于车辆的动态特性和人体对振动响应的复杂性，主观评价只能是对汽车平顺特性的一个比较模糊的描述。此外，由于人与人之间存在的差异，以及人体自身复杂的心理、生理特性，即使对同样的汽车振动的感觉也会不一致，这样，就会导致难以对汽车平顺性进行定量、准确的评价分析，因此需要专门评价人员进行。而客观评价方法由于排除了人的个人差异，以具有量值的概念对汽车平顺性进行评价，从而可以比较精确合理地评价、分析汽车的平顺性。它主要考虑车辆的隔振性能，以机械振动的各个物理量（如振幅、频率、加速度等）作为评价指标，通过测试传递到人体的振动量的大小，来确定影响人体舒适性的程度，以此来评价汽车的平顺性，因此，这是一种较为合适的评价方法。国际标准ISO2631法用于评价振动得到多数人的认同，我国也参照该标准制定了相应的汽车振动评价方面的国家标准。2.6随机输入平顺性评价指标如图2-3所示ISO2631-1(1997)35标准规定在进行舒适性评价时，它除了考虑座椅支撑面处输入点3个方向的线振动，还考虑该点三个方向的角振动，以及座椅靠背和脚支撑面两个输入点各3个方向的线振动，共3个输入12个轴向振动。此标准认为人体对不同频率振动的敏感程度不同，不仅给出了各轴向0.580的频率加权函数，又考虑不同输入点、不同轴向的振动对人体影响的差异，还给出了各轴向振动的轴加权系数。图 2.1 人体坐姿受振模型图ISO2631-1(1997)标准规定，当振动波形峰值系数9（峰值系数是加权加速度时间历程的峰值与加权加速度均方根值的比值）时，用基本的评价方法加权加速度均方根值来评价振动对人体舒适和健康的影响。1.基本的评价方法用基本的评价方法来评价时，先计算各轴向加权加速度均方根值。具体有两种计算方法：1）对纪录的加速度时间历程，通过相应频率加权函数w(f)的滤波网络得到加权加速度时间历程，按下式计算加权加速度均方根值。式中：T为振动的分析时间，取120s.其中频率加权函数用下列的公式表示：；2） 对记录的加速度时间历程a ( t)进行频谱分析得到功率谱密度函数Ga ( f)，按下式计算3） 当同时考虑椅面、这三个轴向振动时，三个轴向的总价全加速度均方根值按下式计算4） 有些“人体振动测量仪”采用加权振级，它与加权加速度均方根值换算，按下式进行式中，为参考加速度均方根值， 。表2.3给出了加权振级和加权加速度均方根值与人的主观感觉之间的关系。 表2.3和与人的主观感觉之间的关系加权加速度均方根值加权振级人的主观感觉 2.0126极不舒适 2.辅助评价方法 当峰值系数大于9时，ISO26311：1997（E）标准规定用4次方和根值的方法来评价，它能更好地估计偶尔遇到过大的脉冲引起的高峰值系数振动对人体的影响，此时采用辅助评价方法振动剂量值为：VDV=3 ANSYS软件下汽车振动分析3.1 汽车模型的建立 3.1.1汽车模型的选择模型的选择既要考虑到模型尽量简化以减少计算的复杂程度，又要考虑到模型与实际情况是否相符，要有一定贴切和相符性。此处我们主要通过ANSYS建模分析汽车振动的影响因素以提出合理的建议和改进措施；并不对平顺性进行精确复杂的计算。故而经过对比后，选择单轨四自由度汽车模型为分析模型，此模型即考虑到了前后车轮的垂直振动，又考虑到了车身的俯仰振动和垂直振动。能够满足我们建模分析目的的需要。3.1.2 ANSYS中建立汽车模型ANSYS建立四自由度汽车模型主要分为以下几步：定义单元类型：在这个模型中需要有三个单元类型，车架选择为梁单元Beam3；悬架和轮胎为弹簧阻尼单元Combination14,并设置其为二维单元即设置其option参数K3为2-D longitudinal；车身集中质量和前后轮胎质量为Mass21单元，并设置其为二维质量单元，即设置其option参数K3为2-D w rot inert。如 图3.1 定义质量单元图3.2 设置质量单元为二维质量定义是实常数：实常数是对上述各单元赋予准确的数值，对于梁单元有横截面积AREA(cross-sectional area),转动惯量IZZ(Area moment of inertia),高度HEIGHT(Total beam height)等参数需要给定；对于弹簧阻尼单元有刚度系数K(Spring constant),阻尼系数1CV1（ Damping coefficient）,阻尼系数2CV2(Nonlinear damping coeff)参数需要设置；对于质量单元Mass21有质量MASS(2-D mass),转动惯量IZZ( Rotary inertia about Z)参数需要设置。模型所需要的各参数见表3.1。车身质量前轮质量后轮质量转动惯量车身质心至前轮距离车身质心至后轮距离前悬（）后悬（）前悬架刚度系数前悬架阻尼系数后悬架刚度系数后悬架阻尼系数前轮胎刚度系数前轮胎阻尼系数后轮胎刚度系数后轮胎阻尼系数 表3.1 CA1141四自由度模型参数 定义材料参数：单元材料所要定义的参数有弹性模量，泊松比，和密度。此模中主要征对的就是梁单元的材料参数，模型所假设的为无质量轻质梁，故密（DENS）为0；弹性模量(EX)为2e11，泊松比（PRXY）为0.3。图3.3 设置车身质量单元实常数图3.4 设置材料弹性模量和泊松比模型建立：此模型采用先创建节点，再依据节点生成各单元。 图3.5 ansys中的四自由度汽车模型3.2模态分析3.2.1模态分析简介模态分析是研究结构动力特性一种近代方法，是系统辨别方法在工程振动领域中的应用。模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。这个分析过程如果是由有限元计算的方法取得的，则称为计算模态分析；如果通过试验将采集的系统输入与输出信号经过参数识别获得模态参数，称为试验模态分析。通常，模态分析都是指试验模态分析。振动模态是弹性结构固有的、整体的特性。通过模态分析方法搞清楚了结构物在某一易受影响的频率范围内的各阶主要模态的特性，就可以预言结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下产生的实际振动响应。因此，模态分析是结构动态设计及设备故障诊断的重要方法。在此模态分析是后面要进行的PSD(功率谱密度)分析的基础。3.2.1 模态分析步骤 模态分析主要分为以下几个步骤：（1）添加边界条件：进行模态分析需要定义边界条件，在此模型中，定义两接地节点为全约束（DOF）；前后轮胎质量单元只留有Y方向的自由度；车身质量单元只约束X方向的自由度。图3.6 在四自由度模型上添加边界条件（2）定义分析类型：在ansys main menusolutionanalysis typenew analysis中选择分析类型为模态分析（modal）;并且在ansys main menusolutionanalysis typeanalysis option中设置分析方法为分块兰索斯法（block lanczos）,分析的阶数为10阶。并在弹出的窗口中设置分析的频率范围为0-100Hz。 图3.7 定义模态分析阶数（3）模态求解：选择ansys main menusolutionsolvecurrent Lsj进行模态求解。图3.8 模态求解3.2.3模态分析结果在ansys main menugeneral postproc中可以查看模态分析的结果。模态分析得到的各阶固有频率如表所示：表3.2 模态分析各阶固有频率阶数一阶二阶三阶四阶频率（f）1.88725.646810.48812.808 一阶振型图 二阶振型图 三阶振型图 四阶振型图 图3.9 模态分析各阶振型图3.2功率谱密度分析（PSD分析）3.2.1 ANSYS谱分析简介 谱分析是一种将模态分析结果和已知谱联系起来的计算结构响应的分析方法，主要用于确定结构对随机载荷或随时间变化载荷的动力响应。谱分析可分为时间-历程分析和频域的谱分析。时间-历程谱分析主要应用瞬态动力学分析。谱分析可以代替费时的时间-历程分析，主要用于确定结构对随机载荷或时间变化载荷（地震、风载、海洋波浪、喷气发动机推力、火箭发动机振动等）的动力响应情况。 谱分析的主要应用包括核电站（建筑和部件），机载电子设备（飞机/导弹），宇宙飞船部件、飞机构件，任何承受地震或其他不规则载荷的结构或构件，建筑框架和桥梁等。 ANSYS谱分析有3种类型，分别为：响应谱分析（SPRS OR MPRS）：ANSYS响应谱分为单点响应谱和多点响应谱，前者指在模型的一个点集（不局限于一个点）定义一条响应谱；后者指在模型的多个点集定义多条响应谱。动力设计分析（DDAM）：动力分析设计是一种用于分析船舶装备抗震性的技术。随机振动分析（PSD）：随机振动分析主要用于确定结构在具有随机性质的载荷作用下的响应。与响应谱分析类似，随机振动分析也可以是单点的或多点的。 在单点随机振动分析时，要求在结构的一个点集上指定一个PSD；在多点随机振动分析时，则要求在模型的不同点集上指定不同的PSD。3.2.2 ANSYS功率谱密度分析（PSD）步骤在模态分析完成的基础上，PSD分析的步骤为：定义分析类型：在anys main menusolutionanalysis typenew analysis中选择分析类型为谱分析（spctrum）,再在anys main menusolutionanalysis typeanalysis options中选择谱分析类型为随机振动分析（或功率谱密度分析）。图3.9 定义分析类型为PSD分析模型输入：四自由度汽车模型的路面输入是通过两个接地节点输入的，由之前的四轮汽车路面激励功率谱密度输入的推导可知，两轮历经的路面激励是相同的，但是其在时域中相差一个时间（轴距；：车速。），转化到频域中易知其相差一个相角；ansys中输入的功率谱密度值前后轮是一样的，但是前后轮的这种相关性可以通过ansys中PSDWAV的wavepropagation参数输入车速即可。具体的输入步骤如下：Ansys中功率谱密度值的输入有三种型式，包括位移功率谱密度，速度功率谱密度，加速度功率谱密度的输入；由前面的推导可知，此模型中路面的速度功率谱密度为一“白噪声”（一个与无关的常量），故在此设置输入的为速度功率谱密度。图图3.10 定义输入的为速度功率谱密度设置完输入为速度功率谱密度后，在anys main menusolutionload step optsspectrumpsdpsd vs freq中输入所要加频率速度功率谱密度的频谱表。图3.11 频率-功率谱密度表下一步是将定义的频谱激励加到所建模型的两接地节点上，在anys main menusolutiondefine loadsapplystructuralSpectrumbase psd exciton nodes中选定模型中的接地节点。并且在随后弹出的窗口中定义激励方向为Y方向。图3.12 设置输入激励方向 图3.13 在接地节点施加激励再就是定义前后节点输入激励的相关性，在ANSYS中可以等效为一个沿X轴传播的无衰减的波，通过设置波速就可确定其相关性。具体为：在anys main menusolutioncorrelationtraveling wave中输入波的传播速度。 图3.14 设置波传播速度定义缩放系数，即将刚刚设置的波传播关系运用于此模型的输入。具体为：在anys main menusolutionload step optsspertumpsdcalculate pf中设置相关关系为wave propagation。之后在anys main menusolutionload step optsspertumpsdcalc controls中选择输出结果为绝对值。 图3.15 设置输出数据格式（3）模型求解：输入和输出设置完成后，就可以对模型进行求解；在anys main menusolutionsolvecurrent ls中求解谱分析结果。 图3.16 谱分析求解3.3模态合并谱分析中的模态合并是因为激励谱其实是由一系列的激励组合成的一个谱，里面的频率不会是只有一个，而不同的激励频率对于结构产生的结果是不一样的，对于结果的贡献也是不一样的，所以要选择模态组合法对模态进行组合，得到最终的响应结果。模态合并分为三步；首先在ansys main menusolutionanalysis typenew analysis中选择分析方法为谱分析sperum。其次在ansys main menusolutionload step optsspectrumpsdmode combine中设置significant threshold为0.005，合并模态阶数为10。最后选择ansys main menusolutionsolvecurrent ls进行模态求解。 图3.17 模态合并参数设置3.4查看结果在ansys的post26后处理器中可以查看谱分析得到响应结果的谱值，并且以图表曲线的形式呈现。具体的步骤如下:第一步：选取菜单路径main menutimhist postpro,进入时间相关后处理器（post26），将会弹出spectrum usage(谱分析目的选择)对话框，单击对话框中的create response power spectral density(psd)(创建功率谱密度响应)。 图3.18 进入post26否处理器第二步：选择菜单路径main menutimehist postprostore data,弹出store data from the results(从结果文件中存储数据)对话框，在对话框中的resolution of freq.vector(频率向量分辨率)文本框中输入“1”，然后确定。 图3.19 设置频率向量分辨率第三步：选取菜单路径main menutimehist postprodefine variable，弹出define time-history variable(定义时间-历程变量)对话框。在对话框中单击ADD按钮，弹出add time-history variable(添加时间-历程变量)对话框，在对话框中单击“Nodal DOF result”单选按钮，选择节点自由度结果，然后单击OK拾取节点3。在弹出的Define Nodal Data (定义节点数据)定义对话框中：在User-specified label (用户定义标签)文本框中输入“UY3”，在Data item (数据项目)列表框中依次选择“DOF solution”和“Translation UY”。然后关闭对话框。图3.20 定义查看结果为节点响应结果图3.21 定义响应谱方向第四步：选取菜单路径main menutimehist postprocalc resp psd,弹出calculate response psd(计算功率谱密度响应)对话框。在对话框中的Reference number of resulting variables (结果变量序号)文本框中输入“3”，将Reference no. of variables to be operated (被操作的变量的序号)文本框