汽车理论汽车的平顺性

第六章汽车平顺性路面汽车人本章基本思路

如何评价汽车的行驶平顺性？

对汽车振动系统如何进行简化？

对于振动的“输入”的描述路面不平度的统计特性

单质量系统的振动车身与车轮双质量系统的振动双轴汽车模型的振动建立运动微分方程及系统“输入”对“输出”的影响分析

汽车平顺性测试

几种重要的评价方法

汽车悬架参数设计的依据

路面不平度及功率谱密度

本章共有7节：第一节人体对振动的反应和平顺性的评价第二节路面不平度的统计特性第三节汽车振动系统的简化。单质量系统的振动第四节车身与车轮双质量系统的振动第五节双轴汽车的振动第六节“人体－座椅”系统的振动第七节汽车平顺性试验和数据处理平顺性：保持汽车行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能，并保持货物的完好无损。评价方法：根据乘员舒适程度评价汽车振动系统及其评价指标输入－振动系统－输出－评价指标输入：路面不平度、车速。振动系统：弹性元件、阻尼元件、质量。输出：悬挂质量或人体加速度、车轮动载荷。评价指标：人体对振动的响应、轮胎的接地性。第一节人体对振动的反应和平顺性的评价

评价标准

ISO2631-1:1997(E)《人体承受全身振动评价——第一部分：一般要求》GB/T4970-1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》一、人体对振动的反应机械振动对人体的影响，取决于振动的频率、强度、作用方向和持续时间，而且每个人的心理与身体素质不同，对振动的敏感程度也不同。所考虑的振动ISO2631-1规定，舒适性评价时，考虑座椅支承处的3个线振动和3个角振动，靠背和脚支承处各3个线振动，共12个轴向振动。健康影响评价时，仅考虑座椅支承处的3个线振动xs、ys、zs。1、轴加权系数对不同方向振动，人体敏感度不一样。该标准用轴加权系数描述这种敏感度。2、频率加权函数对不同频率的振动，人体敏感度也不一样。例如，人体内脏在椅面z向振动4-8Hz发生共振，8-12.5Hz对脊椎影响大。椅面水平振动敏感范围在0.5-2Hz。标准用频率加权函数w描述这种敏感度。平顺性名词解释频率加权滤波网络aw(t)a(t)

均方根值：a(t)是测试的加速度时间信号。加权均方根值：aw(t)是通过频率加权函数滤波网络后得到的加速度时间信号。频率加权函数见表6-1。二、平顺性的评价方法1、

按加速度加权均方根值评价。样本时间T一般取120s。椅面x,y向和靠背y,z向：椅面z向和脚x，y，z：

靠背x向：频率加权函数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，按下式计算：参阅教材图6-56“平顺性试验数据的采集和处理”3、同时考虑3个方向

3轴向xs、ys、zs振动的总加权加速度均方根值为：平顺性指标和人的感觉间的关系4、有些“人体振动测量仪”采用加权振级Law，它与加权加速度均方根值换算，按下式进行（参阅教材p250）：第二节路面不平度的统计特征

路面纵向断面曲线q(I)I一、路面不平度的功率谱密度

因此，需要从统计的角度出发，引进适合于具有随机性质的谱分析方法，即功率谱分析方法。它是傅里叶分析法和统计分析法两者结合起来考虑的。

为了研究信号的能量（或功率）分布，并凸出信号频谱图中的主频率，需要做功率谱分析。特别是对于有明显的非确定性的随机信号，1、随机信号的频谱分析不平度函数3.路面不平度q(I)的功率谱密度Gq(n)的意义：

Gq(n)表示路面不平度q2(I)的平均值E[q2(I)]的空间频率分布。掌握了路面不平度q(I)的功率谱密度以及车辆系统的频响函数。就可以求出响应量的功率谱，用来分析振动系统对各响应物理量的影响和评价平顺性。2.随机变量x(t)功率谱密度Gx(f)的意义：

Gx(f)表示x(t)的平均功率E[x2(t)]（均方值）在频率域的分布（参阅教材p248)。

功率谱密度的定义是单位频带内的“功率”（均方值），因此功率谱密度所反映的是信号幅值的平方，故频域结构特征更加明显。4.路面不平度的功率谱密度式中

n—空间频率，m-1

n0—参考空间频率，0.1m-1

Gq(n0)—参考空间频率n0下的功率谱密度，即路面不平度系数(m2/m-1)

w—频率指数，一般取为2用水准仪或路面计测量路面不平度，测量得到的大量路面不平度数据用计算机处理，得到功率谱密度Gq(n）或方差σ2q速度功率谱密度：是位移功率谱密度与频率二次方乘积；加速度功率谱密度：是位移功率谱密度与频率四次方乘积。

此时，路面速度功率谱密度在整个频率范围内为一常数，幅值大小只与不平度系数有关，这一路面输入的速度功率谱密度称为“白噪声”，用来分析计算会带来一定方便！二、路面空间频率谱密度化为时间谱密度1.空间频率与时间频率的关系

f=un

这里n是空间频率(每米波长数)。u是车速(m/s)，f是时间频率(Hz,每秒波长数)。2.路面时间谱密度与空间频率谱密度的关系

f=un

f=un三、路面对四轮汽车的输入功率谱密度x(I)y(I)IBL2134x(I)/y(I)的自谱、互谱分别为:四个车轮的不平度函数用q1(I)、q2(I)、q3(I)、q4(I)q1(I)＝x(I)q3(I)＝y(I)q2(I)＝x(I-L)q4(I)＝y(I-L)1-33-12-44-21-44-12-33-21-22-13-44-312个互谱两两共轭q1、q2、q3、q4四个输入的振动传递时，要掌握四个车轮的自谱和四个车轮彼此间的互谱共16个谱量Gik(n)(i,k=1，2，3，4）,其中12个互谱两两共轭。谱量可按下式计算：为qi(I）、qk(I）的傅里叶变换；四个车轮不平度函数的傅里叶变换为：将四个车轮不平度函数的傅里叶变换代入算出各谱量和两个轮迹之间的自谱Gxx(n)Gyy(n)互谱

Gxy(n)Gyx(n)的关系：两个轮迹之间不平度的统计特性，用它们之间的互功率谱密度或相干函数来描述。a互功率谱密度互振幅谱相位谱

b相干函数：相干函数在频域内描述了与中频率n分量之间的线性相关程度。表明与中频率为n的分量之间幅值比和相位保持不变。表明与中频率为n的分量之间幅值比和相位是随机变化的。x(I)y(I)IBL21341-33-12-44-21-44-12-33-21-22-13-44-312个互谱两两共轭路面对四轮汽车输入的谱矩阵：第三节

汽车振动系统的简化、单质量系统振动一、汽车振动系统的简化x(I)=y(I)悬挂质量m2按动力学等效条件车身3自由度车轮4自由度四自由度模型－双轴汽车简化三个质量由无质量的刚性杆连接此时可以分别讨论前、后轴所构成的两个双质量系统的振动了。等效质量大小由三个条件决定二、单质量系统的自由振动汽车单自由度振动模型令2n=C/m2，

20=K/m2，齐次方程变为

0称为系统固有圆频率，定义阻尼比方程的解为单自由度自由振动衰减曲线复振动ReIm

tZ=AejωtjwtAcos

tAsin

t三、单质量系统频响特性频率响应函数的物理意义频率响应函数的模

=幅频特性=|输出复振动/输入复振动|

=输出实振幅/输入实振幅频率响应函数的幅角=

-

=即频率响应函数的特点(1)描述了定常线性系统（动态特性）。是频率的复函数。(2)系统所固有。(3)具有不同的形式，[横摆角速度]/[转向盘输入]，[车身（车轮）输出位移、速度、加速度]/[地面输入],[座椅]/[地面输入],等。(4)可通过理论计算或方便地通过测试得到。频响函数的测试汽车单质量系统频响函数的推导令输入复振动为式中复振幅令输出复振动为a/复振动求法令代入上式，得上式模（幅频特性）为

b/傅里叶变换法傅里叶变换上式模（幅频特性）为

（1）在0<

0.75的低频段，既不减振也不增振。阻尼比影响不大。（2）在0.75<

的共振段，出现峰值，阻尼比大时峰值低。（3）在>=的高频段，=时=1，与ζ无关。>时，

<1，阻尼比较小时衰减更多。平顺性分析的振动响应量有3种：1、车身振动加速度2、悬架动挠度（涉及限位行程、悬架击穿）3、车轮与路面间的动载荷1、平顺性分析的振动响应量（一）用随机振动理论分析汽车平顺性的概述四、单质量系统对路面随机输入的响应车身加速度功率谱密度函数车身加速度功率谱密度函数用于：a.了解振动加速度功率频谱的分布。b.求加速度均方根值或加权均方根值评价汽车平顺性。从式：（二）车身加速度功率谱密度的计算方法式中路面速度均方根谱来自输入q车身加速度功率谱密度均方根为：输入车身加速度功率谱密度均方根为输入车身加速度功率谱密度均方根为=常量（白噪声）

式中同理得：当

=1时，前式变为

（共振峰值）

显然固有频率越低，峰值越低。此外，低频段阻尼比越大，越小。高频段阻尼比越大，越大。二者效果相反，须折衷。对单质量系统它与簧载荷重量G的比值称为相对动载荷这和车身振动加速度基本一样，只差一常数g。故可用同样公式求均方根值（标准差），求离地概率。（三）车轮与路面间相对动载Fd/G对幅频特性的分析悬架弹簧动挠度复振幅为，故频响函数把频响函数代入上式，得幅频特性为

（四）悬架挠度fd对幅频特性的分析1、固有频率越低，车身振动加速度均方根值越低，平顺性越好。但固有频率太低，动挠度fd会增大，导致汽车载荷变化时车身高度变化过大、悬架“击穿”和乘员晕车；2、汽车悬架阻尼比不能过大或过小，有一最佳值，在0.2和0.4之间。（五）悬架固有频率与阻尼比的选择表中：f0—固有频率fs—悬架静挠度[fd]

—限位行程

—阻尼比悬架参数实用范围第四