1、汽車?yán)碚摰谒氖恢v主講教師：楊志華學(xué)時(shí)：482 本節(jié)將汽車振動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為單質(zhì)量的振動(dòng)系統(tǒng)；分析單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng)和頻率響應(yīng)特性；分析單質(zhì)量系統(tǒng)對(duì)路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)及其響應(yīng)量特性參數(shù)的計(jì)算，分析懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比對(duì)振動(dòng)響應(yīng)的影響；介紹懸架系統(tǒng)固有頻率f0和阻尼比的選擇范圍。第六章 汽車的平順性第三節(jié)汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)返回目錄3 當(dāng) ，并忽略輪胎阻尼后，汽車立體模型可簡(jiǎn)化為平面模型。 車身質(zhì)量有垂直、俯仰、側(cè)傾3個(gè)自由度，4個(gè)車輪質(zhì)量有4個(gè)垂直自由度，整車共7個(gè)自由度。一、汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)七自由度立體模型4四自由度平面模型

2、四個(gè)自由度：前輪的垂直運(yùn)動(dòng)后輪的垂直運(yùn)動(dòng)車身質(zhì)心的垂直運(yùn)動(dòng)車身繞質(zhì)心的俯仰運(yùn)動(dòng)對(duì)于車身部分，可以把隨質(zhì)心的平動(dòng)和繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)，簡(jiǎn)化為前軸上方車身的垂直運(yùn)動(dòng)和后軸上方車身的垂直運(yùn)動(dòng)。即，將車身部分的連續(xù)質(zhì)量等效為質(zhì)心處、前軸上方和后軸上方三個(gè)質(zhì)點(diǎn)。5 1）總質(zhì)量保持不變 2）質(zhì)心位置不變 3）轉(zhuǎn)動(dòng)慣量保持不變第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)簡(jiǎn)化前后應(yīng)滿足以下三個(gè)條件解得令 懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。6 對(duì)于大部分汽車， = 0.81.2，即接近1。當(dāng) = 1時(shí)第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)即，車身質(zhì)心處的聯(lián)系質(zhì)量為零。7 同時(shí)，在 =1 的情況下，前、后軸上方車身部分的集中質(zhì)量

3、m2f 、 m2r在垂直方向的運(yùn)動(dòng)是相互獨(dú)立的。 于是，雙軸汽車的前軸或后軸可以簡(jiǎn)化為車身、車輪兩個(gè)自由度振動(dòng)系統(tǒng)模型。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)8 車輪部分的固有頻率為1015Hz，如果激振頻率遠(yuǎn)離車輪固有頻率（即5Hz以下），輪胎的動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)9二、單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng)0振動(dòng)系統(tǒng)固有圓頻率；阻尼比。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)對(duì)車身質(zhì)量運(yùn)用牛頓第二定律，得微分方程：10齊次微分方程的解為第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng) 有阻尼自由振動(dòng)時(shí)，質(zhì)量m2

4、以有阻尼固有頻率振動(dòng)，振幅按衰減。11 增大，r下降。當(dāng)=1時(shí)，運(yùn)動(dòng)失去振蕩特征。 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比大約為0.25，r比0只下降了3%左右， 。1）與有阻尼固有頻率r有關(guān)第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)阻尼比對(duì)衰減振動(dòng)的影響固有頻率122）決定振幅的衰減程度阻尼比對(duì)衰減振動(dòng)的影響兩個(gè)相鄰的振幅A1與A2之比稱為減振系數(shù)d由實(shí)測(cè)的衰減振動(dòng)曲線得到d，即可確定系統(tǒng)的阻尼比。阻尼比越大，振幅衰減得越快第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)13汽車?yán)碚摰谒氖v主講教師：楊志華學(xué)時(shí)：4815單質(zhì)量系統(tǒng) 自由振動(dòng)0振動(dòng)系統(tǒng)固有圓頻率；阻尼比。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振

5、動(dòng)對(duì)車身質(zhì)量運(yùn)用牛頓第二定律，得微分方程：1617三、單質(zhì)量系統(tǒng)頻率響應(yīng)特性分析幅值比、相位差隨激振頻率而變化的規(guī)律。 對(duì)于一個(gè)常系數(shù)的線性系統(tǒng)（即系統(tǒng)的m、K、為常數(shù)），當(dāng)輸入量 是一個(gè)簡(jiǎn)諧函數(shù)時(shí)，輸出量 也是與輸入量同頻率的簡(jiǎn)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(yīng)特性。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)對(duì)于平順性而言，相頻特性不是非常重要。18復(fù)振幅z0、q0為輸出、輸入諧量的幅值；1.頻率響應(yīng)特性的確定 由輸出、輸入諧量復(fù)振幅 z 與 q 的比值或 與 的傅里葉變換

6、Z()與Q() 的比值，可以確定頻率響應(yīng)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(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)19令則第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)代入即，可以由微分方程寫出頻率響應(yīng)函數(shù)。202.幅頻特性第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)即，可以由微分方程寫出幅頻特性。21四、單質(zhì)量系統(tǒng)對(duì)路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)1.用隨機(jī)振動(dòng)理論分析汽車平順性的概述1)平順性分析的振動(dòng)響應(yīng)量車輪與路面間的動(dòng)載 車身加速度懸架彈簧的動(dòng)撓度第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)222.幅頻特性曲線0.1110頻率比=/010lg

7、|z/q|-101-1lg 用雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)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(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)230.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10 漸近線斜率為-2:1。 “頻率指數(shù)”為-2。-2:12.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)240.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10漸近線斜率為-1:1?！邦l率指數(shù)”為-1。-2:1-1:12.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)250.1110

8、頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 確定低頻段和高頻段漸近線的交點(diǎn)。交點(diǎn)要滿足2.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)260.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 與無(wú)關(guān)，即無(wú)論阻尼比取何值，幅頻特性曲線都要經(jīng)過(guò) 點(diǎn)2.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)270.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1共振時(shí)，單質(zhì)量系統(tǒng)位移輸入與位移輸出的幅頻特性2.幅頻特性曲線第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系

9、統(tǒng)的振動(dòng)283.幅頻特性曲線的討論1）低頻段 |z/q|略大于1，阻尼比對(duì)這一頻段的影響不大。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|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293.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，可使共振峰值明顯下降。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|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303.幅頻特性曲線的討論3）高頻段 懸架

10、對(duì)輸入位移起衰減作用，阻尼比減小對(duì)減振有利。與無(wú)關(guān)第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|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31汽車?yán)碚摰谒氖v主講教師：楊志華學(xué)時(shí)：4833四、單質(zhì)量系統(tǒng)對(duì)路面隨機(jī)輸入的響應(yīng)1.用隨機(jī)振動(dòng)理論分析汽車平順性的概述1)平順性分析的振動(dòng)響應(yīng)量車輪與路面間的動(dòng)載 車身加速度懸架彈簧的動(dòng)撓度第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)342）振動(dòng)響應(yīng)量的功率譜密度與均方根值第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)振動(dòng)響應(yīng)量 x 的功率譜密度；路面位移 q 的功

11、率譜密度；系統(tǒng)響應(yīng)量 x 對(duì)輸入 q 的幅頻特性。35第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng) 振動(dòng)響應(yīng)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(yīng)函數(shù)H（f）xq363）概率分布與標(biāo)準(zhǔn)差的關(guān)系 振動(dòng)響應(yīng)量 x 的分布為正態(tài)分布，且均值為零時(shí)，幅值的絕對(duì)值超過(guò) 的概率為P，與 P 的關(guān)系如下表。122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過(guò)標(biāo)準(zhǔn)差x的倍以外的概率P第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)37122.5833.29P31.7%4

12、.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過(guò)標(biāo)準(zhǔn)差x的倍以外的概率P 要求車身加速度 超過(guò)1g的概率P=1%，求車身加速度的標(biāo)準(zhǔn)差 。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)例1即 =0.39g 時(shí)，可以使 超過(guò)1g的概率P=1%。38122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過(guò)標(biāo)準(zhǔn)差x的倍以外的概率P 某汽車懸架彈簧動(dòng)撓度 的標(biāo)準(zhǔn)差 =3cm，要求動(dòng)撓度超過(guò)限位行程 即撞擊限位的概率P = 0.3%，假設(shè)車輪上下跳動(dòng)的限位行程均為 ，求 。第三節(jié) 汽

13、車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)=3cm， =9cm 可使撞擊限位的概率為0.3%。例239122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正態(tài)分布情況下，超過(guò)標(biāo)準(zhǔn)差x的倍以外的概率P車輪跳離地面的條件是相應(yīng)界限值 當(dāng)車輪與路面間的動(dòng)載Fd與車輪作用于路面的靜載G大小相等且方向相反時(shí)，車輪作用于路面的垂直載荷等于零。取 ，相對(duì)動(dòng)載 /G 的均方根值 ，求車輪跳離地面的概率。因?yàn)?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(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)例3402.車身加速度的功率譜密度 的計(jì)算分析路面輸入除采

14、用 外，還可以采用 和 。相應(yīng)地，幅頻特性要采用 和 。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)41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(duì)數(shù)坐標(biāo)做出路面輸入均方根譜與的關(guān)系曲線。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)42斜率為0:1斜率為1:1斜率為1:1第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)43三個(gè)幅頻 特性為第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)44第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)0.1110頻率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:145 由于 為一“白噪聲”， 與 的圖形完全相同，只是在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)上

15、移動(dòng) 。 可以用響應(yīng)量對(duì)速度輸入的幅頻特性定性分析響應(yīng)的均方根譜。第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)汽車?yán)碚摰谒氖闹v主講教師：楊志華學(xué)時(shí)：4847平順性分析的振動(dòng)響應(yīng)量車輪與路面間的動(dòng)載 車身加速度懸架彈簧的動(dòng)撓度第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)路面輸入除采用 外，還可以采用 和 。其定量計(jì)算：由于 是常數(shù)，因此，可以用響應(yīng)量對(duì)速度輸入的幅頻特性定性分析響應(yīng)的均方根譜。4821101000.1110激振頻率 f / Hz=0.25=0.5f0=1Hzf0=2Hz思考：對(duì)共振峰值和高頻段的影響有何不同？振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率 f0 對(duì)共振峰值有何影響？ 第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的

16、簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)0.250.5f = f0 =114.048.88f = f0 =228.0817.76固有頻率越低振動(dòng)越小；在共振段，大阻尼利于減振，在高頻段小阻尼利于減振。車身加速度49 對(duì)單質(zhì)量振動(dòng)系統(tǒng)， /G與 只相差系數(shù)1/g，因此0和對(duì) 幅頻特性的影響與 幅頻特性的影響，從變化趨勢(shì)上講完全一樣。3.車輪與路面間的相對(duì)動(dòng)載 /G對(duì) 的幅頻特性的分析第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)即：固有頻率越低動(dòng)載越??；在共振段，大阻尼利于降低動(dòng)載，在高頻段小阻尼利于降低動(dòng)載。504.懸架彈簧的動(dòng)撓度 對(duì) 幅頻特性的分析第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)51在低頻段，1，

17、2:10:1第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)頻率比=/00.1 1 101010.1=0=0.5=0.25522:10:11:1-1:1思考：懸架固有頻率 f0 對(duì) 有何影響？ 第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)0.250.5f = f0=10.3180.159f = f0=20.1590.080注意，對(duì)于動(dòng)撓度問(wèn)題，主要考察共振峰值。顯然，提高固有頻率和阻尼比都有利于降低動(dòng)撓度。535.懸架系統(tǒng)固有頻率f0與阻尼比的選擇思考：懸架系統(tǒng)固有頻率 f0 和阻尼比對(duì)車身振動(dòng)加速度及懸架動(dòng)撓度的影響有何不同？車 型f0/Hz /cm /cm轎車1.21.1153079貨車21.56116902.0.4大客車1.81.271558越野汽車21.3613713懸架系統(tǒng) 值的實(shí)用范圍第三節(jié) 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動(dòng)54固有頻率越低振動(dòng)越小；在共振段，大阻尼利于減振，在高頻段小阻尼利于減振。即：固有頻率越低動(dòng)載越??；在共振段，大阻尼利于降低動(dòng)載，在高頻段小阻尼利于降低動(dòng)載。提高固有頻率和阻尼比都有利于降低動(dòng)撓度。55即，由單質(zhì)量