1、汽車行駛系檢修平順性能評價第1頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四任務(wù)1 汽車的平順性評價本任務(wù)主要內(nèi)容：1.0 概述1.1 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價。1.2 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動1.3 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動第2頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四任務(wù)1 汽車的平順性評價1.4 主動與半主動懸架1.5 人體座椅系統(tǒng)的傳遞特性1.6 雙軸汽車的振動1.7 影響汽車行駛平順性的因素1.8 汽車平順性試驗和數(shù)據(jù)處理第3頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四汽車行駛時，由路面不平以及發(fā)動機、傳動系和車輪等旋轉(zhuǎn)部件激發(fā)

2、汽車的振動。路面不平是汽車振動的基本輸入，指路面不平引起的汽車振動，頻率范圍約為0.525Hz。汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過程中產(chǎn)生的振動和沖擊環(huán)境對乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)。平順性主要根據(jù)乘員主觀感覺的舒適性來評價。第4頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四1.1 人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價(一)、 人體對振動的反應(yīng)1) 暴露極限 人體承受的振動強度在此極限之內(nèi)，將保持健康和安全。通常把此極限作為人體可以承受的振動量的上限。2) 疲勞降低工作效率極限 在此振動界限內(nèi)，駕駛員可以進行正常的駕駛。3) 舒適降低界限 此界限與保持舒適有關(guān)，它影響人們在車上的吃、喝

3、、讀、寫等動作。第5頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四人體坐姿受振模型第6頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四隨著暴露時間(承受振動的時間)的加長，感覺界限所容許的加速度值下降。人體敏感的垂直加速度值為：415Hz。水平加速度值為：2Hz。(二)、平順性的評價方法目前，根據(jù)人體感覺所能承受的汽車車身振動的固有頻率和振動加速度的均方根值來評價汽車的行駛平順性。人體步行時身體上下運動頻率6080次/分(約11.6Hz)。第7頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四振動加速度的極限值0.20.3g。貨物運輸1g，貨物若無固定則會離開車廂底板。

4、一般在0.60.7g。當(dāng)振動波形的峰值系數(shù)9時，用基本的評價方法：即：加權(quán)加速度均方根值來評價振動對人體舒適和健康的影響。 峰值系數(shù)是加權(quán)加速度時間歷程aw(t)的峰值與加權(quán)加速度均方根值aw的比值。各種汽車包括越野汽車，在正常行駛工況下對這一方法均適用。第8頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四 對記錄的加速度時間歷程a(t)，通過相應(yīng)頻率加權(quán)函數(shù)w(f)的濾波網(wǎng)絡(luò)得到加權(quán)加速度時間歷程aw(t)。按下式計算加權(quán)加速度均方根值：T為振動時間，一般取120S。第9頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四 對記錄的加速度時間歷程a(t)，進行頻譜分析得到功率譜函

5、數(shù)Ga(f)。按下式計算加權(quán)加速度均方根值：第10頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四 有些“人體振動測量儀”采用加權(quán)振級Law，它與加權(quán)加速度均方根值aw換算，按式進行：a0為參考加速度均方根值， a0=10-6m/s2第11頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四Law和aw與人的主觀感覺之間的關(guān)系第12頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四(三)、路面不平度的統(tǒng)計1) 路面不平度的功率譜密度 通常把路面相對基準平面的高度q，沿道路走向長度I的變化q(I)，稱為路面縱斷面曲線或不平度函數(shù)。 在測量不平度時，可以用水準儀或?qū)ｉT的路面計來得

6、到路面縱斷面上的不平度值。測量得到的大量路面不平度隨機數(shù)據(jù)，通常在計算機上進行處理，得到路面不平度的功率譜密度Gq(n)或方差q2等統(tǒng)計特性參數(shù)。第13頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四作為車輛振動輸入的路面不平度，主要采用路面功率譜密度描述其統(tǒng)計特性。功率譜密度的定義是單位頻帶內(nèi)的“功率”(均方值)。第14頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四 路面功率譜密度Gq(n)用下式作為擬合表達式：式中，n為空間頻率(1/m)，它是波長的倒數(shù)，表示每米長度中包括幾個波長；n0為參考空間頻率， n0=0.1/m； Gq(n0)為參考空間頻率n0下的路面功率譜密度

7、值，稱為路面不平度系數(shù)，單位為m2/m-1=m3；W為頻率指數(shù)，為雙對數(shù)坐標廣斜線的斜率，它決定路面功率譜密度的頻率結(jié)構(gòu)。第15頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四速度功率譜密度和加速度功率譜密度按下式進行描述：第16頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四2) 空間頻率功率譜密度Gq(n)化為時間頻率功率譜密度Gq(f) 當(dāng)汽車以一定車速u駛過空間頻率n的路面不平度時輸入的時間頻率f是n與u的乘積，即: f=nu Gq(f)=Gq(n)/u第17頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四1.2 汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動一) 汽車振

8、動系統(tǒng)的簡化 總質(zhì)量保持不變 m2f+m2r+m2c=m2 質(zhì)心位置不變 m2fa+m2rb =0 轉(zhuǎn)動慣量的值保持不變Iy =m2y2=m2fa2+m2rb2y：繞橫軸y的回轉(zhuǎn)半徑；a、b懸掛質(zhì)量的質(zhì)心至前、后軸的距離。第18頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四四輪汽車簡化的立體模型第19頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四雙軸汽車簡化的平面模型第20頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四懸掛質(zhì)量：懸架、減振器所承載的質(zhì)量；非懸掛質(zhì)量：車輪車軸等處于懸架以下不由懸架、減振器所承載的質(zhì)量；第21頁，共64頁，2022年，5月20日，9點

9、41分，星期四令=y2/ab，并稱為懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。當(dāng)=1時，m2c=0，可以認為m2f、m2r垂直方向上運動是相互獨立的。而大部分汽車的=0.81.2，接近于1。單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動第22頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四車身單質(zhì)量系統(tǒng)模型第23頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四衰減振動曲線第24頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四m2：車身質(zhì)量；K：彈簧剛度；C：減振器的阻尼系數(shù)；q：輸入的路面不平度函數(shù)；z：車身垂直位移；靜力平衡時為原點。0 ：系統(tǒng)固有圓頻率；：懸架系統(tǒng)的阻尼比。汽車懸架系統(tǒng)的阻尼比通常在0.25左右，屬

10、于小阻尼。第25頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四為了便于分析，采用雙對數(shù)坐標描繪振動的輸入、輸出曲線：第26頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四第27頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四1.3 車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動 單質(zhì)量系統(tǒng)未考慮車輪振動對車身振動的影響，車輪部分在1015Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性，對平順性和車輪的接地性有較大影響，因此車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實際情況。其中：m2 ：為懸掛質(zhì)量(車身質(zhì)量)； m1 ：為非懸掛質(zhì)量(車輪質(zhì)量)； K ：為懸掛剛度； C ：為阻尼器阻力系數(shù)； Kt ：為

11、輪胎剛度。第28頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四車身與車輪兩 個自由度振動系統(tǒng)第29頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四車輪振動的幅頻特性：第30頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四車身位移的幅頻特性為：第31頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四車輪部分z1q的幅頻特性第32頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四車輪部分z1q的幅頻特性圖第33頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四車身對于車輪輸入z2z1的幅頻特性圖第34頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期

12、四車身對于路面輸入z2q的幅頻特性圖第35頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四1.4 主動與半主動懸架主動懸架 根據(jù)車輛的運動狀態(tài)和路面情況，主動調(diào)節(jié)懸架系統(tǒng)的剛度、減振器的阻尼系數(shù)、車身高度和姿態(tài)，使懸架始終處于最佳的減振狀態(tài)。半主動懸架 只對減振器的阻尼力進行調(diào)節(jié)。第36頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四主動懸架車輪部分z1q的幅頻特性圖第37頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四主動懸架車身車輪z2z1的幅頻特性圖第38頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四主動懸架車身路面z2q的幅頻特性圖第39頁，共64頁，

13、2022年，5月20日，9點41分，星期四1.5 人體座椅系統(tǒng)的傳遞特性將人體簡化為剛性質(zhì)量ms時，它與座椅的彈性Ks 、阻尼元件Cs構(gòu)成一單自由度子系統(tǒng)，將其附加在 “車身車輪”雙質(zhì)量系統(tǒng)上，構(gòu)成三個自由度振動系統(tǒng)。在人體質(zhì)量ms比車身質(zhì)量m2小很多時，可以忽略人體質(zhì)量的慣性力對車身質(zhì)量運動的影響，而車身垂直振動是“人體座椅”子系統(tǒng)的輸入，于是傳至人體的振動的幅頻特性等于“人體座椅”子系統(tǒng)的幅頻特性與“車身車輪”雙質(zhì)量系統(tǒng)幅頻特性的乘積。第40頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四在“車身車輪”雙質(zhì)量系統(tǒng)上附加“人體一座椅”子系統(tǒng)的振動模型第41頁，共64頁，2022年，5

14、月20日，9點41分，星期四“車身車輪”雙質(zhì)量系統(tǒng)振動特性第42頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四“人體一座椅”子系統(tǒng)的振動特性第43頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四三自由度系統(tǒng)的振動特性第44頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四在選擇“人體座椅”系統(tǒng)參數(shù)時，首先要保證人體垂直方向最敏感的頻率范圍412Hz處于減振區(qū)。按“人體一座椅”單自由度系統(tǒng)來考慮，其固有頻率fs4Hz/21/23Hz。在選擇固有頻率fs時，還要避開與車身部分固有頻率f0重合，防止傳至人體的加速度的響應(yīng)譜出現(xiàn)突出的尖峰，這對平順性很不利。車身部分的固有頻率f

15、0一般在1.22Hz范圍，于是“人體一座椅”單自由度系統(tǒng)固有頻率要選在3Hz附近。目前泡沫成形座墊的fs值，有的選到56Hz，在適當(dāng)?shù)淖枘岜仁吓浜舷拢钥杀ＷC412Hz處于衰減區(qū)。第45頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四“人體一座椅”系統(tǒng)的阻尼比希望達到0.2以上才有較好的減振效果。有的高阻尼材料制成的泡沫成形座墊，其阻尼比可達0.30.4。1.6 雙軸汽車的振動前面討論的單質(zhì)量和雙質(zhì)量系統(tǒng)都是雙軸汽車的局部系統(tǒng)，只分析了單輪輸入下車身的垂直振動，沒有考慮汽車垂直和俯仰兩個自由度振動或汽車縱軸上任一點的垂直振動時，要采用前、后車輪有兩個路面輸入的雙軸汽車模型。第46頁，共

16、64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四雙軸汽車的車身振動模型第47頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四雙軸汽車的車身振動模型第48頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四垂直和角振動部分系統(tǒng)的振型第49頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四=1情況下雙軸汽車等效振動系統(tǒng)第50頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四1.7 影響汽車行駛平順性的因素(一)、懸架結(jié)構(gòu)主要指彈性元件、導(dǎo)向裝置和減振裝置。彈性元件主要是其剛度K的影響。變剛度：輔助彈簧、復(fù)合彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧、橡膠彈簧、硅油彈簧等。減振裝置主要是其阻

17、尼系數(shù)的影響?？刂谱枘岜瓤梢缘玫捷^好的汽車行駛平順性。一般=0.20.4左右第51頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四(二) 輪胎輪胎的性能對汽車的高頻振動輸入的平順性影響較大。常用輪胎與懸架的剛度比=Kt/K來評價其影響。(三) 懸掛質(zhì)量懸掛質(zhì)量分配系數(shù)=y2/ab，是評價汽車平順性的極其重要的參數(shù)。當(dāng)=1時，前后懸掛質(zhì)量的振動相互獨立。(四) 非懸掛質(zhì)量減小非懸掛質(zhì)量，可以減小車輪傳給車身的沖擊力。非懸掛質(zhì)量越小，平順性越好。用=m2/m1來評價其影響。第52頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四1.8 汽車平順性試驗和數(shù)據(jù)處理(一)、汽車平順性試驗的

18、主要內(nèi)容1) 汽車懸掛系統(tǒng)剛度、阻尼和慣性參數(shù)測定通過測定輪胎、懸架、座墊的彈性特性(載荷與變形的關(guān)系曲線)，可以求出在規(guī)定載荷下輪胎、懸架、座墊的剛度。由加、卸載曲線包圍的面積，可以確定這些元件的阻尼。另外，還要測量懸掛(車身)質(zhì)量、非懸掛(車輪)質(zhì)量、車身質(zhì)量分配系數(shù)等振動系統(tǒng)慣性方面的參數(shù)。 第53頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四2) 懸掛系統(tǒng)部分固有頻率(偏頻)和阻尼比測定將汽車前輪、后輪分別從一定高度拋下，記錄車身和車輪質(zhì)量的衰減振動曲線。由圖上曲線可以得到車身質(zhì)量振動周期T和車輪質(zhì)量振動周期T，可按下式算出各部分固有頻率：第54頁，共64頁，2022年，5月

19、20日，9點41分，星期四由車身和車輪部分的衰減率=A1/A2， =A1/A2 ，按下式求出阻尼比：用同樣的方法，也可以求出人體座椅系統(tǒng)部分的固有頻率fs和阻尼比s 。第55頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四3) 汽車振動系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù)的測定在實際隨機輸入的路面上或在電液振動臺上，給車輪0.530Hz范圍的振動輸入，記錄車軸、車身、座墊上各測點的振動響應(yīng)；然后由數(shù)據(jù)統(tǒng)計分析儀處理得到懸架、座墊各環(huán)節(jié)的頻率響應(yīng)函數(shù)。第56頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四4) 在實際隨機輸入路面上的平順性試驗隨機輸入試驗是評定汽車平順性的最主要的試驗。該試驗按照GB/T49701996汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法進行。隨機輸入試驗主要以總加權(quán)加速度均方根值av來評價，車廂底板及車軸上采用該處的加速度均方根值來評價。第57頁，共64頁，2022年，5月20日，9點41分，星期四5) 汽車駛過凸塊脈沖輸入平順性試驗汽車行駛時偶爾會遇