汽车平顺性

汽车平顺性 人路面汽车

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 平顺性的评价标准评价标准 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》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。

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 平顺性名词解释(1) 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、频率加权系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。

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 人体坐姿受振模型

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 频率加权系数椅面z向：椅面x,y向和靠背y向：靠背x向：

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 平顺性名词解释(2) 3、均方根值 a(t)是测试的加速度时间信号。 4、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p172。频率加权滤波网络 aw(t) a(t)

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 平顺性评价方法 1、按加速度加权均方根值评价。样本时间T一般取120s。 2、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：

第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 平顺性指标和人的感觉间的关系

第二节路面不平度的统计特征 路面不平度的功率谱密度 1. 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)]在频率域的分布。 2.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。

第二节路面不平度的统计特征 3.路面不平度的功率谱密度式中 n—空间频率，m-1 n0—0.1 m-1 Gq(n0)—路面不平度系数(m2/m-1) w—频率指数，一般取为2

第二节路面不平度的统计特征

第二节路面不平度的统计特征 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

第二节路面不平度的统计特征 上式可化为还可得到

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 汽车单自由度振动模型

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 汽车单自由度振动方程（1）令 2n=C/m2，20=K/ m2，齐次方程变为

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 0称为系统固有圆频率，定义阻尼比方程的解为

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 弹簧振子

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 单自由度自由振动衰减曲线

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 Im Z=Aejwt jwt Asint t Re Acost 复振动

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 欧拉公式： Z=Aejt=A(cost+jsint) 复数的标准形式为 Z=a+jb 式中： a=Acost b=Asint Z称为复振动，模为A= 幅角argZ=arctg(b/a)=t 实部=a=Acost 虚部=b=Asint。复振动的实部或虚部都代表振动。事先约定一个即可。

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 对简谐振动，对应的复数形式为 Z=Aej（t+） Z=Aej（t+）=Aejejt= ejt 式中： = Aej为复振动Z的复振幅。

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 频率响应设系统的输入是F0ej(wt+), 输出Xej(wt+) 系统的频率响应定义是： H()=输出复振动/输入复振动 = = =输出复振幅/输入复振幅注意X,F,,都是频率的函数。

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 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，位移/力，速度/力，应变/位移，电压/加速等。 (4)和输入输出的位置、方向等有关。 (5)可通过理论计算或方便地通过测试得到。

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 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| =|输出复振幅/输入复振幅| =输出实振幅/输入实振幅即频率响应函数的幅角=-=

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 频响函数的测试

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 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式中复振幅

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 令代入上式，得

第三节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 汽车单质量系统幅频特性上式模（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。增振。（3）在>= 的高频段，= 时 =1。> 时， <1。减振。阻尼比较小时衰减更多。

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 双轴汽车平顺性模型

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 平顺性分析的振动响应量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

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 单质量系统对路面随机输入的响应对单自由度系统，输出功率谱=幅频特性的平方输入功率谱，即式中，x表示输出，可以是车身加速度、悬架动挠度fd、车轮与路面间的动载荷Fd。方差2=均方值--均值2。在振动均值为0时，方差 2=均方值=

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 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。

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 从上式：车身加速度功率谱密度函数为车身加速度均方根谱式中路面速度均方根谱来自 =常量（白噪声）

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 式中

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 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。

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 车身加速度均方根为结论： 1）固有频率越低，越小。即悬架越软平顺性越好。但固有频率不可太低。否则悬架动挠度太大，并会导致乘客晕车。 2）阻尼有一最佳值，在0.2-0.4之间。

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 车轮与路面间相对动载荷幅频特性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。

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 悬架弹簧动挠度的幅频特性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

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 平顺性和固有频率、阻尼比的关系 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，会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。

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 悬架参数实用范围表中： f0 —固有频率 fs —悬架静挠度 [fd]—限位行程 —阻尼比

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 AAS

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 被动悬架

第二节汽车振动系统的简化、单质量系统振动 半主动悬架

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