汽车的平顺性培训课件

汽车的平顺性培训课件 第六章汽车的平顺性第六章汽车的平顺性第一节人体对振动的反响和平顺性的评价第二节路面不平度的二评价方法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四节车身与车轮双质量系统的振动振动:路面不平等原因引起汽车振动,它影响舒适性和身体健康。 保持振动环境的舒适性,才能保持驾驶员在复杂行驶和操纵条件下,具有良好的心理状态和准确灵敏的反响。汽车的平顺性影响“ 人-汽车系统的操纵稳定性以及行驶平安性。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 - 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、车身、车轮质量。输 出:车身传至人体加速度、悬架弹簧动动挠度、车轮于路面之间的动载荷。评价指标:加权加速度均方根值、撞击悬架限位概率、行驶平安性。第一节人体对振动的反响和平顺性的评价第一节人体对振动的反响和平顺性的评价一 ?人体对振动的反响 人体坐姿受振模型:座椅支承面处输入点3个方向的线振动,及该点3个方向的角振动,座椅靠背和脚支承面两个输入点个3个方向的线振动。 图6?3各轴向频图6?3各轴向频率加权函数率加权函数1.人体对振动的响应 人体对振动的响应取决于:频率与强度; 作用方向; 暴露时间。 2.频率8Hz以下水平方向允许的加速度值低于垂直方向48Hz允许的加速度;水平方向12Hz比垂直方向48Hz加速度允许值低1.4倍。对于汽车的振动环境, 8Hz以下振动频率占比重相当大。 3.反响界限(疲劳、不舒服)都是由人体感觉到的振动强度大小和暴露时间长短综合作用的结果。 平顺性主要靠主观感觉判断。国际标准ISO 2631,以短时间简谐振动的实验结果为根底。 ISO 2631用加速度均方根值给 出了180Hz振动频率范围内人体对振动反响的三个不同界限。 r m s-加速度均方根值 暴露界限:当人体承受的振动强度在此界振动强度限内,将保持人的健康或平安。它作为人体可承受振动量的上限。 疲劳-降低工作效率界限:当人承受的振动强度在此界限内时,能准确灵敏地反响,正常地进行驾驶。它与保持人的工作效能工作效能有关。 舒适降低界限:在此界限之内,人体对所暴露的振动环境主观感觉良好,能顺利地主观感觉良好完成吃、读、写等动作。它与保持人的舒适有关。r m s等时间曲线三个界限曲线相似1min暴露界限是疲劳降低工作效率界限的2倍(+6dB)tcfc舒适降低界限是疲劳降低工作效率界限的r m s垂直方向1/3.15倍(-10dB)X轴和Y轴是对数具有“放大或缩小的作用。tcfc水平方向采用对数坐标的优点可以把变化范围相差很 大数量级的不同数压缩或放大至一个 坐标轴上2321例如 : l g 10l g 101 , l g 10l g 10101 1 0l g 10l g 101 , l g 10l g 101 ,2 1 3 2l g 10l g 101 , l g 10l g 101 ,这样就可以把 0.001 1000用6个单位刻度来表示。2x xL10 lg20 lgx2x x0 0暴露极限与疲劳-工效 降低界限之比2xL10 lg20 lg 2=6.02066 d Bx2x0舒适降低界限与疲劳- 工效降低界限之比2x 1L10 lg20 lg =9.96621110 d Bx2x 3.150二?评价方法(一)主观评价方法(二)客观评价方法1)1/3倍频带分别评价法:对传至人体的加速度进行频谱分析,可得1/3倍频带的加速度均方根值谱。 1/3倍频法认为:同时有许多个1/3倍频带都有能量作用于人体时,各个频带振动作用无明显联系,对人体产生的影响主要是人体感觉振动强度最大的一个1/3倍频带所造成的。2)总的加速度加权均方根值评价法 3)加速度加权均方根值和等效均值综合评价法 第二节路面不平度的统计特性 第二节路面不平度的统计特性 图6?4一、路面不平度的功率谱密度 (1)不平度函数:路面相对基准平面的高度q,沿道路走向长度I的变化q(I),称为路面纵断面曲线或不平度函数 nwG nG n q q 0(2)路面功率谱密度: n0-1式中: n ?空间频率m ,表示每米长度中包括几个波长1n0.1 mn ?参考空间频率 00G nq ?参考空间频率n下的路面功率谱 度值,称为路面不平23mm ?1度系数 mW?频率指数,决定路面功率频谱密度的频率结构 ,通常取23)路面不平度的分级 :按路面功率谱密度把路面按不平度分为8级表6?3 图6?5还可用不平度函数对纵向长度的一阶导数和二阶导数,即速度功率谱密度和加速度功率谱密度来补充描述路面不平度的统计特性。2G n2n G n4G n2n G n?q q二?空间频率功率谱密度 化为时间频率G nq 功率频谱密度 G fqG nG f 考虑车速u的影响 q q汽车以一定车速u驶过空间频率n的路面平度时输入的时间频率f u n图6?6? fun时间频率带宽 即:当n或一定时,时间频率f 与带宽随成正比变化 功率谱密度是单位频带内的“功率(均方值),因此空间频率功率谱密度为 2qnG nlimqn ?0n2式中,?路面功率谱密度 qn频带内包含的“功率。f 在某一车速u下,与空间频带 n 相应时间频带内所包含的不平度垂直位移q的谱量成同其“功率仍2为 ,因此换算的时间频谱密度可表示为 :qn2qnG f limqf ?0f1G f G nq qu图6?7nwG nG n 时间频率路面功率谱密 度为q q 0n01 n u22G f G n G n nq q 0 q 0 02u n f0fu n时间频率的不平度垂直速度和加速度为q td q t / d t2?q td q t / d t速度功率谱密度为22 2G f ?(2f) G f 4G n n uq q q 0 0加速度功率谱密度为24 4 2G f ?(2f) G f 16G n n u fq? q q 0 0图6?8三?路面对四轮汽车的输入功率谱密度 xI,yI表示左、右两个轮迹的不平度,I表示路面长度坐标。 xI,yI的自谱、互谱分别为G n G n G nG n和 y y x y y xx x图6?9 两个前轮遇到的不平度: q Iy Iq Ix I,31两个后轮遇到的不平度(由于存在滞后距离L):q IyILq IxIL ?,421*G nlim F n F nG n 谱量 i k i ki kT?TF n、F n为q n、 q n的傅立叶变换i k i k*F n、F n为F n、F n共轭复数; T为长度 I的分析区间。i k i k 四个车轮不平度函数的傅里叶变化为 F nFq I? Fx I? Xn1 1j2n lF nFq I? Fx IL? X n e2 2F nFq I ? Fy I ? Y n3 3?2 jn lF nFq I ? Fy IL? Y n e4 4式中,Xn ?、Y n为x I、y I的傅立叶变换,记为 F x I、F y I。G n将四个车轮不平度函数的傅里叶变化代入谱量 计i k算 公式,算出各谱量和 G n G n G n G n的关 y y x y y xx x系: G n G n G n 11 22 x xG n G n G n 33 44 y y*2 jn lG n G n G n e12 21 x x*2 jn lG n G n G n e34 43 y y*2 jn lG n G n G n e14 41 x y*2 jn lG n G n G n e32 23 y x*G n G n G n 13 31 x y*G n G n G n 42 24 y x?两个轮迹间不平度的统计特性,用他们之间的互功率谱密度函数或相干函数来描述:左右轮迹间的互谱为:j nx yG nG n ex y x yG n为 x I、 y I的互振幅谱; n为 x I、 y I的相位谱。x y x y互振幅谱表示两个轮迹中频率为n的分量线性相关(幅值成比例,相位一致的程度。相位谱可近似的看作两个轮迹中频率为n 的分量之间平均的相位差。左右轮迹间的相干函数为:2G nx y2c o h nx yG n G nx x y y相干函数在频域内描述了两个轮迹中频率为n的分量之间线性相关的程度。2c o h n1,两个轮迹中频率为 n的分量之间幅值比x y和相位差保持不变,完 全线性相关;2c o h n0,两个轮迹中频率为 n的分量之间幅值比x y和相位差是随机变化的 。第三节汽车振动系统的简化,单质量第三节汽车振动系统的简化,单质量系统的振动 系统的振动 一?车振动的简化图6-11(1)四轮汽车简化的立体模型 把汽车车身质量看作刚体的立体模型 m?汽车的悬挂质量2I?该质量绕通过质心的横轴 y的转动惯量ym?车轮,车轴构成的非悬挂质量1图6-12(2)双轴汽车简化的平面模型: 忽略轮胎阻尼把车身分解为前轴上后轴上及质心C上的mmm三个集中质量 及2 f 2 c2 rmmmma)总质量保持不变 2 f 2 r 2 c 2m am b02 f 2 rb)质心位置不变 2 2 2Im? m am bc)转动惯量 的值保持不变 I y 2 y 2 f 2 ry由上得出三个集中质量分别为: 2?ymm2 f 2a L2ymm2 r 2a L2?ymm 12 c 2a b?双质量系统2y悬挂质量分配系数:?a b?=1时,联系质量 m02 c此时 m 和 m 的垂直方向运动2 f 2 r是互相独立的,即仅分别研究前后轴的双质量振动即可。2自由度:1个车轮、Z二.单质量系统的自由振动 图6?131.车身振动的单质量系统模型:zm2m zC zqK zq02平衡点K C系统运动的微分方程: C Kq2令 2 nw0mm22那么齐次方程为:?2z2 n zw z00w阻尼运动的影响取决于n和 的比值, 0称为阻尼比n Cw2 m K02汽车悬架系统的阻尼 ?通常在0.25左右,属于小阻尼。该微分方程的解为 n t 2 2zA e sin wn ta0图6?142.阻尼比对衰减振动的影响 2 2 2n? 1?r 0 0(1)与阻尼固有频率有关增大,下降r? 1时? 0当r运动失去振荡性 工程上可以近似认为 那么,r 0K?车身局部振动的固有圆频率0m21 K0f?固有频率 022m2 (2)决定振幅的衰减程度 减幅系数: 2 n t2AA en T 1?11d een tT 1 1AA e22 n取自然对数 ln d21? 三.单质量系统的频率响应特性 1.系统的频率响应函数 z Z H j?z qq Q zj ?) j02 1H j ?eH j ? ez qz qq0z0Hj幅频特性: z qq0?相频特性: 2 12令 zz, , zjz, qjq, z z2z? m? j C? k? qj C? k2得复数方程: 并由此得频响函数 z Kj CHjz q2q? m? k? j C2