1、第八章第八章 汽车的汽车的NVHNVH性能性能同济大学同济大学 汽车学院汽车学院朱西产朱西产 教授教授汽车NVH及要解决的问题NVHNVH性能之所以越来越受到用户的重视，原因之一是随着汽车普遍进入广性能之所以越来越受到用户的重视，原因之一是随着汽车普遍进入广大家庭，用户对汽车的要求不仅局限于代步工具或运输工具，而且对其大家庭，用户对汽车的要求不仅局限于代步工具或运输工具，而且对其乘坐乘坐舒适性提出了更高的要求舒适性提出了更高的要求；原因之二是；原因之二是用户对用户对NVHNVH性能敏感度很高性能敏感度很高，随时都，随时都感受到振动噪声。感受到振动噪声。汽车汽车振动噪声振动噪声性能，又称为性能，
2、又称为NVHNVH（NoiseNoise、Vibration&HarshnessVibration&Harshness）性能。）性能。NVHNVH性能指乘员感受到的噪声、振动及相关的动态不舒适性。性能指乘员感受到的噪声、振动及相关的动态不舒适性。噪声（噪声（NoiseNoise）主要指乘客听到的车内噪声，包括发动机噪声、进排气噪主要指乘客听到的车内噪声，包括发动机噪声、进排气噪声、轮胎噪声、风噪声、传动系齿轮啮合噪声、车内面板振动辐射噪声等；声、轮胎噪声、风噪声、传动系齿轮啮合噪声、车内面板振动辐射噪声等；另外，还有车外噪声，亦即汽车行驶中对交通环境的辐射噪声。另外，还有车外噪声，亦即汽车行驶
3、中对交通环境的辐射噪声。振动（振动（VibrationVibration）主要指乘客感觉到的方向盘、地板和座椅等的抖动，主要指乘客感觉到的方向盘、地板和座椅等的抖动，通常由发动机和不平路面的激励引起。通常由发动机和不平路面的激励引起。动态不舒适性（动态不舒适性（HarshnessHarshness）通常指乘客感受到的汽车非平稳运动、颠簸通常指乘客感受到的汽车非平稳运动、颠簸、冲击和刺耳的异常噪声等。、冲击和刺耳的异常噪声等。NVH问题分类车内噪声车外噪声发动机进气系统风扇、电子电器轮胎及不平路面排气系统面板辐射噪声风噪车内振动（方向盘、座椅）传动系统NVHNVH要解决的问题要解决的问题振动源、
4、噪声源振动源、噪声源结构传递结构传递振动振动:结构传递结构传递空气传递空气传递噪声噪声:NVH开发要解决的重点问题车身相关：车身相关：（1 1）车身结构）车身结构NVHNVH开发（模态及传函开发（模态及传函VTFVTF、NTFNTF）（2 2）高频声学包开发（隔吸声件、内饰件）高频声学包开发（隔吸声件、内饰件）（3 3）结构阻尼件布置设计）结构阻尼件布置设计 （4 4）风噪问题（立柱隔断）风噪问题（立柱隔断）动力相关：动力相关：（5 5）动力总成悬置系统匹配设计）动力总成悬置系统匹配设计 （6 6）发动机本体振动和噪声控制（发动机）发动机本体振动和噪声控制（发动机NVHNVH）（7 7）进气噪
5、声）进气噪声 （8 8）排气噪声）排气噪声底盘相关：底盘相关：（9 9）底盘）底盘NVHNVH开发开发 （1010）轮胎噪声控制）轮胎噪声控制其他：其他：（1111）关键子系统或部件）关键子系统或部件NVHNVH性能开发性能开发 （变速箱、传动轴、转向管柱等）（变速箱、传动轴、转向管柱等）（1212）电子电器噪声（风扇等）电子电器噪声（风扇等）（1313）整车异响等）整车异响等 （1414）门关闭声品质）门关闭声品质底盘NVH分析 底盘参数（弹簧、减振器、衬套等）基本上由车辆动力学性能来确定，而底盘参数（弹簧、减振器、衬套等）基本上由车辆动力学性能来确定，而不是由不是由NVHNVH性能确定。底
6、盘性能确定。底盘NVHNVH分析的主要目的有：分析的主要目的有：（1 1）分析路面激励的各条传递路径的贡献度，从而明确底盘与车身的哪个）分析路面激励的各条传递路径的贡献度，从而明确底盘与车身的哪个 连接点哪个方向的连接点哪个方向的振动、噪声传递函数（即振动、噪声传递函数（即VTFVTF和和NTFNTF）需要控制。需要控制。这实际上就是这实际上就是传递路径分析传递路径分析（Transfer Path AnalysisTransfer Path Analysis，TPATPA）方法。）方法。（2 2）在首先满足车辆动力学的前提下，改善由路面激励引起的）在首先满足车辆动力学的前提下，改善由路面激励引
7、起的NVHNVH性能。性能。比如比如平顺性平顺性的分析，用有限元模型比用多体模型更有效，因为有限元的分析，用有限元模型比用多体模型更有效，因为有限元 模型可以反映车身结构的振动传递特性。模型可以反映车身结构的振动传递特性。底盘底盘NVHNVH分析模型（实际上接近于整车模型）的建立步骤：分析模型（实际上接近于整车模型）的建立步骤：（1 1）分别计算副车架、悬挂、整备车身、动力总成等的）分别计算副车架、悬挂、整备车身、动力总成等的自然模态自然模态。（2 2）将各子系统的模态输入到将各子系统的模态输入到Virtual.labVirtual.lab，并仔细分析和定义底盘，并仔细分析和定义底盘 和车身的
8、和车身的连接关系连接关系。（3 3）各子系统的模态也可以是试验测量的，这时所建的整车模型称为）各子系统的模态也可以是试验测量的，这时所建的整车模型称为 混合模型混合模型。底盘NVH模型的建立 -子系统的模态分析前副车架前副车架后副车架后副车架前悬架前悬架前稳定杆前稳定杆后稳定杆后稳定杆后悬架后悬架底盘NVH模型的建立（续）转向管柱转向管柱动力总成动力总成整备车身整备车身底盘底盘NVHNVH模型模型（整车模型）（整车模型）底盘NVH分析结构结构传递路径测点传递路径测点方向方向前悬架前悬架悬架主弹簧上支座点悬架主弹簧上支座点Z Z下控制臂与前副车架前连下控制臂与前副车架前连接点接点X XY YZ
9、Z下控制臂与前副车架后连下控制臂与前副车架后连接点接点X XY YZ Z减振器上支座点减振器上支座点Z Z后悬架后悬架悬架弹簧上支座点悬架弹簧上支座点Z Z外倾杆与后副车架的连接外倾杆与后副车架的连接点点X XY YZ Z下控制臂与后副车架的连下控制臂与后副车架的连接点接点X XY YZ Z减振器上支座点减振器上支座点Z Z80km/h80km/h匀速行驶工况座椅地板匀速行驶工况座椅地板Z Z方向振动加速度方向振动加速度各传递路径贡献量色谱图各传递路径贡献量色谱图选取的传递路径选取的传递路径第六章 汽车的平顺性 汽车的平顺性 本章将具体研究以下内容：人体对振动的反应和平本章将具体研究以下内容：
10、人体对振动的反应和平顺性的评价；路面不平度的统计特性；汽车振动系统的顺性的评价；路面不平度的统计特性；汽车振动系统的简化，系统的频率响应特性和系统参数对振动响应参数简化，系统的频率响应特性和系统参数对振动响应参数的影响；汽车平顺性的测试等。的影响；汽车平顺性的测试等。本章重点研究路面不平引起的汽车振动问题。本章重点研究路面不平引起的汽车振动问题。汽车的平顺性 什么是汽车平顺性？什么是汽车平顺性？保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适程度和保持货物完好的性能。有一定舒适程度和保持货物完好的性能。为什么要研究汽车的平顺性？为什么要研究汽车的平顺性
11、？振动影响人的舒适性、工作效能、身体健康，振动影响人的舒适性、工作效能、身体健康，影响货物的完整性以及零部件的性能和寿命。平顺影响货物的完整性以及零部件的性能和寿命。平顺性研究的目的是有效控制汽车振动系统的动态特性。性研究的目的是有效控制汽车振动系统的动态特性。振动系统振动系统弹性元件弹性元件阻尼元件阻尼元件车身、车轮质量车身、车轮质量输入输入路面不平度路面不平度车速车速发动机、传动系和车轮等旋发动机、传动系和车轮等旋转部件的非平衡干扰转部件的非平衡干扰输出输出车身传至人体的加速度车身传至人体的加速度悬架弹簧的动挠度悬架弹簧的动挠度车轮与路面间的动载荷车轮与路面间的动载荷评价指标评价指标加权加
12、速度均方根值加权加速度均方根值撞击悬架限位的概率撞击悬架限位的概率行驶安全性行驶安全性 本章将围绕人体对振动的反应和平顺性本章将围绕人体对振动的反应和平顺性的评价指标、路面不平度的统计特性（振动的评价指标、路面不平度的统计特性（振动系统的输入）、振动系统的动力学分析、振系统的输入）、振动系统的动力学分析、振动系统的输出特性等内容而展开。动系统的输出特性等内容而展开。汽车的平顺性本章将本章将不考虑不考虑第一节人体对振动的反应和平顺性的评价 本节将学习人体对振动的反应、人体坐本节将学习人体对振动的反应、人体坐姿受振模型、平顺性的评价方法等。姿受振模型、平顺性的评价方法等。汽车的平顺性一、人体对振动
13、的反应一、人体对振动的反应人体对振动的反应人体对振动的反应垂直方向垂直方向412.5Hz水平方向水平方向0.52Hz人体最敏感人体最敏感传至人体的振动加速度传至人体的振动加速度人体对水平方向的振人体对水平方向的振动比垂直方向更敏感动比垂直方向更敏感心理心理生理生理思考：公交车和长途思考：公交车和长途客车在设计时对平顺客车在设计时对平顺性的要求有何不同？性的要求有何不同？客观因素客观因素主观因素主观因素第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价持续时间持续时间强度强度作用方向作用方向频率频率 1974年国际标准化组织制定了国际标准年国际标准化组织制定了国际标准IS
14、O2631：人人体承受全身振动评价指南体承受全身振动评价指南 1997年公布了年公布了ISO26311：人体承受全身振动评价人体承受全身振动评价第一部分：一般要求第一部分：一般要求 我国对相应我国对相应国际国际标准进行了修订，公布了标准进行了修订，公布了GB/T4970 1996汽车平顺性随机输入行驶试验方法汽车平顺性随机输入行驶试验方法国际、国内与平顺性评价方法相关的标准国际、国内与平顺性评价方法相关的标准第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价人体坐姿受振模型人体坐姿受振模型共共3个输入点、个输入点、12个方向的振动个方向的振动第一节第一节 人体对振动的反
15、应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价位置位置坐标轴名称坐标轴名称频率加权函数频率加权函数轴加权系数轴加权系数k座椅支承面座椅支承面wd1.00wd1.00wk1.00we0.63we0.40we0.20靠背靠背0.80wd0.50wd0.40脚脚wk0.25wk0.25wk0.40频率加权函数和轴加权系数频率加权函数和轴加权系数第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价sxbxfxsyfyfzbybzszxryrzrcw即人对座椅传给人体的振动最敏感即人对座椅传给人体的振动最敏感思考：由轴加权系数的不同取值可否思考：由轴加权系数的不同取值可否确定人体对
16、哪个点输入的振动最敏感？确定人体对哪个点输入的振动最敏感？第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价sssxyz、ISO2631-1：1997（E）标准还规定）标准还规定当当评价振动对健康的影响评价振动对健康的影响时时 只考虑只考虑 这三这三个轴向振动，且个轴向振动，且 两两个水平轴向的轴加权系数个水平轴向的轴加权系数取取 k=1.4=1.4。靠背水平轴向靠背水平轴向 可以由椅面水平轴向可以由椅面水平轴向 代替，此时轴加权系数取代替，此时轴加权系数取 k=1.4。我国标准规定，评价汽车平顺性时就考虑椅面我国标准规定，评价汽车平顺性时就考虑椅面 三个轴向振动。三个
17、轴向振动。第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价sssxyz、sx、syssxy、bbxy、sssxyz、人体对不同频率的振动敏感程度不同人体对不同频率的振动敏感程度不同 最敏感的频率范最敏感的频率范围是围是412.5Hz。在。在48Hz频率范围频率范围，人的内，人的内脏器官产生共振；脏器官产生共振；812.5Hz频率范围，频率范围，对人对人的脊椎系统影响很大。的脊椎系统影响很大。最敏感的频率范最敏感的频率范围是围是0.52Hz。大约在。大约在3Hz以下，人体对水平振动比对以下，人体对水平振动比对垂直振动更敏感，且汽车车垂直振动更敏感，且汽车车身部分系统在此
18、频率范围内身部分系统在此频率范围内产生共振，故应对水平振动产生共振，故应对水平振动给予充分重视。给予充分重视。第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价ssxy、sz各轴向的频率加权函数（渐近线）各轴向的频率加权函数（渐近线）k0.50.5Hz2Hz/42Hz4Hz14Hz12.5Hz12.5/12.5Hz80Hzfffwffff d1(0.5Hz2Hz)2/2Hz80Hzfwfff c1(0.5Hz8Hz)8/8Hz80Hzfwfff e1(0.5Hz1Hz)1/1Hz80Hzfwfff频率加权函数频率加权函数第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对
19、振动的反应和平顺性的评价二、平顺性的评价方法1.基本评价法（1）计算各轴向加权加速度均方根值aw1）滤波网络法 将测得的将测得的 通过相通过相应的频率加权函数应的频率加权函数 的滤波网络的滤波网络，得到加权加得到加权加速度时间历程速度时间历程 。2102wwd1TttaTa2）频谱分析法 对对 进行频谱分进行频谱分析，得到功率谱密度析，得到功率谱密度函数函数 。21805.0a2wdffGfWa第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价 wat a t w f a t aGf（2）三个方向总加权加速度均方根值12222wwww1 41 4/xyza.a.aa思考
20、：为什么乘以系数思考：为什么乘以系数1.4？（3）总加权振级Law0waw/20lgaaLa0参考参考加加速度均方根值，速度均方根值，。62010 m/sa第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价（4）评价方法Law和和aw与人的主观感觉之间的关系与人的主观感觉之间的关系加权加速度均方根值加权加速度均方根值aw加权振级加权振级Law人的主观感觉人的主观感觉2.0126极不舒适极不舒适第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价位置位置坐标轴坐标轴名称名称频率加频率加权函数权函数轴加权轴加权系数系数k加权加速度加权加速度均方根值均方
21、根值峰值峰值系数系数座椅座椅支承支承面面wd1.000.0805.0wd1.000.1144.7wk1.000.4075.5we0.630.1064.9we0.400.0855.0we0.200.0114.5频率加权函数和轴加权系数频率加权函数和轴加权系数European轿车上振动测量结果轿车上振动测量结果第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价sxsyszxrzryr位置位置坐标轴坐标轴名称名称频率加频率加权函数权函数轴加权轴加权系数系数k加权加速度加权加速度均方根值均方根值峰值峰值系数系数靠背靠背0.800.2124.3wd0.500.0874.4wd0.
22、400.1404.9wk0.250.0905.4脚脚wk0.250.0935.1wk0.400.3196.20.628122vvjaa第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价频率加权函数和轴加权系数频率加权函数和轴加权系数European轿车上振动测量结果轿车上振动测量结果bxbybzfxfyfzcw2.辅助评价法 当峰值系数当峰值系数 9时，时，ISO 2631-1：1997（E）标准规定用）标准规定用加权加速度加权加速度4次方根值评价。它能更好地估计偶尔遇到过大次方根值评价。它能更好地估计偶尔遇到过大的脉冲引起的高峰值系数振动对人体的影响。此时采用辅助的脉
23、冲引起的高峰值系数振动对人体的影响。此时采用辅助评价方法评价方法 振动剂量值。振动剂量值。75.14104wms/dVDVTtta第一节第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价人体对振动的反应和平顺性的评价 汽车的平顺性 本节将介绍路面空间频率的功率谱密度，路面本节将介绍路面空间频率的功率谱密度，路面等级，时间频率的功率谱密度，路面对四轮汽车输等级，时间频率的功率谱密度，路面对四轮汽车输入的功率谱密度等。入的功率谱密度等。第二节路面不平度的统计特性一、路面不平度的功率谱密度1.路面不平度函数 路面相对基准平面的高度路面相对基准平面的高度 q，沿道路走向长度，沿道路走向长度 I 的变化的变化 q（
24、I）称为路面不平度函数。）称为路面不平度函数。用水准仪或路面计可以得到路面不平度函数。用水准仪或路面计可以得到路面不平度函数。第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性2.路面不平度的功率谱密度 1）的拟合公式 00WqqnGnGnnn空间频率空间频率（m-1），表示每米长度包括几个波长；，表示每米长度包括几个波长；参考空间频率下的路面功率谱密度，也称路参考空间频率下的路面功率谱密度，也称路面不平度系数；面不平度系数；n0参考空间频率，参考空间频率，n0=0.1m-1；W频率指数。频率指数。第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性0()qG n()qG n()qG n
25、路面等级路面等级Gq(n0)/(10-6m3)（n0=0.1m-1）q/(10-3m)0.011m-1n2.83m-1 几何平均值几何平均值几何平均值几何平均值A163.81B647.61C25615.23D102430.45E409660.90F16384121.80G65536243.61H262144487.222）路面不平度8级分类标准第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性路面不平度分级图路面不平度分级图第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性4()(2)()qqG nn G n2()(2)()qqG nn G n3）速度功率谱密度和加速度功率谱密度速度功
26、率谱密度速度功率谱密度加速度功率谱密度加速度功率谱密度当当W=2时时200()(2)()qqG nnG n与与n无关无关“白噪声白噪声”第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性二、空间频率功率谱密度 化为时间频率功率谱密度unf nuf 当空间频率当空间频率 n 或带宽或带宽 n 一定时，时间频率一定时，时间频率 f 与带宽与带宽f 随车速成正比随车速成正比变化。变化。第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性()()qqG nG f车速()qG n()qG f将将 代入代入 20limqnqnGnn2nq 210limqqqnGfGnunu n单位频带内的单位频带内
27、的“功率功率”（均方值）即为功率谱密度。（均方值）即为功率谱密度。空间频率的功率谱密度空间频率的功率谱密度路面功率谱密度在频带路面功率谱密度在频带n内包含的内包含的“功率功率”。nuf第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 20limqnqfGff空间频率和时间频率谱密度的关系空间频率和时间频率谱密度的关系时间频率谱密时间频率谱密度度Gq(f)空间频率谱空间频率谱密度密度Gq(n)第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性n2 nq)(nGqfnf21nfnf2u=1/2u=1u=212112Gq(f)n速度速度u不同时，空不同时，空间频率与时间频间频率与时间频率的
28、关系率的关系 22000201qqqnuGfGnGnnunf ttqtqd/d 22d/dttqtq 2220024qqqGffGfGnn u 442200216qqqGffGfGnn uf第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 2002qquGfGnnfuGq(n0)第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 对上式的等对上式的等式两边取对数式两边取对数后作图，得到后作图，得到位移功率谱密位移功率谱密度。度。uGq(n0)22004qqGfGnn u第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 对上式的等对上式的等式两边取对数式两边取对数后作图，得到后作
29、图，得到速度速度功率谱密功率谱密度。度。uGq(n0)4220016qqGfGnn uf第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 对上式的等对上式的等式两边取对数式两边取对数后作图，得到后作图，得到加速度加速度功率谱功率谱密度。密度。三、路面对四轮汽车输入的功率谱密度 IxIq1 LIxIq2 IyIq3 LIyIq4第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 汽车有四个输入的振动传递时，要掌握四个车轮输入汽车有四个输入的振动传递时，要掌握四个车轮输入的自谱和四个车轮彼此间的互谱，共的自谱和四个车轮彼此间的互谱，共16个谱量个谱量 2，3，4），其中），其中12个谱量
30、两两共轭。个谱量两两共轭。1lim*ikikTGnFn FnT nXIxFIqFnF11 nLnXLIxFIqFnFj222e nYIyFIqFnF33 nLnYLIyFIqFnFj244e四个车轮不平度函数的傅里叶变换为四个车轮不平度函数的傅里叶变换为第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 nGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnGnLnLnLnLyx*2442xy*31132yx*23322xy*41142yy*43342xx*2112yy4433xx2211()(,1,ikGn i k 左、右轮迹间的互谱可以表示为左、
31、右轮迹间的互谱可以表示为 nxyxyxynGnGje nGnGnGnyyxxxyxy22coh两个轮迹的相关函数为两个轮迹的相关函数为第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 侧倾角位移功率谱密度侧倾角位移功率谱密度G(n)与垂直位移功率谱密度与垂直位移功率谱密度 的的比值与相干函数比值与相干函数 的关系为的关系为 22/1 cohqxyGnGnnB qGn cohxyn 与与G(n)/曲线曲线第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 cohxyn qGn当两个轮迹当两个轮迹x（I）、）、y（I）的统计特性相同，即）的统计特性相同，即 cohxyyxxyqGnGnn
32、 Gn且相位谱且相位谱 时时 xxyyqGnGnGn 0 xyn nGnGnGnyyxxxyxy22coh j2j2j2j2j2j2j2j21ecohcohee1cohecohcohcohe1ecohecohe1nLnLnLnLikqnLnLnLnLnnnnnnnnnnGG路面对四轮汽车输入的谱矩阵最后可以表示为路面对四轮汽车输入的谱矩阵最后可以表示为第二节第二节 路面不平度的统计特性路面不平度的统计特性 本节将汽车振动系统简化为单质量的振动系统；分析单质量系统的本节将汽车振动系统简化为单质量的振动系统；分析单质量系统的自由振动和频率响应特性；分析单质量系统对路面随机输入的响应及其自由振动和频
33、率响应特性；分析单质量系统对路面随机输入的响应及其响应量特性参数的计算，分析悬架系统固有频率响应量特性参数的计算，分析悬架系统固有频率f0和阻尼比和阻尼比对对振动响应振动响应的影响；介绍悬架系统固有频率的影响；介绍悬架系统固有频率f0和阻尼比和阻尼比的选择范围。的选择范围。汽车的平顺性第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 当当 ，并，并忽略轮胎阻尼后，汽忽略轮胎阻尼后，汽车立体模型可简化为车立体模型可简化为平面模型。平面模型。车身质量有垂直、车身质量有垂直、俯仰、侧倾俯仰、侧倾3个自由度，个自由度，4个车轮质量有个车轮质量有4个垂个垂直自由度，整车共直自由度，整车共7个个自由度。自由度。
34、一、汽车振动系统的简化 IyIx第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动2c2r2f2mmmm0r2f2bmam2r22f222bmammIyy 1）总质量保持不变）总质量保持不变 2）质心位置不变）质心位置不变 3）转动惯量保持不变）转动惯量保持不变abmmbLmmaLmmyyy222c222r222f1第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动简化前后应满足以下三个条件简化前后应满足以下三个条件解得解得令令 悬挂质量分配系数。悬挂质量分配系数。aby202c222r222fmbLmmaLmmyy 对于大部分汽车，对于大部分汽车，=0.81.2，即接，即接近近1。当。当 =1时时第三节
35、 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 在在 =1 的情况的情况下，前、后轴上方下，前、后轴上方车身部分的集中质车身部分的集中质量量m2f、m2r在垂直在垂直方向的运动是相互方向的运动是相互独立的。独立的。双轴汽车模型双轴汽车模型可以简化为车身、可以简化为车身、车轮两个自由度振车轮两个自由度振动系统模型。动系统模型。第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 车轮部分的固有车轮部分的固有频率为频率为1016Hz，如如果激振频率远离车轮果激振频率远离车轮固有频率（即固有频率（即5Hz以以下），轮胎的动变形下），轮胎的动变形很小，可忽略车轮质很小，可忽略车轮质量和轮胎的弹性，从量和轮胎的弹性，从
36、而得到车身单质量系而得到车身单质量系统模型。统模型。第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动二、单质量系统的自由振动02qzKqzCzm 22mCn 令220mK0220zznz KmCn2020 0振动系统固有圆频率；振动系统固有圆频率；阻尼比。阻尼比。第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动齐次微分方程的解为齐次微分方程的解为tnAznt220sine第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 有阻尼自由有阻尼自由振动时，质量振动时，质量m2以有阻尼固有频以有阻尼固有频率率220rn振动，振幅按振动，振幅按ent衰减。衰减。增大，增大，r r下降。当下降。当=1时，运动失去振荡特
37、征。时，运动失去振荡特征。汽车悬架系统阻尼比汽车悬架系统阻尼比大约为大约为0.25，r比比0只下降只下降了了3%左右，左右，。1）与有阻尼固有频率与有阻尼固有频率r r有关有关220rn2010r20mK200212mKf第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动阻尼比阻尼比对衰减振动的影响对衰减振动的影响2）决定振幅的衰减程度决定振幅的衰减程度21AAd 111eeTtnntAA1enT212e212lndd22ln411/阻尼比阻尼比对衰减振动的影响对衰减振动的影响两个相邻的振幅两个相邻的振幅A1与与A2之比称为减振系数之比称为减振系数d由实测的衰减振动曲线得到由实测的衰减振动曲线得到d
38、，即可确定系统的阻尼比，即可确定系统的阻尼比。阻尼比越大，振幅衰减得越快阻尼比越大，振幅衰减得越快第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动三、单质量系统频率响应特性 分析幅值比、相位差随激振频率而变化的规律。分析幅值比、相位差随激振频率而变化的规律。对于对于一个常系数的线性系统（即系统的一个常系数的线性系统（即系统的m、K、为常为常数）数），当输入量，当输入量 是一个简谐函数时，输出量是一个简谐函数时，输出量 也是也是与输入量同频率的简谐函数，但两者的幅值不同，相位也与输入量同频率的简谐函数，但两者的幅值不同，相位也不同。不同。输出、输入的幅值比是频率输出、输入的幅值比是频率 f 的函数，
39、称为的函数，称为幅频特性幅频特性。相位差也是相位差也是 f 的函数，称为的函数，称为相频特性相频特性。两者统称为两者统称为频率响应特性频率响应特性。第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 q t z tqzqzHj QZ2j0ezz1j0eqq复振幅复振幅12j00ejqzHqz jejqzHz0、q0为输出、输入谐量的幅值；为输出、输入谐量的幅值；角；为输出、输入谐量的相、211.频率响应函数的确定 由输出、输入谐量复振幅由输出、输入谐量复振幅 z 与与 q 的比值或的比值或 与与 的傅里叶变换的傅里叶变换Z()与与Q()的比值，可以确定频率响应函数的比值，可以确定频率响应函数 。00
40、/jqzHqz 输出、输入谐量的幅输出、输入谐量的幅值比，称为幅频特性。值比，称为幅频特性。12 输出、输入谐量的相输出、输入谐量的相位差，称为相频特性。位差，称为相频特性。第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 z t q tjz qHtzzj0e z令令tqqj0e qzzjqqjz2z 02qzKqzCzm qzqzHjCKmCKjj22则则第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动代入代入KCKCmjj22qz0/频率比20/mK22/KmC阻尼比j21j21j2qzHqzqzHj21222221212.幅频特性第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动jz qH3.幅频特性
41、曲线0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg 用双对数坐标做用双对数坐标做出幅频特性曲线。出幅频特性曲线。0.11|z/q|10时当11z/q0lgz/q 渐近线为水平线，渐近线为水平线，斜率为斜率为0:1。渐近线的渐近线的“频率频率指数指数”为为0。第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动2122222121qz0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10 渐近线斜率为渐近线斜率为-2:1。“频率指数频率指数”为为-2。时当1021z/q z/qlg2lg-2:13.幅频特性曲线2122222121qz第三节 汽车振动系统的简化，单质
42、量系统的振动0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10 渐近线斜率为渐近线斜率为-1:1。“频率指数频率指数”为为-1。时当15.0-2:1z/q1121222 lglg z/q-1:13.幅频特性曲线2122222121qz第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 确定低频段和高频确定低频段和高频段渐近线的交点。段渐近线的交点。时和5.000lg20lg交点要满足交点要满足1得交点的3.幅频特性曲线2122222121qz第三节 汽车振动系统的简化，单质量
43、系统的振动0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1时21z/q 与与无关，即无无关，即无论阻尼比取何值，论阻尼比取何值，幅频特性曲线都要幅频特性曲线都要经过经过 点点）（12,23.幅频特性曲线2122222121qz第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:1 共振时，共振时，124110z/q0z/q时0时5.020z/q20单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性3.幅频特性曲线2122222121qz第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统
44、的振动25.05.04.幅频特性曲线的讨论1）低频段）低频段75.00|z/q|略大于略大于1，阻尼比阻尼比对这一对这一频段的影响不大。频段的影响不大。第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:120单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性25.05.04.幅频特性曲线的讨论2）共振段）共振段|z/q|出现峰值，出现峰值，将输入位移放大，加将输入位移放大，加大阻尼比大阻尼比，可使共可使共振峰值明显下降振峰值明显下降。275.0第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比=/010lg
45、|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:120单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性25.05.04.幅频特性曲线的讨论3）高频段）高频段 悬架对输入位移悬架对输入位移起衰减作用，阻尼比起衰减作用，阻尼比减小对减振有利。减小对减振有利。2时，21z/q与与无关无关时，21z/q第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比=/010lg|z/q|-101-1lg0.11|z/q|10-2:1-1:120单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性25.05.0四、单质量系统对路面随机输入的响应1.用随机振动理论分析汽车平顺性的概述1）平顺性分析的振动响应量车轮与
46、路面间的动载车轮与路面间的动载 车身加速度车身加速度z 悬架弹簧的动挠度悬架弹簧的动挠度第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动dfdF2）振动响应量的功率谱密度与均方根值 fGfHfGqqxx2 fGx fGq qxfH第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动振动响应量振动响应量 x 的功率谱密度；的功率谱密度；路面位移路面位移 q 的功率谱密度；的功率谱密度；系统响应量系统响应量 x 对输入对输入 q 的幅频特性。的幅频特性。02dffGxx 02dffGfHqqxx fGfHfGqqxx2 02dffGxx第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 振动响应量的方差，等于均方根
47、值。振动响应量的方差，等于均方根值。由路面不平度系数和车速确定路由路面不平度系数和车速确定路面位移输入的功率谱密度面位移输入的功率谱密度 由悬架系统参数求出频由悬架系统参数求出频率响应函数率响应函数H（f）xq qGf3）概率分布与标准差的关系 振动响应量振动响应量 x 的分布为正态分布，且均值为零时，的分布为正态分布，且均值为零时，幅值的绝对值超过幅值的绝对值超过 的概率为的概率为P，与与 P 的关系的关系如下表。如下表。xx0122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差正态分布情况下，超过标准差x
48、的的倍以外的概率倍以外的概率P第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差正态分布情况下，超过标准差x的的倍以外的概率倍以外的概率P 要求车身加速度要求车身加速度 超过超过1g的概率的概率P=1%，求车，求车身加速度的标准差身加速度的标准差 。z z 时，58.2%1Pzz 58.2gz10 1/2.580.39zgg第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动例例1即即 =0.39g 时，可以使时，可以使 超过超过1g的概率的概率P=1%。zz 122.5
49、833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差正态分布情况下，超过标准差x的的倍以外的概率倍以外的概率P 某汽车悬架弹簧动挠度某汽车悬架弹簧动挠度 的标准差的标准差 =3cm，要求动挠度超过限位行程要求动挠度超过限位行程 即撞击限位的概率即撞击限位的概率P=0.3，假设车轮上下跳动的限位行程均为，假设车轮上下跳动的限位行程均为 ，求求 。时3%3.0P fdd0d3 ff3cmfd cm9cm33df第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动fd即=3cm，=9cm 可使撞击限位的概率为可使撞击限位的概率为0.
50、3%。例例2dfdfdfdffddf122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差正态分布情况下，超过标准差x的的倍以外的概率倍以外的概率P车轮跳离地面的条件是车轮跳离地面的条件是1/dGFGFGF/d310d相应界限值相应界限值 当车轮与路面间的动载当车轮与路面间的动载Fd与车轮作用于路面的与车轮作用于路面的静载静载G大小相等且方向相反时，车轮作用于路面的大小相等且方向相反时，车轮作用于路面的垂直载荷等于零。取垂直载荷等于零。取 ，相对动载，相对动载 /G 的均的均方根值方根值 ，求车轮跳离地面的概率
