轨道客车振动分析研究
文章编号:1007-6042(2008)01-0001-06
轨道客车振动分析研究
焦 帅
(大连交通大学辽宁大连116028)
摘 要:利用I-DEAS建立轨道客车全弹性的整车模型,进行模态分析,通
过频率响应分析比较车体的局部振动,从而描述弹性振动对车体的影响,
对减小各种磨耗,提高运行的安全与舒适性具有一定的意义。
关键词:轨道客车;车体;模态;弹性振动
中图分类号:U270.1+1 文献标识码:B
随着铁路提速重载的进步,人们对乘坐铁路客车车辆的质量和舒适度提出了越来越高的要求。由于机车车辆运行速度的提高,线路不平顺引起的随机激励频率的频域加宽,导致机车车辆垂向和横向振动加速度增大,并通过转向架作用于车体,以较高频率激励出车体的弹性振动;反过来车体又通过连接元件(弹簧、阻尼器等)反作用于转向架,这势必会影响机车车辆的动态性能,大大降低客车乘坐舒适度。
车体振动是受迫振动,是激扰力通过弹簧、阻尼起作用的结果,因此通常关心的是车体在垂直面内的频率及振型。车体在机车车辆整个系统铅垂面内的振动形式有浮沉、点头和伸缩,对于车体模态来说,为避免振动耦合的有害作用,应使系统的浮沉固有振动频率避开车体本身的固有振动频率。我国在95J01-L 高速动力车强度及动力学性能规范中,要求车体第一阶模态频率不得低于10H z,国际铁路联盟在U IC M erkblatt566(1992)中,同样要求车体的一阶垂向弯曲自振频率不低于10H z,但是,没有对振型进行具体说明。
对车体结构来讲,在刚体力学中只有当侧墙、顶盖的刚度较大,与底架相当时,车体第一阶振型表现为!梁?的振动特性,为一阶弯曲振型。所以从某种意义来讲,车体一阶模态频率不低于10H z,主要是指车体的一阶垂向弯曲。但实际的车体振型并不是表现为!梁?的振动特性,而是同时伴有许多局部的振动。车体代表一个空间结构,振型特征已没有!梁?的概念,但可以分底架、侧墙和车顶,由于底架是整个车体的主要受力部件,车体所
承受的纵向力和垂向力都通过底架传到其他部分,所以通过对全弹性车体的模态分析可知底架的垂向弯曲可以表示车体的一阶弯曲振型。国内近些年由于列车运行速度的提高,对车体的动态特性做了一些现场的测试和计算仿真,主要是针对车体的固有频率和振型的研究。本文将在模态分析的基础上对车体振动做进一步的分析。
1 运动微分方程的建立
车辆的振动方程可以用矩阵形式表示如下:
x}+[K]{x}={F(t)}
[M]{?x}+[C]{
式中,[M]、[C]、[K]分别为车体、转向架等主要结构的总质量矩阵、阻
x}、{?x}分别代表其位移、速度、加速度;{F(t)}尼矩阵及刚度矩阵;{x}、{
为外力。当整个系统不受外力作用时,则振动方程是齐次的。
本研究在利用I-DEA S程序计算时,采用工程上常用的L anczo s算法求解特征值问题。
2 结构与激励模型
国内外学者以往的研究都是以刚体模型为基础,缺少局部的弹性响应,有一定的局限性。本文以长春客车厂生产的25T型车为例,进行模态分析后结合响应分析,从而得出弹性振动对车辆的影响。
2.1 车辆结构的模型
随着机车车辆运行速度的提高,在保证足够强度和刚度的基础上,必须尽量减轻车体结构的自重和转向架的簧下质量,改善轮轨间的冲击力。因此利用I-DEAS软件建立了车体、转向架和整车结构有限元模型,为下一步模态分析及响应分析做准备。为了尽量真实模拟车辆的响应情况,仅有车体模型是不够的,还需要建立整车模型。
以往建模多是刚性体建模中间加有弹簧阻尼元,这样的模型无法得到车辆的弹性模态,也不能满足分析车体中具体某个部位的响应结果的要求,所以要求所建模型必须是全弹性的,从而弥补刚体模型带来的缺陷。
整车主要是由车体、转向架以及辅助部件组成,车体与转向架具有良好的连接,各连接支座具有足够的强度和抗冲击性能。整车的简化模型如图1所示。
图2是一个利用I-DEAS建立的弹性客车模型,共有23858个节点和27560个单元,其中车体由空间梁单元及壳单元组成,一共有24586个单
元,转向架由1406个壳单元组成,轮对为实体模型有1544个单元。车体、转向架、轮对之间由弹簧元与阻尼器各12个来连接,它们用来模拟轴箱弹簧和空气弹簧,其参数设置均为客车转向架各系弹簧、阻尼实际参数。
转向架有限元模型的规模为:单元总数1406个,结点总数1938个,见图3
所示。
图1 整车的简化模型图2
整车结构有限元模型
图3 转向架结构的有限元模型
2.2 激励模型设置
在车辆的运行过程中有多
种激励工况需要考虑,有些是确
定的,有些是随机的。主要分为
两大类,即与轨道有关的激振因
素和与车辆结构有关的激振因
素。这些激励中大多都是周期
性的,比如轨缝处的轮轨冲击、
轨道不平顺、车轮偏心、车轮不
均重等等,这些都可以通过傅立叶级数转化为一种正弦或余弦的函数,因此用一种具有代表性的正弦函数做为激励,激励的频率通过模态分析确定,其形式为S =A si n w t ,式中:A 为幅值,取轨道不平顺的0.005m;S 为位移(m );w 为设计在线路上的激振频率(rad /m );t 为时间(s)。
3 计算结果及分析
结构的固有频率和振型是承受动态载荷结构设计中的重要参数,模态分析用于分析结构的固有频率和振型,是进行进一步动力学分析的基础。目前,在铁道机车车辆领域内对车辆系统的固有特性、动态设计和结构动力响应的研究已逐步使用模态分析手段。随着激励手段的改进、信号分析软件性能的提高和广泛采用微机进行参数识别,试验模态分析和模态计算越来越受到重视。试验模态分析是目前识别实际结构的动力特性和解决复杂
结构动力设计的重要手段。
3.1 车体振动特性的计算
车体的刚度、质量分布以及车体的边界约束条件与自振频率有着十分密切的关系,是车体进行动力设计时必须考虑的重要参数。德国联邦铁路城间特别快车ICE技术任务书中规定:在完全整备状态下的车体固有频率与转向架固有频率之比应避开共振点,车体固有频率与转向架点头频率之比应大于1.4。车辆系统的动态特性不仅与车体和转向架各自的自振频率有关,而且与连接弹簧的刚度、阻尼的大小等相关。
该车的前几阶自振频率如表1所示。本文忽略了在起动、牵引、制动、调车等纵向牵引力和速度发生变化时出现的伸缩振动,即得5种刚体模态###由于车体的横摆和侧滚振动叠加在一起从而形成两种振动方式:车体下心滚摆和车体上心滚摆,之后为沉浮、点头和摇头。刚体振型所对应的固有频率均低于2H z,由计算结果可知,整备后车体的一阶弯曲频率大于10H z,满足 高速动力车强度及动力学性能规范的要求,说明车辆的设计是合格的。弹性车体的一阶频率是5.52H z(车顶横向以及侧墙横向弯曲);二阶频率是9.31H z(车顶垂向以及侧墙横向弯曲,两侧方向相反)。这两阶频率比较低,说明侧墙的刚度相对比较低,车体侧墙的弹性变形比较明显,所以应加强车体侧墙的刚度,提高车体低阶频率。
表1 车体的自振频率及其振型
车 体 整 体 振 型
阶次频率/H z振 型 特 点
10.516车体下心滚摆
20.822车体上心滚摆
30.879车体沉浮
41.384车体点头
51.456车体摇头
65.517车顶垂向及侧墙横向(两侧同向)弯曲
79.309车顶垂向及侧墙横向(两侧反向)弯曲
812.422车顶垂向及侧墙横向二阶弯曲
这意味着当外部激扰的频率接近表1中的数值时,将会激起相应的振型,也就是说有可能发生共振,产生较大的振幅,使车体的舒适性降低。针对此特点,将可能影响舒适性的危险频率加以分析,分别取频率0.5H z、0 8
H z 、1.4H z 、5.5H z 、7H z 、9.3H z 、11.3H z 、12.4H z 。对应于线路上的激振频率分别为0.07rad /m 、0.11rad /m 、0.2rad /m 、0.78rad/m 、0.99rad /m 、1 31rad /m 、1.6rad /m 、1.75rad /m 。这是车辆振动的主要模态,它包含了车体的整体振动及弹性振动。
3.2 车辆振动响应分析与比较
求解动力响应的关键是加载。首先确定响应函数的类型,包括sta tic 函数、transi ent 函数、frequency 函数、PSD 函数和response spectru m 函数。动力响应的输入根据响应函数的不同,可以是时间历程上的载荷,也可以是频域内的载荷。可以用函数形式定义变载荷,也可以用时间或频率、载荷的坐标点对函数形式定义。这里载荷不仅仅是力,也可以是位移、速度和加速度等
形式。
图4 车体各拾振点编号及支撑约束示意图车辆运行平稳性通常用来
表示车辆的振动性能,它是衡量
车辆运行性能的一项重要技术
指标。目前国内外都开始采用
振动加速度来评定客车的运行
平稳性,本文也不例外。为了详
细分析其在每一个频率下的影
响,采用了transient 函数,用时
间的坐标形式定义。I -DE A S
里拾振点及其编号如图4所示。
测点位置和数量选定应考
虑以下两方面的要求:%能够明确显示在试验频段内的所有模态的基本特征及相互关系;&保证所关心的结构点都在所选的测点之中。为能反映出主要模态,同时避免局部振型的影响,分别选取底架边梁、侧墙腰际间、顶盖纵梁上的节点作为拾振点,位置均在两弹簧约束支撑之间,测试方向为各自主振型振动方向;测点数量的选取,对于一阶弯曲3个点能够反映出来,对于二阶弯曲需要适当增加拾振点的数量。由于篇幅有限这里只列出两种较有代表性的激励响应曲线,一种是整体模态响应曲线,分别列出0.5H z 和0 8H z 下的响应曲线如图5和图6所示;另一种是弹性振动响应曲线,分别列出11.3H z 和12.4H z 下的响应曲线如图7和图8所示。
图5 0.5H z激励下各拾振点响应曲线 图6 0.8H z激励下各拾振点响应曲线
图7 11.3H z激励下各拾振点响应曲线图8 12.4H z激励下各拾振点响应曲线从图5和图6中可以看出拾振点的响应曲线有比较好的一致性,也充分说明了该频率下车体振动的模态为刚性模态。图5中车顶表现为稳定的0.025m/s2。曲线2为弹簧支撑之外的点表现出较大的加速度。该曲线也可以看出车体在该频率下的大体振型,底架中部平稳的曲线也表示了很好的下心稳定。但各拾振点的数据还是很好地显示出在该激励条件下具有优等的舒适性。而图7的弹性模态下的响应曲线能够看出车体中部具有良好的舒适性,而车体两端弹簧约束支撑之外存在较大的加速度,超过曲线1,不符合优等但仍具有良等的舒适性。
但车体上拾振点表现出了较多的大于刚性模态所分析出的加速度,因为随着频率的增加车体的高频越来越多地被激励出来,弹性振动也越来越明显,仅仅进行刚性模型分析的不足也越来越明显。因为只有全弹性的模型才能讨论车体的局部振动,也能解决通过刚性模型分析后依然存在的问题。只有通过全弹性模型的分析后,才能保障高速列车运行的平稳以及良好的舒适性。
4 结论
文章编号:1007-6042(2008)01-0007-03
关于K2改上旁承体组成工艺的改进措施
柳学坚
(铁道部驻广州铁道车辆厂验收室广东广州510800)
摘 要:针对钢架落成中K2改上旁承组成质量出现不稳定的情况,及时改
进工艺,取得了较好的效果。
关键词:上旁承组成;间隙超差;工艺措施
中图分类号:U270.32 文献标识码:B
自从K2改造以来,铁道部运输局关于钢架落成上旁承组成从2005年至今已连续制定了2个标准,运装管验[2005]49号上旁承磨耗板的平面度为1 5mm;铁道部运装货车[2006]158号文要求装J C型旁承的上旁承磨耗板的平面度为0 5mm,并且表面无氧化皮和油污,下表面进行抛光处理。标准要求在提高,在铁道部组织的多次K2改造专项质量检查中,不少单位都存在着上旁承体组装不符合现有技术要求的现象,而且质量不稳定。
1 存在的主要问题
运装货车[2006]158号文规定:上旁承与调整垫板、调整垫板与磨耗板之间隙不大于0.5mm,磨耗板与定位面之间隙不大于0.5mm,装用J C型旁承的新造车、提速改造车及上旁承磨耗板平面度为0.5mm,表面不得有氧化皮和油污,其硬度为HRC35-50(如图1所示)。标准提高了以后造成了质量不稳定,主要体现在:上旁承体与调整垫板、调整垫板与磨耗板之间
利用有限元方法对车体进行模态计算,得出其各阶固有模态及振型,通过对车轮施加一定形式的输入激励,认为各拾振点的较大值比较符合相应频率的振动形式。车体中部具有较小的振动,而车体两端弹簧约束支撑之外则表现出较大的局部振动,当车体激振频率超过5H z后,响应表现为很明显的弹性振动,表明进行刚体模型的分析已经不能代表车体的实际振动情况。?
收稿日期:2007-10-22
四自由度汽车振动影响分析
四自由度汽车振动影响分析 一、汽车振动问题分析 汽车振动的分析研究是为了提高汽车平顺性，汽车平顺性是指汽车过程中能保证乘员不致因车身振动而引起不舒适和疲乏感觉，以及保持运载货物完整无损的性能。汽车平顺性是影响汽车乘坐舒适性的重要原因，而平顺性的主要就是依靠汽车减振来保证，汽车振动日益成为汽车研发和性能提高的关键所在。 在了解了汽车振动的危害之后，就需要人们研究振动问题，掌握振动机理，消除振动带来的不利影响，利用振动规律指导汽车的研发。汽车振动所要研究的问题主要有路面等级对汽车振动影响、车速对汽车振动影响、悬架参数对汽车振动影响。 二、汽车四自由度系统建模 图2.1四自由度汽车模型 考虑汽车纵向角振动时悬架对车身激振影响就必须至少将汽车振动系统简化为如图所示的一个四自由度平面振动模型。在这个振动模型中，要求车辆相对于纵垂面完全对称，并且左右车轮下的路面不平度完全一样，则认为车辆是在纵垂面上振动。把车身简化为质量为m，绕质心的转动惯量为觉得平面刚体；把前后车轴（包括轮胎）的质量简化为二个质量点m1，m2；前后悬架刚度为左右两侧刚度之和用k1，k2表示，而前后悬架减震器的阻尼系数为左右两侧之和用c1，c2表示：kt1和kt2为轮胎刚度，ct1，ct2为轮胎阻尼，它们也为两侧之和。
为了研究悬架与车身连接点处悬架振动对车身的激励，必须首先列出整个振系的振动微分方程组。为此根据分析动力学中的粘滞阻尼力的拉格朗日方程： . ..Z Z Z Z R U T T dt d ??- =??+??-? ??? ? ????)1.2( 式中：T ——振动系统的总动能； U ——振动系统的总位能； R ——振动系统的总耗散函数； 对四自由度平面振动模型其总动能为： 2.2 22.112.2.2 1 212121z m z m J z m T +++=θ)2.2( 总位能为： 22222111222211)(21 )(21)(21)(21q z k q z k z b z k z a z k U t t -+-+-++--= θθ )3.2( 总耗散能为： 2 .2.222 .1.112...22...1)(21)(21)(21)(21q z c q z c z b z c z a z c R t t -+-+--+--=θθ )4.2( 将三式代入拉格朗日方程求出系统振动的微分方程组整理成矩形式为： . . .. Q C Q K KZ Z C Z M t t +=++)5.2( 其中： ?? ??? ?? ?? ???=2100 0000000000m m J m M ?? ??? ?? ?????+--+--++---+-+=2222 1 111212 2 2121 21212 10 0t t k k b k k k k a k k b k a k b k a k b k a k k k b k a k k k K
汽车振动分析试题1
2008年振动力学期末考试试题 第一题（20分） 1、在图示振动系统中，已知：重物C 的质量m 1，匀质杆AB 的质量m 2，长为L ，匀质轮O 的质量m 3，弹簧的刚度系数k 。当AB 杆处于水平时为系统的静平衡位置。试采用能量法求系统微振时的固有频率。 解： 系统可以简化成单自由度振动系统，以重物C 的位移y 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 y ＝0，此时系统的势能为零。 AB 转角：L y /=? 系统动能： m 1动能：2 1121y m T = m 2动能：2222222 22 222)3 1(21))(31(21)31(2121y m L y L m L m J T ====? ω m 3动能：2322 323 33)2 1(21))(21(212 1y m R y R m J T === ω 系统势能： 2 21)21(21)21( y k y g m gy m V + +-= 在理想约束的情况下，系统的主动力为有势力，则系统的机械能守恒，因而有： E y k gy m gy m y m m m V T =+ +-++= +2 212 321) 2 1(2 12 1)2 13 1(2 1 上式求导，得系统的微分方程为： E y m m m k y '=+ + +) 2 131(4321 固有频率和周期为： ) 2 131(43210m m m k + + = ω 2、质量为m 1的匀质圆盘置于粗糙水平面上，轮缘上绕有不可伸长的细绳并通过定滑轮A 连在质量为m 2的物块B 上；轮心C 与刚度系数为k 的水平弹簧相连；不计滑轮A ，绳及弹簧的质量，系统自弹簧原长位置静止释放。试采用能量法求系统的固有频率。 解：系统可以简化成单自由度振动系统，以重物B 的位移x 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 x ＝0，此时系统的势能为零。 物体B 动能：2 212 1x m T = 轮子与地面接触点为速度瞬心，则轮心速度为x v c 2 1= ，角速度为x R 21=ω，转过的角度为x R 21= θ。轮子动能： )83(21)41)(21(21)4 1( 2 12 1212 122 21212 2 12x m x R R m x m J v m T c =+= + = ω 系统势能： x
车辆悬架振动分析
车辆悬架系统振动研究概述 关键词：振动悬架 摘要： 本文简单介绍了车辆振动的相关知识，对其做了简明的分析，由于篇幅有限故只重点介绍了与车辆悬架相关的知识。根据不同结构悬架的特点，分别介绍与其相关的振动研究内容和成果。 引言 悬架系统是提高车辆平顺性(乘座舒适性)和安全性(操纵稳定性)、减少动载荷引起零部件损坏的关键,。自70年代以来,工业发达国家开始研究基于振动主动控制的主动/半主动悬架系统。引入主动控制技术后的悬架是一类复杂的非线性机、电、液动力系统,其研究进展和开发应用与机械动力学、流体传动与控制、测控技术、计算机技术、电子技术、材料科学等多个学科的发展紧密相关。为此，关于车辆悬架系统振动的研究比较困难，但是其又具有十分重要的实际意义。一、车辆悬架系统简介 悬架系统的作用主要是连接车桥和车架,传递二者之间的作用力和力矩以及抑制并减少由于路面不平而引起的振动,保持车身和车轮之间正确的运动关系,保证汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。 悬架系统一般由弹性元件、减振器和导向装置等组成。其中,弹性元件的作用是承受和传递垂直载荷,缓冲并抑制不平路面所引起的冲击。按弹性元件分类包括钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架以及气体弹簧悬架。钢板弹簧是1根由若干片等宽但不等长的合金弹簧片组合而成的近似等强度的弹性梁,多数情况下由多片弹簧组成。多片式钢板弹簧可以同时起到缓冲、减振、导向和传力的作用,可以不装减振器而用于货车后悬架。螺旋弹簧用弹簧钢棒料卷制而成,常用于各种独立悬架。其特点是没有减振和导向功能,只能承受垂直载荷。扭杆弹簧本身是1根由弹簧钢制成的杆,一端固定在车架上,另一端固定在悬架的摆臂上。气体弹簧是在1个密封的容器中冲入压缩气体,利用气体可压缩性实现弹簧的作用。气体弹簧具有理想的变刚度特性。气体弹簧有空气弹簧和油气弹簧2种。
关于汽车振动的分析
关于汽车的振动的分析 汽车振动系统是由多个子系统组成的具有质量、弹簧和阻尼的复杂的振动系统。汽车振动源主要有：路面和非路面对悬架的作用、发动机运动件的不平衡旋转和往复运动、曲轴的变动气体负荷、气门组惯性力和弹性力、变速器啮合齿轮副的负荷作用、传动轴等速万向节的变动力矩等。 在汽车工程中,多数振动是连续扰动力,而其他一些则是汽车承受的冲击力和短时间的瞬态振动力。振动又可分为周期性的和随机性的,发动机旋转质量的不平衡转动是周期振动的典型例子,而随机振动主要是由路面不平引起的。所有质量--弹性系统都有自己的固有频率,如果作用于系统的干扰频率接近振动系统的固有频率,就会发生共振现象。因此即使自身具有抗干扰能力的系统,装配到汽车上时仍有可能产生振动问题,这就要求在设计阶段准确建立系统模型及运动方程,分析自由振动特性和受迫振动响应,研究控制振动的方法。 汽车振动按照频率范围可分为： 1、影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬架上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在1-8Hz(最新的研究表明：当考虑人体不同方向的响应时可到16Hz)。对于乘员其评价指标一般是：针对载货汽车的疲劳降低工效界限和针对乘用汽车的疲劳降低舒适界限，或直接采用人体加权加速度均方根值进行评价；对于货物其评价指标是：车箱典型部位的均方根加速度。由于该指标于人体生理主观反映密切相关，因此试验和评价往往采用测试和主观评价相结
合。 2、车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20—80Hz 的频带内。由两方面引起：(1)激励源；主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励；(2)车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。当前对于低频结构振动和噪声分析研究的方法有：计算预测分析，(1)基于有限元方法通过建立结构动力学模型取得结构固有振动模态参数对结构动力学特性进行评价，通过试验载荷分析得到振动激励并结合结构动力学模型计算振动响应；(2)基于有限元和边界元的系统声学特性计算和声响应计算。试验分析：(1)各种结构振动和声学系统的导纳测量和模态分析；(2)基于实际运行响应的工作振型分析；(3)基于机械和声学导纳测量的声学寄予率分析； 3、各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生，它不仅容易使驾驶者疲劳严重时可能使操纵失控。对于这些振动各企业都有相应得评价和限值规定。最为典型的是方向盘(线性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振；另一重要的振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动(即：方向盘及转向轮摆振)。其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。 4、空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动
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计算三要素： 傅立叶级数复数形式： 频谱图 00 00,0sin ,0,n x t n T A x n t n n n T ππ?=??=? ?≠-∞<<∞?? ()???? ?????≤≤≤≤--≤≤-=2 202222000 00 T t t t t t x t t T t x 偶函数 T x t a 0002=2sin 2010t n n x a n ωπ?=0 =n b 2 sin 22010t n n x a ib a X n n n n ωπ?==-=()2sin 1101012/2/02/2/102/2 /02/2/010********t n n x t in e e T x t in e T x dt e x T dt e t x T X t in t in t t t in t in t t t in T T n ωπωωωωωωω?=--?=-?=??=??=-------? ?T t x t n n x X n 0 0010002sin lim =?=→ωπ()∑ ∑ ∞-∞=∞-∞===n t in n t in n e n t n x e X t x 112sin 0 10ωωωπ
SAE-C2003P050 汽车振动分析的试验研究
中国汽车工程学会2003学术年会 SAE-C2003P050 231 汽车振动分析的试验研究 朱用国 东风汽车工程研究院 [摘要] 本文通过对某三吨车的整车振动分析，说明了如何利用汽车各结构总成的固有频率及振动传递环节的频率分析来解决汽车实际出现的问题。 关键词：频率振动分析功率谱传递环节 １ 前言 汽车在行驶过程中会出现各种各样的问题，有可靠性的问题，也有乘坐舒适性的问题等，这些问题大都和振动有关，如何通过振动分析测试来解决这些问题就变得很关键。而汽车的振动问题表现在各结构的振动传递，其振动传递特性可以通过频率分析来说明，本文通过对某3吨车的振动分析测试来说明如何利用频率分析来解决此类问题。 ２ 试验过程 某3吨车整车振动较大，乘员的乘坐舒适性较差；在该车的可靠性试验中，其前保险杠在支撑点（保险杆与车架相连处）附近开裂较频繁。因此对该车进行平顺性试验、悬架固有频率测试、汽车车架模态分析、汽车动力传动系模态试验、发动机振动测试、前保险杠模态试验，以对其从频率成分上进行振动分析。 ３ 试验分析 ３．１ 平顺性分析 ３．１．１ 试验结果 通过汽车平顺性试验，验证出此车平顺性较差。 ３．１．２ 分析 由悬架固有频率试验得出该车的前悬挂偏频为2.7Hz，后悬挂偏频为2.82Hz，过高的偏频值说明汽车的前后悬挂系统的刚度较大，汽车悬挂上质量振动过大，致使汽车的平顺性降低。 由于此车的悬挂系统基本上采用的是五吨车的悬挂系统，而汽车的额定载荷却只有3吨，这造成该车的悬挂刚度相对过大。这是该车悬挂偏频较大的原因。 由动力传动系统弯曲模态试验结果可知，该车动力传动系的第一阶弯曲模态频率为44.07Hz，其值偏低，即该车动力传动系的弯曲刚度较低；由于该车发动机的额定转速为2800r/min，其对应的频率为46.7Hz，大于动力传动系的第一阶弯曲模态频率，这使得在发动机工作转速范围内（较高转速上）将出现共振。从发动机振动试验结果得出，该车发动机在2500r/min左右的转速时有共振出现，尽管发动机本身的振动不大，但由于其悬置的隔振性能较差，致使车架的振动较大，从而降低汽车的平顺性。 由上面的分析可得出，影响此车平顺性的因素主要为： 1）汽车前后悬挂系统的刚度较大。 2）动力传动系的弯曲刚度偏低，发动机高转速时，动力传动系易产生弯曲共振，又由于发动机悬置隔振性能差，从而导致汽车振动较大。
汽车振动分析作业习题与参考答案(更新)汇编
1、 方波振动信号的谐波分析，00,02(),2T x t x t T x t T ?<
相位频谱图 1tan 0,1,3,5 n n n a n b φ-? ?===?????? ??? 2、 求周期性矩形脉冲波的复数形式的傅立叶级数，绘频谱图。
解： 数学表达式： 计算三要素： 傅立叶级数复数形式： 频谱图 0000,0sin ,0,n x t n T A x n t n n n T ππ?=??=??≠-∞<<∞?? ()?????????≤≤≤≤--≤≤-=22022220 00000T t t t t t x t t T t x 偶函数 T x t a 0002=2sin 2010t n n x a n ωπ?=0=n b 2sin 22010t n n x a ib a X n n n n ωπ?==-=()2sin 110 1012 /2/02/2/102/2 /02/2/010********t n n x t in e e T x t in e T x dt e x T dt e t x T X t in t in t t t in t in t t t in T T n ωπωωωωωωω?=--?=-?=??=??=-------??T t x t n n x X n 00010002sin lim =?=→ωπ()∑ ∑∞-∞=∞-∞ ===n t in n t in n e n t n x e X t x 112sin 010ωωωπ
汽车震动分析的阻尼
1、有阻尼自由振动 ... 220x p x p x +ζ+= 特征方程为 2220s ps p +ζ+= 解得特征根为 1,2s p =-ζ± 微分方程的通解为 ()()12p t p t x C e C e -ζ-ζ=+ 12()pt e C C e -ζ=+ （1）当1ζ>（即n p >）时，称为过阻尼 这是特征方程的两根1,2s p =-ζ±为不相同的负实数，微分方程的解式中两个指数均为负数，它所表示的运动是按指数规律衰减的非周期性蠕动。根据不同的初始条件，运动曲线如图所示 t x 过阻尼 t=0:0.01:100; x=10*exp(-0.02*t)-5*exp(-0.05*t); plot(t,x) hold on y1=10*exp(-0.02*t); plot(t,y1,'--') hold on y2=-5*exp(-0.05*t); plot(t,y2,'--') hold on plot(t,0,'-') xlabel('t'); ylabel('x');
title('过阻尼') （2）当1ζ=（即n p =）时，为临界阻尼 特征方程具有相等的两个实根12s s n p ==-=-，此时 12()pt x C C t e -=+ 显然，这个方程所表示的运动是非周期性的。根据不同的初始条件，可画出曲线 t x t=0:0.1:100; x=(5-0.01*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) hold on x=(5+0.5*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) x=(5+0.1*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) x=(5+0.3*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) x=(5-0.5*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) xlabel('t'); ylabel('x') （3）当1ζ<（即n p <）时，称为弱阻尼 此时，特征方程的根为共轭复根1,2s p =-ζ±，其中i =，又令， 'p =，'p 的实际意义为有阻尼衰减振动时的固有圆频率，它的值比p 小。从而微 分方程的解为 ()()12p t p t x C e C e -ζ+-ζ-=+ ''12()pt ip t ip t e C e C e -ζ-=+ 应用欧拉公式将上式展开为 ''(cos sin )pt x e a p t b p t -ζ=+ 式中，a 和 b 为待定系数，它们可由初始条件确定。设0t =时，0x x =，. . 0x x =，代入式
汽车振动分析期末复习题(车辆工程专业用)
1. 圆筒质量m 。质量惯性矩o J ，在平面上在弹簧k 的限制下作纯滚动，如下图所示，求 其固有频率。 2. 下图示的弹簧质量系统，两个弹簧的连接处有一激振力t P t P ωsin )(0=的作用，求质量 m 稳态响应的幅值。 3. 建立如下图所示系统的运动微分方程并求稳态响应。 )(t 2 x x m 11x k (t P 22x k
4. 如下图所示等截面悬臂梁，梁长度为L ，弹性模量为E ，横截面对中性轴的惯性矩为I ，梁材料密度为ρ。在梁的a 位置作用有集中载荷)(t F 。已知梁的初始条件为零。求解梁的响应。（假定已知第i 阶固有频率为i ω，相应的模态函数为)(x i φ，∞=~1i ） 5. 两个均匀刚性杆如图所示，具有相同长度但不同质量，使用影响系数法求系统运动方程。 t A ωsin 1=
6. 如下图所示量自由度系统。（1）求系统固有频率和模态矩阵，并画出各阶主振型图形；（2）当系统存在初始条件??????=??????0210)0()0(x x x 和?? ????=??????00)0()0(21x x 时，试采用模态叠加法求解系统响应。 7. 如下图所示等截面梁，长度为l ，弹性模量为E ，横截面对中性轴的惯性矩为I ，梁材料密度为ρ。集中质量m ，卷簧刚度1k ，直线弹簧刚度2k 。写出系统的动能和势能表达式，系统质量阵和刚度阵表达式。
8 物块M质量为m1。滑轮A与滚子B的半径相等，可看作 质量均为m2、半径均为r的匀质圆盘。斜面和弹簧的轴线均 与水平面夹角为，弹簧的刚度系数为k。又m1 g>m2 g sin滚子B作纯滚动。试用能量法求：（1）系统的微分方程；（2）系统的振动周期。 9 在右图示系统中，质量为m1、半径为R的匀质圆盘，可沿水 平面作纯滚动。质量不计的水平直杆AB用铰链A、B分别与圆 盘A、匀质直杆BC连接。杆BC长为L，质量为m2，在B连接 一刚度系数为k的水平弹簧。在图示的系统平衡位置时，弹簧 具有原长。试用能量法求：（1）系统的微振动的运动微分方程；（2）系统的微振动周期。
车辆系统振动的理论模态分析
振 动 与 冲 击 第20卷第2期 JOURNA L OF VI BRATION AND SHOCK V ol.20N o.22001 工程应用 车辆系统振动的理论模态分析 Ξ 陶泽光 李润方 林腾蛟 (重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆 400044) 摘 要 将车体和转向架看成弹性体,采用有限元方法,建立用空间梁单元描述的具有50个自由度的车辆系统力 学模型,并以客车为例研究其垂向振动的固有特性,所得结果既反映系统动力学性能,又为动态响应计算和分析打下基础。 关键词:车辆动力学,模态分析,有限元法中图分类号:TH132.41 0 引 言 高速铁路运输以快速、节能、经济、安全和污染小 等优势,在与高速公路和航空等运输形式的竞争中迅速发展起来。列车运行速度的提高给机车车辆提出了许多新要求,带来了新的课题,如大的牵引动力、大的制动功率、剧烈的横向动力作用和更加明显的垂向越轨动力作用、复杂的高速气流、振动和噪声等。其中,振动和噪声是高速列车一个非常重要的问题,它既关系到高速列车运行的安全性,又关系到列车高速运行时的乘坐舒适度。 车辆系统是由车体、转向架构架、轮对,通过悬挂 元件联接起来的机械系统。通常,把车体及装载、转 向架构架及安装部件、轮对及装备视为刚体,作为刚体动力学系统,研究其动力特性[1,2],这方面的技术已比较成熟,有商品化的通用软件可供使用[3]。 本文将车体和转向架看成弹性体,采用有限元法,建立了用六自由度节点空间梁单元描述的车辆系统动力学模型,由于包括车辆的浮沉、点头垂向振动,车辆的横摆、侧滚和摇头横向振动的研究。在建立车辆系统离散化模型的基础上,计算车辆垂向振动的各阶固有频率和振型,为车辆系统的动态响应计算和分析打下基础 。 图1 车辆振动系统的有限元模型 1 车辆的动力学模型 将车辆振动系统简化为图1所示的分析模型,即 由车体、转向架和轮对通过弹簧与阻尼器连接起来的振动系统。其中,将车体和转向架看成空间弹性梁,每 Ξ西南交通大学牵引动力国家重点实验室开放课题基金资助项目 收稿日期:2000-10-10 修改稿收到日期:2000-11-20 第一作者 陶泽光 男,博士,副教授1963年12月生
汽车振动分析
研究生试卷 2013 年—2014年度第2 学期 评分：______________________ 课程名称：振动理论 专业：车辆工程 年级：2013级 任课教师：李伟 研究生姓名：王荣 学号：2130940008 注意事项 1.答题必须写清题号； 2.字迹要清楚，保持卷面清洁； 3.试题随试卷交回； 4.考试课按百分制评分，考查课可按五级分制评分； 5.阅完卷后，授课教师一周内将成绩在网上登记并打印签名后，送研究生部备案； 6.试题、试卷请授课教师保留三年被查。
《汽车振动分析》总结 王荣 （重庆交通大学机电与汽车工程学院重庆 400074） 摘要：本课程由浅入深、循序渐进，从单自由度系统的简单问题逐渐加深到多自由度的分析，甚至是无限自由度系统,并从简单激励的振系逐渐推广到随机激振振系。作为汽车理论及汽车设计等课程的基础，其对于分析汽车的行驶平顺性、乘坐舒适性、发动机的减振和隔离等具有良好的参考价值。 关键词：单自由度；多自由度；简单激振；随机激振 The Conclusion of “Automotive Vibration Analysis” Abstract: The course progressively, step by step, gradually discusses from the simple question of a single degree of freedom system to the analysis of a multi-degree of freedom system, even to the analysis of the infinite degree of freedom system. In addition, the course extends from simple energized vibration system to random energized vibration system. As the basis of Vehicle Theory and Vehicle Design, this course has direct reference value for the analysis of vehicle ride, comfort of passenger, engine vibration damping and isolation. Keywords：Single-Degree-of-Freedom; Multi-Degree-of-Freedom; Simple Energized Vibration System ;Random Energized Vibration System 0 引言 随着科学技术的日新月异和人民生活水平的日益提高，人们对汽车的动态性能，例如：汽车行驶的舒适性，操纵的稳定性，车内噪声水平及音质等等——提出了愈来愈高的要求。因而汽车的动态分析和设计方法已日益成为产品研究和幵发的重要手段。我国进入WTO以后，汽车的自主开发更是提到了议事日程上来。要提高我国汽车自主开发能力，开发出具有自主知识产权的汽车产品，就必须从基本原理出发进行大貴的汽车动态特性的分和研究。随着汽车向高速化和轻质化方向发展，振动噪声问题口益突出，人们对报动噪声的控制要求也越来越严格。因此，振动分析理论越来越受到重视。 本书的重点章节共6章：第1章，概论；第2章，单自由度系统的振动；第3章，二自由度系统的振动；第4章，多自由度系统的振动；第6章，连续系统振动分析；第8章，随机振动概述。
汽车的振动测试技术
汽车的振动测试技术 Company number：【0089WT-8898YT-W8CCB-BUUT-202108】
汽车的振动测试技术 前言 狭义地说，振动测试在于通过传感器、放大仪器以及显示或记录仪表，测量运动机械或工程结构在外界激励（包括环境激励）或运行工况中其重要部位的位移、速度、加速度等运动量，从而了解机械或结构的工作状态。广义地说，通过运动量的测量，我们希望了解机械或结构的动特性，如固有频率、固有振型、阻尼以及动刚度等特性参数，为机械或工程结构的动力设计服务。 无论是生产机械、运输机械或工程结构，均日益高速、高效、高精度和大型化发展。在许多情况下，限制其振动效应或提高其抗振性能成为设计成功与否的关键。在这种情况下，振动测试和设计计算是相辅相成的两种手段。在设计过程中，往往要通过模型试验或对已有相近设备的试验来考验计算方法的可靠性或改进计算方法。某些参数，只能通过试验来提供。 运动机械在运行中必然会产生振动。即使是那些我们视为不运动的工程结构，在环境激励的影响下，也会产生振动。 ·振动现象对产品的主要影响： 结构性损坏（包括组成产品的各构件产生变形、弯曲裂纹、断裂以及疲劳损坏等），工作性能失灵（指在振动的影响下，系统造成不稳定性能越差，有些系统甚至不能工作），工艺性能破坏（这种破坏一般指产品的连接件松动，焊点脱焊，螺钉松动，印刷板插脚接触不良等）。无论那种破坏都将导致产品的工作不稳定，甚至损坏。为了提高产品的可靠性，需要通过振动试验来暴露产品的薄弱环节，改进产品设计，使产品在运行、使用过程中不出或者少出故障。这是振动试验的最终目的。目前在实验室中进行振动试验的形式最常用的是正弦振动和随机振动试验。振动信号可以反映机械的运行状态和结构的损伤。运行监测和故障诊断已逐渐成为由振动理论、振动测试和信号分析相结合而生成出来的一门重要的学科。其中，振动测试分析起着关键的作用。 ·振动测试重要性： 许多情况下，机械振动会造成危害。它影响精密仪器设备的功能；降低加工零件的精度和表面质量；加剧构件的疲劳破坏和磨损，导致构件损坏造成事故。但也利用振动来作有益的事情，如钟表、清洗、超声振动切削等。振动问题在生产实践中一直占有相当重
汽车振动噪声(NVH)控制——汽车工业面临的新问题
汽车振动噪声（ＮＶＨ）＠制——汽车工业面临的新问题 黄遵国，王 彦 （东风汽车有限公司商用车技术中心，湖北武汉４３００５６） 摘要：汽车ＮＶＨ（Ｎｏｉｓｅ，Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ，Ｈａｒｓｈｎｅｓｓ）特性是汽车五大重要性能之一，是汽车行业与相关汽车零部件行业关注的综合性问题。本文分析了车内振动、噪声的产生原因及传递路径，并给出了汽车主要的减振、降噪、密封零部件（如动力总成悬置、底盘村套、悬架系统、筒式减振器等）的结构形式，工作原理、发展趋势等，并展望了汽车ＮＶＨ控制技术的发展前景。 关键词：汽车ＮＶＨ；汽车ＮＶＨ零部件；汽车密封件中图分类号：ＴＱ １５３ 文献标志码：Ａ ＩｍｐｒｏｖｉｎｇＶｅｈｉｃｌｅＮＶＨＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ－－ＡＮｅｗＰｒｏｂｌｅｍＥｎｃｏｕｎｔｅｒｅｄｂｙＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＩｎｄｕｓｔｒｙ ＨＵＡＮＧ Ｚｕｎｇｕｏ，ＷＡＮＧＹａｎ （ＣｏｍｍｅｒｃｉａｌＶｅｈｉｃｌｅＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＣｅｎｔｅｒ，Ｄｏｎｇｆｅｎｇ ＭｏｔｏｒＣｏ．，Ｌｔｄ，Ｗｕｈａｎ４３００５６，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：ＮＶＨ ｉｓ ｏｎｅ ｏｆｔｈｅｆｉｖｅｍｏｓｔｉｍｐｏｒｔａｎｔｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆｖｅｈｉｃｌｅｗｈｉｃｈｈａｓｂｅｅｎｇｏｔ ｍｕｃｈａｔｔｅｎｔｉｏｎ ｂｙａｕｔｏ‘ ｍｏｂｉｌｅｉｎｄｕｓｔｒｙ．Ｔｈｅ ｒｅａｓｏｎ ａｎｄｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｐａｔｈｏｆｖｅｈｉｃｌｅＮＶＨｗａｓａｎａｌｙｚｅｄ ｉｎ ｔｈｅｐａｐｅｒ．Ａｌｓｏｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ａｎｄ ｏｐｅｒ— ａｔｉｎｇ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅｏｆｓｏｍｅｓｕｂｓｙｓｔｅｍｆｏｒｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇｖｅｈｉｃｌｅＮＶＨｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｗｅｒｅｐｒｅｓｅｎｔｅｄ，ｓｕｃｈ ａｓ ｐｏｗｅｒ ｔｒａｉｎｍｏｕｎｔ， ｃｈａｓｓｉｓｂｕｓｈ，ａｎｄ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍｅｔｃ．Ｆｉｎａｌｌｙ，ｔｈｅｆｕｔｕｒｅｏｆｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇＮＶＨｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙｗａｓｃｏｍｍｅｎｔｅｄ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ＶｅｈｉｃｌｅＮＶＨ，ＮＶＨｓｕｂｓｙｓｔｅｍ。Ｓｅａｌｉｎｇｕｎｉｔ 汽车ＮＶＨ是指在汽车驾乘过程中，驾乘人员感受到的噪声（Ｎｏｉｓｅ）、振动（Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ）和声振粗糙度（Ｈａｒｓｈｎｅｓｓ）。由于以上三者是同时出现且密不可分的，因此常把它们放在一起进行研究，其中噪声的频率范围为３０Ｈｚ一－４０ｋＨｚ，主要指驾乘人员听到的车内噪声。振动的频率范围为１～２００ Ｈｚ， 主要是驾乘人员感受到的来自于转向盘、地板和座椅的振动。声振粗糙度是指噪声和振动的品质，是描述人体对振动和噪声的主观感受的指标，不能直接用客观测量方法来度量。由于声振粗糙度描述的是振动和噪声使人不舒适的感觉，因此又称Ｈａｒｓｈ－ｎｅｓｓ为不平顺性，又因为声振粗糙度经常用来描述冲击激励产生的使人极不舒适的瞬态响应，因此也称Ｈａｒｓｈｎｅｓｓ为冲击特性。 车内振动主要来自于２个方面，其一是由动力总成振动向车内的传递；其二是由路面激励通过轮胎向车内的传递。 车内噪声通常也来自２个方面，其一是由动力总成及附件噪声、轮胎噪声、风噪声等空气噪声向车内的传递；其二是由底盘、车身等结构件振动传递到车厢而引起的结构噪声。如图１所示，由车内振动和噪声的传递路径可知，振动问题和噪声问题往往是耦合在一起的。 由于振动和噪声源往往无法改变或很难在短时间内进行优化改进，因此在一款新车型的开发过程中，工程人员往往通过设计优化ＮＶＨ零部件来控 发动机激动｝ｒ．１动力总成振动卜————叫悬Ｊ霞系统 五亟卜——趣圃Ｉ 孰挫 ｋ——＿叫主塑些！ｌ Ｉ！堕堡垫ｌ 圈１车辆振动噪声传递路径 制振动和噪声的传递路径，从而实现对整车ＮＶＨ目标的控制。 ＮＶＨ零部件通常分为减振产品和降噪产品两大类。减振产品主要包括橡胶减振产品、弹簧阻尼减振产品，其中，橡胶减振产品在车内的分布最为广泛，用于动力总成、车身、底盘等各类结构件之间的弹性连接和缓冲。弹簧阻尼减振器主要包括各类悬架弹簧及液压筒式减振器，轮胎和车身的弹性连接起到阻尼的作用。 降噪产品主要包括隔音吸音产品（通常简称为隔音产品）和密封产品，隔音产品涵盖范围很广，主要分布于发动机舱、乘员厢、行李厢和底盘，其中顶棚、主地毯等在内的大部分内饰件同时也是车内噪声控制的重要零部件。因此，在ＮＶＨ领域往往被作为隔音产品进行考虑。密封产品主要是指各类门、窗密封条，其目的是通过密封来隔绝空气噪声的 传递。如图２所示。 《新技术新工艺》?数字技术与机械加工工艺装备 ２０１１年 第７期 ?７３? ；墓Ｉｋ 塑丽
汽车噪声与振动
汽车噪声与振动 概述：随着汽车发动机功率的不断提高，噪声与振动的问题日渐突现出来，开始成为汽车开发工程中的主要问题之一。在汽车界，人们在讨论噪声与振动时，常用的一个词就是NVH，即是噪声（Noise）、振动（Vibration）和不舒适（Harshness）三个英文单词首字母的简写。汽车噪声振动有两个特点，一是与发动机转速与汽车行驶速度有关，二是不同的噪声振动源有不同的频率范围。在低速时，发动机是主要的噪声和振动源，在中速时，轮胎与路面的摩擦是主要的噪声和振动源，而在高速时，车身与空气之间的摩擦变成了最主要的噪声和振动源。 近年来汽车噪声振动问题研究现状 行驶汽车的噪声包括发动机、底盘、车身以及汽车附件和电气系统噪声。发动机噪声是汽车的主要噪声源。在我国，车外噪声中发动机噪声约占60%左右。 1.发动机噪声 发动机噪声按其机理可分为结构振动噪声和空气动力性噪声。 1.1结构振动噪声 通过发动机外表面以及与发动机外表面刚性连接件的振动向大气辐射的噪声称为结构振动噪声或者称为表面辐射噪声。根据发动机表面噪声产生机理，结构振动噪声又可分为燃烧噪声、机械噪声以及液体动力噪声。燃烧噪声的发生机理相当复杂，主要是由于气缸内周期性变化的压力作用而产生的，与发动机的燃烧方式和燃烧速度密切相关。机械噪声是发动机工作时各运动件之间及运动件与
固定件之间作用的周期力、冲击力、撞击力所引起的，它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。一般在低速时，燃烧噪声占主导地位；在高转速时，由于机械结构的冲击振动加剧而使机械噪声上升到主导地位。车用发动机的辐射噪声频率范围主要在500～3000Hz内，而其主要噪声辐射部件的临界频率大致在500—800Hz范围内。发动机中液体流动产生的力对发动机结构激振产生的噪声称为液体流动噪声，如冷却系中水流循环对水套冲击产生的噪声。 1.2空气动力性噪声 空气动力性噪声直接向大气辐射噪声源，即由于空气动力学的原因使空气质点振动产生的噪声。空气动力噪声包括进、排气噪声和风扇或风机噪声。排气噪声是发动机的最大声源，进气噪声次之。风扇噪声也是发动机的主要噪声源之一。排气噪声由周期性排气、涡流和空气柱共鸣噪声组成。周期性排气噪声是排气门开启时一定压力的气体急速排出而产生；涡流噪声是高速气流通过排气门和排气管道时产生的；空气柱共鸣噪声是管道中空气柱在周期性排气噪声的激发下发生共鸣而产生。 对于发动机噪声的评价，除考虑其辐射噪声能量总水平外，还应考察以下噪声特性：噪声级及其随发动机工作状态的变化关系、发动机周围空间各点噪声级数值的分布状态、空间各点的噪声频谱以及发动机工作过程各阶段的瞬时声压级。通过这些信息，不但可以比较和评价发动机辐射噪声的大小，还可以深入研究辐射声能频率的分布情况，判断发动机工作循环中辐射声最大的阶段，以便分析产生高噪声的原因，提高噪声控制措施并比较和评价这些措施的有效性和经济上的合理性。 2.底盘噪声 汽车底盘结构固体声源产生噪声主要是传动系噪声和轮胎噪声。传动系噪声频率为400—2000Hz。其中齿轮传动的机械噪声是主要部分。齿轮噪声以声波向空间传出的仅是一小部分，大部分则是变速器驱动桥的激振使各部分产生振动而变为噪声。 按声源的激励性质不同，轮胎噪声主要产生机理可分三大类： (1)气流声机理。随着轮胎的滚动，在与路面接触区，花纹沟内空气不断被吸入与挤出，由此形成“空气泵”噪声，这是横向花纹的一种主要噪声机理。此声源为起伏变化的气体，属气流噪声。 (2)机械声机理。由胎面花纹块撞击路面、轮胎结构的不均匀性以及路面的不平性等因素激发机械噪声，是光面胎及纵向花纹的主要噪声源。 (3)滤波放大机理。轮胎与路面接触处形成喇叭口几何体，对上述噪声起着滤波放大作用。另外，胎面花纹沟与路面所围管道内的空气共振以及轮胎花纹块离开路面处形成的赫姆霍兹共振效应主要为袋状沟的噪声机理。 3.车身噪声 车身噪声主要是由于汽车加速行驶时空气流过汽车表面和孑L道时产生的噪声。该噪声主要来源于气流有明显折弯的地方，在该区域内气流分离，分离区内旋涡脱落，形成噪声。
车辆振动形式及原因
一城轨车辆转向架运行性能 (1)城轨车辆振动形式及原因 1城轨车辆振动形式 具有弹性悬挂装置的城市轨道车辆是一个多自由度的振动系统，车辆在运行中产生复杂的振动现象，这种复杂的振动是由若干的基本形式组合的结果。若将车体视为支撑在弹簧上的刚体，此缸体就称为簧上质量，这通常指车体。弹簧以下质量称为簧下质量。这通常指的是轮对轴向装置的质量。，研究车辆振动时可以通过车体重心o点引3 个互相垂直的坐标x、y、z，此时车体运动有6个独立的运动形式，即沿x、y、z轴三个方向直线运动，车体在空间位置及以θ、Φ、ψ表示绕x、y、z轴的三个回转运动，车体在空间的位置由6个坐标来确定所以车体是一个6个自由度的运动系统。 浮沉振动—即车体沿z轴方向所做的铅垂振动，在某一瞬间，车体各点在铅垂位移相等。车体平行于原有的平衡位置。 横摆振动—即车体沿y轴方向所做的横向振动，在某一瞬间，车体各点在横向位移相等。车体平行于原有的平衡位置。 伸缩振动—即车体沿x轴方向所做的纵向振动，在某一瞬间，车体各点在纵向位移相等。车体平行于原有的平衡位置。 摇头振动—即车体绕z轴作幅角为±ψ的回转运动。 点头振动—即车体绕y轴作幅角为±Φ的回转运动。 侧滚振动—即车体绕x轴作幅角为±θ的回转运动。 2城轨车辆振动原因 2.1车辆运行时产生的振动形式对其走行不和其他的重要零部件的强度、运行平稳性和稳定性有着重要的和决定性的影响。要研究车辆在运行中的振动特性，就需要 对引起车辆振动的原因即激振源进行分析，车辆轮对沿钢轨运行时呈现的复杂运动，这种偏离直线的轮对运动就是引起车辆振动的主要激振源。由于轮轨之间相互作用力大小、轮对运动和车辆振动特性都有直接的关系，因此，首先要了解轨道构造特性。 铁路的构造基本特性 铁路由钢轨、轨枕、连接零件、道床及道岔等组成。轨道的作用是引导列车运行，同时直接承受由车轮传来的机车车辆的重量并把它传递给路基或桥隧建筑物。铁路轨道可以分为直线轨道和曲线轨道，又可分为木枕轨道和混泥土轨道，并且有普通轨道和无缝轨道之分，不同的轨道有其不同的构造特点，以适应列车正常运行要求，城市轨道中均采用混凝土轨枕及无缝轨道。钢轨的横断面为工字型，它由轨头、轨腰和轨底三部分组成，为改善轮轨之间的接触条件、减小滚动阻力即提高钢轨抗压陷合耐磨能力，轨头部分大而厚，轨面平滑，并具有和轮箍断面相适应的轮廓，由于车轮踏面具有，斜度，因此钢轨不应垂直铺设而应使轨底由一向倾斜的坡度，城市轨道轨底铺设斜率使1:40轨底坡可用楔形垫板来使之形成，或在混凝土轨枕上，将轨底坡直接坐在承轨台上。钢轨通过中间连接零件—垫板及道钉与轨枕连接，以固定其位置，防止两者在纵横向相对运动。轨枕承受来自钢轨的各项压力，并将其传布于道床，同时有效的保持轨道的规距，方向和位置。每公里配置的轨枕的根数，随线路等级水平，纵横断面的条件差异，一般线路每公里铺设轨枕的根数是：混凝土轨枕分1760、1680、1600三档，在线路的加强段例如在半径的曲线上，按每公里标准数可适当增加。道床是轨枕的基础，其作用是传布轨枕载荷到面积较大的路基面上，阻止轨枕移动及排除地表水。有轨枕传递给到床的静动载荷相当大，因此，道床将产生永久变形，同时在不同的轨枕下面，其永久变形程度也不同，从而在钢轨、轨枕河道床之间形成间隙，由于在各个轨枕处的间隙时不等的，因而在轨道的不同作用点同一轮重时其下沉量是不同的，这就形成了轨道的弹性不均。