汽车高速振动激励的分析
基于虚拟激励法的高速列车弹性车体随机振动分析
式中 Ｍ， ｃ和 Ｋ 分别 为结构 的 质量 、 尼 和 刚度 矩 阵 ； 阻 Ｆ （） （） ｐ为 力指 示 向量 ； ￡ 为平 稳 随 机外 力 ， 一 ， ，（） 其
自功率谱 为 ｓ 。 （ ） 构造 虚拟激 励 （） 一ｐ
（ ） 得 １， （）＋ （）＋ 姆 （）一 （） （） ２
基 于虚 拟激 励 法的 高速 列 车弹 性 车体 随机 振动 分 析
田爱 琴 杨则 云 ， ，丁叁叁 赵 ， 岩 赵 银庆ｚ ，
（ 中国南 车集 团 青 岛 四方机 车车 辆股份 有 限公 司， １ 山东 青 岛 ２ ６ ６ ； ６０ １ ２ 大连 理工 大 学 工 业装备 与结构 分析 国家 重点 实验 室，辽 宁大连 １ ６ ２ ） １０ ３
其 中， ∞ ＝（ ＋ ＋Ｋ） 为频 响 函数 矩 阵 。 Ｈ（ ） 一叫Ｍ ｃ 由虚拟激励 法 求得结 构 的位移 功率谱 矩 阵为
元 程序 简谐 响应分析模 块 ， 进行 复杂 车体 随 机振 动分 析 的一 般方 法 ； 后利 用 Ａｎ ｙ 谐 振 响 应分 析 功 能 ， 用 最 ｓｓ 应
上述 提 出的方 法对 某 高 速 列 车 车体 弹 性 体进 行 了随 机 振 动特性 仿真计 算 ， 值仿 真结果 表 明所 提 出方 法 的有 数 效性 。
摘 要 高 速 列 车 车体 弹性 体 随机 振 动 分 析 在 车 体 动 力 行 为 预测 中 具 有 核 心 位 置 。现 基 于 随机 振 动 虚 拟 激 励 法 的基 本 原 理 ， 立 了应 用 商 业 有 限 元 程 序 简谐 分 析 功 能模 块 进 行 车体 弹性 体 随 机 振 动 分 析 的计 算 方 法 数 值 算 例 建 中 以某 高 速 列 车 车 体 弹 性 体 为 例 ， 助 于 Ａｎｙ 谐 振 响应 分 析 模 块 进 行 了车 体 随 机 振 动 仿 真 ， 果 表 明 提 出 方 法 借 ｓｓ 结
汽车振动分析三自由度概论
汽车振动分析三自由度概论汽车振动分析是指对汽车在运行过程中的振动进行研究和分析。
汽车在运行过程中会受到地面不平坦、发动机工作、零部件损耗等多种因素的影响，从而产生各种振动。
了解和分析汽车的振动情况对于改善驾驶舒适性、提高汽车性能、延长零部件寿命等方面具有重要意义。
在汽车振动分析中，常使用三自由度模型进行初步研究和分析。
该模型是对汽车在垂直方向（纵向）、水平方向（横向）和侧向（垂直）三个方向的振动进行建模，可以较为准确地模拟实际振动情况。
在三自由度模型中，汽车被简化为一个质点，其质量为m，质心位置为(x,y,z)。
地面和汽车之间通过弹簧和减振器连接，用来模拟悬挂系统。
弹簧的刚度为k，减振器的阻尼为c。
汽车在运行过程中会受到外界的激励力Fa，例如地面的不平坦、发动机输出的力等。
根据牛顿第二定律，可以得出以下三个方程：mx'' + cx' + kx = Famy'' + cy' + ky = Fymz'' + cz' + kz = Fz其中，x''表示汽车在x方向的加速度，x'表示汽车在x方向的速度，类推y和z。
Fa,Fy,Fz分别表示在x、y、z方向上的外界激励力。
通过求解以上方程组，可以得到汽车在三个方向上的振动响应。
为了更好地研究和分析汽车的振动情况，还需要进行模态分析。
模态分析是指对系统的固有特性进行研究和分析。
在汽车振动分析中，模态分析主要用于求解汽车的模态频率和模态振型。
汽车的模态频率是指在特定工况下，汽车振动系统的固有频率。
一般来说，模态频率越高，汽车的振动特性越好。
模态振型是指在特定模态频率下汽车的振动形态，可以用来了解汽车的振动特性和寻找可能的振动源。
对于三自由度模型而言，可以通过手工计算或使用专业的软件进行求解模态频率和模态振型。
一般来说，模态分析会得到多个不同的模态频率和模态振型，其中前几个频率和振型对应着汽车振动系统的主要特性。
路面随机激励下的汽车振动仿真分析
山东交通学院学报
２１ ００年 ９月
第ｌ ８卷
ｆ ｓ
图 １ 前 轮 路 面 激 励
图 ２ 后 轮 路 面激励
图 ３中，， ｎ 为前、 ／ ７ ｈ ／ 后轴非簧载质量 ； 为簧载总质 ” 量 ； ｍ 为驾驶员及座椅质量 ； 为簧载质量绕其质心的转 Ｊ
动惯量 ； ， ２ Ｋ 为前 、 后悬 架垂 直 刚度 ； Ｃ 为前 、 悬 架 Ｃ，： 后 阻尼 系数 ； Ｋ 前 、 轮垂 直 刚 度 ； 为 座椅 悬 架 垂 直 为 后
间序列 ， １ ２即为前后 轮路 面激 励 。 图 — １２ 汽车 振动 模型 ． 车辆是 非 常复杂 的多 自由度 系统 ， 了简化 ， 以下 假设 。 为 做 １ 汽车 沿 中心线 左右 对称 ， ） 并作 匀速 直 线运 动 ， 面是 各 向 同性 的各态 历经 随机过 程 ； 路
刚度 ； 座椅悬 架阻尼 系数 ；，ｑ 为地 面对前 、 Ｃ为 ｇ， 后轮 的激 励 ；，为前 、 ｏｂ 后轴 到质 心的距 离 ；ｑ为座 椅距质 心 的距离 ； 上
为俯 仰角 ； Ｚ为簧 载质量 质心位 移 ； ，ｚ 为前 、 ｚ ， 后非 簧 载 质量位 移 ； 。 ｚ 为驾驶 员 及座 椅质 量 位移 ， ｚ 分 别 为前 、 ｚ ０ ｏ 瞄 ｍ￡ ０ ｉ 乏 ｏ ｝∞ ∞ ｍ 后轴簧 载质量 位移 ， ＝ —ａｉ ０ ｓ ＝一 ＯＺ ＋ｂｉ ｎ ａ， ＝ ｓ ｎ
＋６ 。
— 口、臼
Ｚ
用拉 格 朗 日方法建 立矩 阵形式 的振动 微分方 程 为
由度线性动力学平面模型 ， 将车身及座椅处加速度均方根值 、 悬架动挠度及 车轮动位移作为平顺性评价 指标 ， 进行 整 车振 动分析 ¨。
１ 建 立模 型
汽车振动分析
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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 VibrationAnalysis”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 System0 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。
基于发动机激励的客车振动分析
有 重要 意义 的…。 汽车是 由多个 具有 固有 振 动特性 的子系 统组
动机激励的谐响应分析 ， 考虑发动机垂 向振动 ， 研究发动机输 出的 简谐力引起 的车身位移响应， 以考察车身各
部位的振动情况， 最终提 出解决客车振动的方案 。 ［ 关键 词］ 有限元分析 ； 模 态分析 ； 谐 响应分析
［ 中图分类号 ］ Ｕ ４ ６ １
［ 文献标志码 ］Ａ
［ 文章编号］１ ６ ７ ３ — ３ １ ４ ２ （ ２ ０ １ ３ ） ０ ４ － ０ ０ ３ ０ － ０ ３
第５ １ 卷 第 ４期
Ｖ０ ｌ ＿ ５ １ Ｎｏ ． ４ 农 业装备 与车 Nhomakorabea 工 程
Ａ Ｇ Ｒ Ｉ Ｃ Ｕ Ｌ Ｔ Ｕ Ｒ Ａ Ｌ Ｅ Ｑ Ｕ Ｉ Ｐ ＭＥ Ｎ Ｔ＆ Ｖ Ｅ ＨＩ Ｃ Ｌ Ｅ Ｅ Ｎ Ｇ Ｉ Ｎ Ｅ Ｅ Ｒ Ｉ Ｎ Ｇ
２ ０ １ ３年 ４月
Ａｐ ｒ ｉ ｌ ２ ０ １ ３
ｄ ｏ ｉ ： １ ０ ． ３ ９ ６ ９ ￣． ｉ ｓ ｓ ｎ ． １ ６ ７ ３ — ３ １ ４ ２ ． ２ ０ １ ３ ． ０ ０ ４ ． ０ ０ ８
基于发动机激励 的客车振动分析
胡宝洋 ， 张强 ， 李锵 强， 葛云飞
（ ２ ５ ５ ０ ４ ９山东省 淄博市 山东理工大学 交通与车辆工程学 院） ［ 摘要］利用 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ建立客车整车有限元模 型， 对整车模 型进行 了约束模 态分析 ， 在模 态分析 的基础上进行发
高速铁路车辆激振问题的分析与优化
高速铁路车辆激振问题的分析与优化导言：随着高速铁路的发展，高速铁路车辆的运行速度也不断提升。
然而，高速运行中的车辆往往会遭遇激振问题，给乘客的乘坐体验和列车的安全性带来一定的威胁。
本文将对高速铁路车辆的激振问题进行分析，并探讨相应的优化措施。
一、高速铁路车辆激振问题的成因分析1. 列车运行速度与车辆激振高速铁路车辆的高速运行会导致车辆在轨道上受到的动载荷加大，从而引起振动。
运行速度越高，激振问题越严重。
2. 轨道的不平整度轨道的不平整度是导致车辆激振问题的主要原因之一。
无论是轨道几何偏差还是轨道表面状态的变化，都会对车辆运行时的激振产生重要影响。
3. 轨道支承刚度轨道支承的刚度直接影响车辆运行过程中的激振情况。
如果轨道的支承刚度过小，会导致车辆与轨道之间的接触力增加，从而引发更严重的激振问题。
二、高速铁路车辆激振问题的影响1. 乘客乘坐体验不佳高速铁路车辆的激振问题会导致乘客乘坐的舒适度下降。
过大的激振会让乘客感到不稳定，甚至影响到他们的身体健康。
2. 列车运行安全性下降激振问题也会对列车的运行安全性造成一定影响。
过大的激振会影响车辆的稳定性，增加事故发生的风险。
三、高速铁路车辆激振问题的优化措施1. 车辆结构优化通过对车辆的结构进行优化，可以减轻激振问题。
对车体刚度进行加强，使用减振器和减震设备等措施，可以提高车辆的稳定性和乘坐舒适度。
2. 轨道维护与管理加强对轨道的维护与管理，保持轨道的平整度可以有效减小激振问题。
定期检测和修复轨道的不平整问题，提高轨道支承刚度，都是有效的优化措施。
3. 高速列车的减震技术应用研发和应用高速列车的减震技术，对于解决激振问题也十分关键。
例如采用主动悬挂系统、主动控制技术等，可以减小车辆与轨道之间的冲击力，提高乘坐舒适度。
4. 列车运行限速适当限制列车的运行速度，也是一种优化措施。
通过调整运行速度，可以减小车辆激振问题的严重程度，提高车辆的稳定性和安全性。
四、结论高速铁路车辆激振问题对于乘客的乘坐体验和列车的安全性都带来一定威胁。
高速动车组车轴的振动信号特征提取与分析
高速动车组车轴的振动信号特征提取与分析一、引言随着高速铁路网络的建设和发展，高速动车组作为一种重要的交通工具，其运行安全和乘坐舒适性成为乘客和运营商关注的焦点。
车轴振动是评估高速动车组运行状态和车轴健康状况的重要指标之一。
因此，对高速动车组车轴振动信号的特征提取与分析显得尤为重要。
二、车轴振动信号特征提取方法1. 时域特征提取时域特征是指通过对振动信号的直接分析和处理来获取特征。
常用的时域特征包括均值、标准差、偏度、峰度等。
这些统计量可以反映振动信号的整体分布情况和形态特征。
2. 频域特征提取频域特征是指将振动信号转换到频域进行分析，通常使用傅里叶变换或小波变换来实现。
常用的频域特征包括频率谱、功率谱、相位谱等。
这些特征可以揭示振动信号的频率成分、能量分布和相位关系。
3. 小波包分析小波包分析是一种基于小波变换的信号分析方法。
通过将振动信号分解成不同尺度和频率的子带，可以更加准确地提取信号的特征。
小波包分析可以获得振动信号的频域和时域特征，并能够反映不同频带的能量分布和包络形态。
4. 统计特征提取除了常用的时域和频域特征外，统计特征也是一种常用的振动信号特征提取方法。
统计特征包括自相关函数、互相关函数、谱密度函数等。
这些特征可以反映振动信号的相关性、分布特征和随机性。
三、车轴振动信号特征分析方法1. 轨道激振法轨道激振法是一种通过车轮与轨道的相互作用来激发车轴振动，并通过测量振动响应信号来分析车轴振动特征的方法。
通过在不同位置和不同速度下进行实验，可以获取不同工况下的振动信号，并分析振动信号的频率成分和幅值变化。
2. 传感器监测法传感器监测法是一种通过安装传感器直接监测车轴振动信号的方法。
常用的监测传感器有加速度传感器、位移传感器等。
通过采集和记录振动信号，可以对车轴的振动特征进行分析和评估。
3. 数据挖掘方法数据挖掘方法是一种基于大数据和机器学习技术来分析车轴振动信号特征的方法。
通过构建适当的模型和算法，可以对大量的振动数据进行自动化处理和分析。
高速铝合金客车的弹性振动分析的开题报告
高速铝合金客车的弹性振动分析的开题报告一、研究背景目前，随着交通运输业的快速发展，高速铝合金客车的运行速度越来越快，安全性和舒适性也越来越受到人们的关注。
对于高速铝合金客车而言，弹性振动是其运行过程中不可避免的问题，如何减小弹性振动对车辆稳定性和舒适性的影响，成为当前亟待解决的问题。
二、研究目的本研究旨在通过数值模拟的方法，对高速铝合金客车进行弹性振动分析，了解其弹性振动特性，并探索减小弹性振动的方法，提升车辆稳定性和舒适性。
三、研究内容1. 建立高速铝合金客车的弹性振动模型。
2. 通过ANSYS等数值软件进行弹性振动分析，得出车身的谐振频率和振动幅值等参数。
3. 分析车辆的振动特性和其对车辆稳定性和舒适性的影响。
4. 探索减小弹性振动的方法，包括通过结构优化和增加阻尼器等方式。
5. 对优化后的模型进行模拟分析、参数对比，分析优化效果。
四、研究意义本研究通过分析高速铝合金客车的弹性振动特性，探索减小弹性振动的方法，将为车辆设计和生产提供科学依据，可实现新能源、高速、安全、舒适的车辆设计。
五、研究方法本研究采用数值模拟的方法，通过ANSYS等软件对高速铝合金客车进行弹性振动分析，并对优化后的模型进行模拟分析对比。
六、预期成果预期通过本研究获得以下成果：1. 建立高速铝合金客车的弹性振动模型。
2. 分析车辆的振动特性，探讨其与车辆稳定性和舒适性的关系。
3. 探索减小弹性振动的方法，分析优化效果，提升车辆稳定性和舒适性。
七、研究进度安排1. 2022年1月-2月：文献调研，建立数值模型。
2. 2022年3月-6月：对模型进行弹性振动分析，并分析振动特性。
3. 2022年7月-9月：探索减小弹性振动的方法，并分析优化效果。
4. 2022年10月-11月：对优化后的模型进行模拟分析对比，并撰写论文。
5. 2022年12月：论文定稿。
八、参考文献1. 范增林, 张冬青. 汽车弹性振动控制[M]. 机械工业出版社, 2012.2. 陈建文, 聂海峰, 万连华,等. 汽车NVH技术研究进展[J]. 上海交通大学学报, 2011, 45(3): 296-307.3. Ansys, Inc. ANSYS Mechanical APDL Programmer's Guide[M]. ANSYS, Inc., 2018.4. 王从年, 陈俊龙. 大型汽车弹性振动的数值模拟[M]. 长沙: 湖南科学技术出版社, 2008.。
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6
( 7)
结束语
以上轮胎不平衡激励经分析是一阶激励 , 不能 产生高阶激励 , 而试验中轮胎的高阶激励确实存 在 。下面分析轮胎不均匀的影响 , 来寻找高阶激励 产生的原因 。 轮胎不均匀产生的激励 轮胎是由橡胶和帘线等构成 , 轮胎圆周各点上 的纵向 、 横向弹性常数不可能相同 ,因此在加上负荷 后使轮胎旋转 ,车轴的上下振幅如图 6 所示 [4 ] 。 由曲 线可知 ,振动是由几种振动的耦合 ,存在一阶到数阶
G ( n ) 可表示为如下形式 :
路面不平度是汽车行驶时最主要的激励 , 是随 机的 , 主要采用统计特性来描述 。四轮汽车 ( 如图 1 所示) 振动的路面输入谱矩阵完整表达形式如下[2 ] :
1 [ G ( n ) ] = Gx x ( n ) 1
e e
j2πnL j2πnL
1 1
e e
- j2πnL - j2πnL
图 3 曲柄连杆双质量代换系统
( 2) 曲轴转矩的合力矩
四缸发动机只有 2 、 4、 6… 阶谐量起作用 , 其它 阶次的谐量全部抵消掉了 。忽略高阶谐量 , 只取二 阶 ,则发动机的曲轴转矩为 :
M Z = 4 M i = 4[ A 4 cos2ωt + ( B 4 -
时轮胎都经过严格的不平衡检查 , 但车辆使用过程 中由于轮胎的磨损 ,都会超过这个限度 。 根据以上分析 , 结合轮胎安装的几何结构 , 仔 细分析轮胎的不平衡 , 会发现由于汽车的前轮本身 存在着外倾角及前束角 , 随着轮胎的旋转 , 轮胎的 不平衡质量的激励可以分解成三个方向的激励 。 虽 然前轮的外倾角和前束角很小 , 在车速较低时作用 较小 ,但车速很高时就不能忽视它的作用 。 如图 5 所示 , ∠A 是轮胎外倾角 , ∠B 是轮胎
ω rco s2ωt = - 4 mB λ
2
( 4)
(a) ( b)
式中 ω — 发动机曲轴旋转角速度 — — mB 、 mA — — — 单缸曲柄连杆机构和活塞组件简 化为两个集中质量 ( 如图 3 所示)
图 4 轮胎不平衡示意图
如图 4 ( b ) 所示 , 轮胎两侧的重心与旋转轴的偏 移距的位置不同 ,两侧的静不平衡量将对 X 轴产生 扭矩作用 , 旋转时有不平衡力偶作用 , 这就是轮胎 的动不平衡 。 轮胎的不平衡对车辆影响很大 , 因此汽车出厂
离 , n 为空间频率 。 直接输入路面谱矩阵的各元素是非常困难的 , 把路面谱矩阵表示成传递函数形式最方便 ,因此 ( 1) 式可改写为 :
1 [ G ( n ) ] = Gx x ( n )
H* ( n ) e
- j2πnL - j2πnL
1
H( n) e
- j2πnL - j2πnL
T
( 2)
重 庆 先 后 开 发 了 两 代 ABS 产品 。 第一代 ABS 装置的电子控 制单元 ( ECU) 采用了 Z80 芯片 。 第 二 代 ABS 装 置 为 FKX - ACI 型 , 适用于中型汽车 。其中微处 理器 CPU 采用了美国 INTEL 公 司的 MCS - 96 系列 8098 芯片 。 他 们独立研制了控制软件、 传感器和 执行器 ,并在部分车辆上试装。 “防抱制动装置关键技术研 究” 是国家科委 “九五” 科技攻关 项目 , 东风汽车公司和南京汽车 厂两种车型匹配防抱制动装置的 研究课题基本完成 。
重型汽车 1999( 6) 总 55 期
・ 11 ・
发动机在车架上的整机振动对整车振动的影响 。 发动机的惯性力是各缸惯性力的矢量和 , 而且 可能产生惯性力矩 [3 ] 。图 2 所示为四缸直列发动机 受力情况 。由于本身具有较好的平衡性 , 旋转惯性 力对坐标圆点的合力 FY 、 合力矩 M X 及往复惯性力 的合力矩 M Y 均为零 , 只存在往复惯性力 FX 和各 个曲拐的转矩 M Z 。
4
传动轴不平衡激励
传动轴是高速旋转件 , 由于其回转轴线与质量 中心的不重合 , 同样会产生激振力 。它的一阶不平 衡激励可用下式表示 : 2 ω ( 6) sinωt f ( t) = me
5
轮胎激励
轮胎作为高速旋转件 , 又是与地面直接接触的
减振部件 , 是汽车最重要的部件之一 。充气的轮胎 主要是靠内部空气压力来支承车身重量 , 具有弹 性 , 它从径向和侧向对车身提供弹性支承 , 从而能 够对来自路面的强制力起到缓冲作用 。 5. 1 轮胎的不平衡激励 轮胎由于制造时的误差及使用时的偏磨 , 会产 生不平衡 。轮胎的不平衡包括静 、 动不平衡 。 如图 4 所示 , 轮胎的重心 G 不通过旋转轴而产 生的偏移距 e , 形成了轮胎的静不平衡量 m e ( m 是 轮胎的质量) , 轮胎以 ω 角速度旋转时产生了大小 ω) 2 / g 的离心力 ,频率 f = ω/ 2π。 为 m (e 低速时力 较小 ,高速时对整车的影响较大 ,如图 4 ( a ) 所示 。
收稿日期 :1999 年 9 月 7 日
发动机是汽车产生振动的主要激励源之一 , 其 工作是将活塞的往复运动转化为曲柄的旋转运动 。 气缸内的燃气压力和运动件产生的不平衡惯性力周 期性变化的结果 , 会使曲轴系统和发动机整体产生 振动 。本文中忽略发动机扭转振动的影响 , 只研究
© 1995-2004 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
在研制飞机防抱制动装置的 基础上 , 西安研制了两代汽车防 抱制动装置 , 并将该产品在客车 和 EQ - 1090E 型汽车上使用 , 效 果较好 。 随着 1992 年我国检验防抱制 动装置的国家标准 G B 13594 — 92 《汽车防抱制动系统性能要求和 试验方法》的出台 , 国内许多高 等学校 、研究机构及相应的生产 部门都在对汽车制动防抱装置进 行研究 , 努力使制动防抱装置在 我国汽车工业中得到广泛普及和 飞速发展 。
tio n. SA E962271
3 Manf red Mit schke. Influence of t he Engine o n t he Vihicle Vibra 4 小林明 . 汽车工程手册第一分册[ 日 ]. 机械工业出版社 ,1984
法规 ,并使其成为强制性法规 ,决 定首先在重型车和大客车上装备 制动防抱装置 。 东风汽车公司是我国从事 ABS 研究较早的厂家之一 。他们 从 80 年代初开始 ABS 的研究 ,有 一个专门的 ABS 研究机构 , 先后 对瓦布科 ( WABCO) ABS 产品进 行剖析 ,并做了大量的试验 ,还将 该公司 ABS 装置安装在 EQ - 145 型汽车上 , 在各种路面上进行试 验和分析 , 并开始逐步进行自主 开发 。
( 3)
图 1 四轮汽车示意图
汽车的路面不平度输入是强迫振动 — 基础扰动 问题 , 经过车轮和悬架的弹簧阻尼施加给系统强迫 运动干扰 , 一端是系统内部点 , 另一端是外部激励
Gxy ( n ) e Gyy ( n ) e Gxy ( n ) Gyy ( n )
L - j2 nπ
Gxx ( n ) Gxy ( n ) Gxx ( n ) e
- j2πnL
点 。采用将激励点作为内部点来处理 , 即在激励点 加特大质量与地相连 。
(1 )
[G ( n ) ] =
共 轭
Gyy ( n ) Gyx ( n ) e
L - j2 nπ
L - j2 nπ
3
发动机激励
Gxx ( n )
对
称
式中 : Gx x ( n ) 、 Gyy ( n ) 、 Gx y ( n ) 及 Gy x ( n ) 为 X ( I ) 、Y ( I ) 的自谱 、 互谱 , X ( I ) 、Y ( I ) 为左右两个 轮迹的不平度 , I 为路面长度坐标 , L 为后轮滞后距
图 2 发动机受力分析图
( 1) 往复惯性力的合力
4
FX =
i = 1
∑F
( i)
X
2 ) = - mB ω r [ co sωt + co s (ωt + 180° 2
) + co sωt ] - mB λ ω r [co s2ωt + co s (ωt + 180° ) + co s2 (ωt + 180° ) + co s2ωt ] + co s2 (ωt + 180°
1
前言
汽车在行驶时始终处于振动状态 — — — 由于路面 不平度 、 发动机工作产生的激励 、 车轮与传动系统的 不平衡以及齿轮的冲击等内外激振的作用而产生整 车和局部的强烈振动[1 ] 。 在汽车高速行驶时 ,汽车的 这种振动影响汽车的平顺性和操纵稳定性 , 使汽车 的动力性得不到充分发挥 ,经济性变坏 ; 高频的振动 还会产生噪声 , 使乘员产生不舒服和疲乏的感觉 , 甚 至损坏汽车零部件 , 缩短汽车的使用寿命。现在人们 对汽车的使用性能要求越来越高 , 解决汽车高速振动 问题具有重要意义。 本文对引发汽车高速振动的内外 激励进行分析 ,从而能够更准确地模拟整车振动。
前束角 , ∠C 是主销后倾角 , ∠D 是主销内倾角 , R 是车轮半径 , L 是 OO′ 间的距离 , m 是所加的不平 衡块质量 ,ωt 是车轮转角 。
的振动成分 ,三阶以上振幅很小 ,可忽略 。 轮胎侧向 同径向一样 , 也存在多次振动成分 。虽然高次振动 的具体幅值有待进一步研究 , 但我们从以上分析中 可知轮胎二阶以上激励的来源 。 轮胎的不平衡量变 大将使车轴的振动加剧 ,从而使各阶成分都加大 。
5. 2 ( 上接第 5 页)
本文对汽车高速行驶时的内外部激励进行全 面分析 , 这些激励包括路面不平度激励 、 发动机激 励、 传动轴不平衡激励和轮胎激励 。以此可以建立 模拟汽车垂向和横向振动的整车模型 , 研究汽车高 速行驶性能 。