路面激励
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
基于路面激励的汽车系统动力学研究
图中院m1 为悬挂质量 渊簧下质量冤曰m2 为非悬挂 质量 渊非簧载质量冤曰k 为弹簧刚度曰c 为系统的阻尼 系数曰kt 为轮胎刚度曰z1 为车轮轴的垂向位移曰z2 为 车身的垂向位移坐标曰坐标原点在各自的平衡位置曰 q 为路面不平度位移系数[5]遥
结合物理模型分析袁 可以推导出在 1/4 汽车行 驶动力学模型中渊包括两个自由度冤悬架双质量系统
平缓[14]遥 而速度z觶 2 的信号波形振幅在 80mm/s 左右袁 如图 4渊d)所示袁并且速度衰减也更柔和袁但在衰减 2 次后袁7.5s 时趋于平坦袁原因是振动能量被悬架阻尼 元件快速吸收[15]遥 2.1 路面正弦激励下的仿真分析
* 基金项目院列车垂向碰撞振动系统的动力学研究渊3544113217035冤遥
第 18 期
董世昌等院基于路面激励的汽车系统动力学研究 *
39
垂向运动微分方程为院
m2z咬 2+c渊z觶 2-z觶 1冤+k渊z2-z1冤=0
渊1冤
m1z咬 1+c渊z觶 1-z觶 2冤+k渊z1-z2冤+kt渊z1-q冤=0
路面激励主要分为两种院 一种是冲击振动袁另 一种是柔性振动遥 冲击主要是路面不平引起袁而且袁 冲击产生的作用强度大袁激励的时间较短袁这个时 候一般用阶跃函数来代替路面的凸起部分曰柔性振 动主要是路面上的小坑对汽车产生的受力袁它的作 用强度小袁激励时间较长袁这个时候一般用正弦波 激励方式来代替实际路面状况[3]遥 其实袁想非常准确 地建立起符合路面实际状况的模型是相当困难的遥 一般情况下做的仿真路面模型是可以充分满足仿 真目的袁而且是经过优化了的路面模型遥 建立了这 种模型之后袁再结合实际情况袁给模型赋值袁然后通 过 Simulink 示波器输出波形图袁最后结合输出信号 再做进一步垂向动力学分析遥
路面激励信号
4.4路面激励信号的描述通常情况下，车辆振动主要来自于三方面因素的影响[3]：➢ 路面的不规则度对车辆的干扰激励；➢ 由加速、制动、转向等运动状态变化和由阵风引起的空气动力载荷造成的车身振动； ➢ 动力传动系的扭转振动通过耦合而诱发的整车振动。
其中路面的不规则度是车辆行驶中，产生振动的主要原因，而后两种振动方式的存在都需要一定条件，而且形成的机理与分析较为复杂，因此在大多数车辆平顺性研究中，都以路面的不规则度作为车辆悬架系统的外界干扰输入。
一般情况，路面输入大致可以分为连续振动和冲击作用两类：➢ 连续振动：指沿道路长度方向的连续激励，例如沥青路面、搓板路面；➢ 冲击作用：指在较短时间内的离散事件，并且有较高的强度，如坑洞、猫眼式反光路标、混凝土路面的裂缝等。
结合本课题研究的需要，本文主要采用三种路面激励信号。
根据其性质的不同，分成确定性路面信号和随机性路面信号两类。
4.4.1 确定性路面信号车辆悬架的基本性能一般可由式（4-12）所示的谐波激励下系统的频率响应来描述。
)2sin(ft a x m in π= （4-12） 其中，a m 和f 分别代表是幅值和频率。
由于系统在固有共振频率点将产生最大的振幅，为此，本论文在系统时域响应的研究中，所选取的频率f 在第一共振频率点f n-s0附近（1.5Hz 左右），主要用于评价车辆平顺性（驾乘的舒适性）。
对于非线性系统，恒定幅值的谐波激励会导致在高频下产生较大的加速度激励信号，这会引起较大的惯性力和悬架部件的饱和。
因此，理想的情况应该是在高频时限制位移谐波激励信号的幅度。
为此，在本文中采用了分段谐波激励信号[52]，以满足在高频时限制位移谐波信号幅值的要求。
如式（4-13）所示⎩⎨⎧>≤=T T m T m in f f ft f f a f f ft a x )2sin()/( )2sin(ππ （4-13）上述函数在低频f ≤ f T 时产生恒定幅值激励信号，在高频f> f T 时产生恒定加速度激励信号。
路面激励对汽车行驶平顺性影响的传递路径分析-2011-吉林大学
第41卷 第5期吉林大学学报(工学版) Vol.41 No.5 2011年9月Jo urnal o f Jilin U niv ersity(Engineering and T echno lo gy Edit ion) S ept.2011路面激励对汽车行驶平顺性影响的传递路径分析李 未1,2,王登峰1,陈书明1,秦 民3,程 超3,陈 振1(1.吉林大学汽车仿真与控制国家重点实验室,长春130022;2.长春大学车辆工程学院,长春130022;3.中国第一汽车集团公司技术中心,长春130011)摘 要:介绍了传递路径分析的基本原理,利用LMS/T PA软件,对某轿车由路面激励通过悬架和车身对驾驶员座椅地板垂直振动加速度的传递路径进行了分析。
通过实车道路试验和室内锤击法试验,详述了汽车振动传递路径分析与试验。
对影响整车行驶平顺性的悬架系统主要传递路径进行了分析识别。
结果表明,路面激励通过前悬架右下控制臂后点对驾驶员座椅地板Z方向振动加速度的贡献较大,尤其是该点Y方向的振动。
要改善该车型的行驶平顺性,应重点对前悬架右下控制臂后点衬套的隔振性能进行改进。
运用T PA方法不仅可以识别出各传递路径贡献量幅值的大小,还可以得到各贡献量幅值之间的相位关系,从而为以整车行驶平顺性为目标的悬架与车身各连结点处的隔振设计提供依据。
关键词:车辆工程;行驶平顺性;传递路径分析;振动源识别;贡献量中图分类号:U467.1 文献标志码:A 文章编号:1671 5497(2011)05 1193 06Transfer path analysis of effect of road surfaceexcitation on vehicle ride comfortLI Wei1,2,WAN G Deng feng1,CH EN Shu m ing1,QIN Min3,CH EN G Chao3,CH EN Zhen1(1.State K ey L abor ator y of A utomobile Simulation and Contr ol,J ilin Univer sity,Changchun130022,China;2.College of Vehicle Eng ineer ing,Changchun Univ er si ty,Changchun130022,China;3.R&D Centr e,China FA W Gr oup Co rp or ation,Chang chun130011,China)Abstract:The fundamentals of the transfer path analy sis(TPA)w as intro duced,the trasfer paths from the road surface excitation thro ug h v ehicle suspension and body to the acceler ation of vertical vibr ation of the flo or under the driver seat w ere analy zed using so ftw are LMS/T PA.T he vehicle road test and the indoo r ham mering test w ere performed to elucidate the vibratio n transfer paths.The dominant tr ansfer path in the suspension system that affects the vehicle ride com fo rt m ost w as identified.The results show that the co ntribution of the rear point of the rig ht low er contr ol arm of the front suspensio n to the Z direction v ibration acceleration of the floor under the driver seat is significant, especially in Y direction.In o rder to enhance the v ehicle ride comfort,the fo cus sho uld co ncentrate at the improv em ent of isolatio n perfo rmance of the bushing in the low er contr ol arm rear point o f the fro nt suspension.The T PA metho d can identify both o f the contr ibution amplitude of every transfer path and the phase r elation am ong each contribution amplitude.It provides a basis for the vibr ation收稿日期:2010 07 27.基金项目:国家自然科学基金项目(50975119);第一汽车集团公司产学研结合项目(A08 JL 021 2009).作者简介:李未(1982-),女,讲师,博士研究生.研究方向:汽车系统动力学与控制.E mail:lw0330@ 通信作者:王登峰(1963-),男,教授,博士生导师.研究方向:汽车系统动力学与控制.E mail:caew df@吉林大学学报(工学版)第41卷isolation desig n of the bushings betw een the junctio ns of the vehicle body and suspensio n.Key words:vehicle eng ineer ing;ride com fo rt;transfer path analysis (T PA );vibration sour ce identification;par tial contributio n汽车行驶平顺性即指汽车不因振动而使乘员感到不舒适或货物不因振动而受损的性能,主要是根据乘坐者的舒适程度来评价[1]。
CA1091E汽车系统振动特性简析
ＣＡ１０９１Ｅ汽车系统振动特性简析汽车在行驶中的振动激励源主要是路面不平度激励和动力传动总成产生的激励。
路面不平度激励是引起汽车行驶振动的主要激振源。
同时，汽车本身是一个复杂的多自由度“质量-刚度-阻尼”振动系统，它是由多个具有固有振动特性的振动子系统所组成，如车身的垂直振动、纵向角振动和侧倾振动、发动机曲轴的扭转振动、变速器内部轴系的扭转振动、传动轴的不平衡振动、驱动桥的扭转振动、轮胎不平衡的振动等等，而且各振动子系统之间还存在一定程度的相互联系而形成振动耦合，当这些激励源产生的振动频率接近或一致时，就有可能导致汽车产生共振，对整车振动性能产生影响。
本文研究对象为*****汽车，下表所示为该汽车主要技术参数。
下面就路面激励和动力传动总成产生的激励二个方面来进行简要分析。
一、路面激励路面不平度是在车辆荷载和环境的共同作用下，加上施工、材料等因素而形成的道路表面不规则的起伏。
通常人们将路面相对基准平面的高度沿道路走向的变化称为路面不平度函数。
当汽车在路面上行使时，路面不平度会激起汽车的垂直振动。
因此，在汽车的振动研究中，研究路面不平度对汽车系统产生的振动激励，一直是一个非常重要的研究课题，而如何对它进行合理的描述是研究汽车振动的首要条件。
车辆行驶时，由于路面不平度的激励导致车辆产生垂直方向振动、横摆振动、前后俯仰振动和纵向振动及传动系扭转振动。
这些振动会影响车辆的平顺性、乘坐舒适性以及承载系的可靠性和寿命。
车辆运行时受着很复杂的载荷，路面不平度是引起车辆振动的主要激振源。
二、汽车动力传动系振动分析汽车是一个复杂的振动系统，它是由多个具有固有振动特性的子系统组成，作为子系统之一的动力传动系，即包括动力总成、传动轴、驱动桥总成组成的一个多自由度的扭转振动系统是车辆振动和噪声的重要激励源。
当来自发动机、传动轴、车轮不平衡、路面等周期性激励的频率与动力传动系扭转系统的固有频率一致时，便会发生扭转共振，此时在动力传动系中的某些区段往往产生很大的共振载荷，甚至在齿轮副、花键副间出现敲击，从而影响车辆动力传动系零部件的工作可靠性和产生令人不适的噪声，同时还可能引起车身垂向和纵向振动，影响乘坐的舒适性。
5程车辆ADAMS随机路面激励时域模型的建立
．２：
ｄ“¨轴描ｗｌ＋口４＊Ｉ。ｎ＾“ｃ的Ｔ理士／ｒｗ；Ｌ＝３％ｈｅｌｂａｓ （）
路面不平度数据存放在ＡｏＡＨｓ的ｓＰＬＩＮＥ
：０．
％路面不平度系数
样条元素中，这样就能用ＡＫＩｓＰｉ函数
：０． １００６；％ｖｅｈｉｃｌｅ ｆｏｒｗａｒｄ或ＣＵＢＳＰ Ｌ函数来插值计算离散数据间
。…。．。ｒ丌。、。＋。。 。，。１．．广。＋
二二二。。：：：：－：：二０：：。。；；二 二：、，：１：｜＝”：：：。＝：ｊ二三＝二。。：，：ｊ ：：：二；公：：；曲：告．吐：ｕ：澍衲。 ．：．：：。二，二二：＋＝：：：二：＋二Ｉ二．。。‘：．
二’二…Ｍ二：：。［＿Ｌ二ｚ：』：二。 七昆～一。一‘。
１００６；Ｂ２ ｍＢｌ
万方数据
ＣＡＤ／ＣＡＭ－与制造业信息化·２００８年第４期 ７１
Ａ
０．１３２
Ｂ
０．１３０３
Ｃ
０．１２
Ｄ
０．１００７
Ｅ
０．０９
１，轮距相关 车辆在实际环境中所遇到的路面 输八可以简化为轮距相关、轴距滞后 模型。显然，这种模型只适合于车辆 转弯半径很大的情况，最好是车辆直 线行驶工况。双辙路面随机输入包含
两个随机过程，平动随机过程％和转 动随机过程屯，如图１所示，并且认为 双辙路面输入为白噪声经过一阶滤波 后所生威的。
描述车辆在普通路面上行驶时所遇到 的路面输入；而确定性输入则用来描 述车辆所遏到的坑、包等激励。随机
路面输入ｚ，可以用一阶滤波白噪声来 描述。
≈＝吲肛，＋ｗ
其中夕是路面不平度系数，材是 车辆前进速度，ｗ是高斯分布白噪 声。路面等级对应的空间频率估计值 如表所示。
表路面等级与空闻频率估计值
路面等级
Hale Waihona Puke 声（枷１）万方数据 ７０ ＣＡＤ／ＣＡＭ与制造业信息化·ｗｗｗ．ｉｃＥＪ．ＣＯＢ∞
路面激励载荷时频域分析研究
毕业论文说明书路面激励载荷时频域分析研究1 引言1．1 本课题研究的背景及意义随着经济的发展，高等级公路里程的增加，长途客流已成为我国公路运输的主要特征，长距离、长时间的驾驶作业已是平常。
这样使得隔振装置在汽车上发挥着越来越重要的作用，如轮胎、弹簧钢板、减振器、座椅、气囊等等。
这些装置缓和了路面不平传给人体的冲击，衰减了由此引起的振动，给驾驶员和乘员提供了舒适、安全的乘座条件及工作条件，车辆运输路面激励载荷的分析对隔振装置的设计起着关键性的作用。
此外，一些产品在运输过程中，由于包装不当而遭到破坏，这方面的损失是很大的。
产品在运输过程中遭到破坏的主要原因是包装方法、包装材料及包装结构不合理所致，其根本原因就是包装缺乏科学性。
车辆运输路面激励载荷的分析举证了包装产品在振动与冲击作用下的动力学规律。
同时，有助于商家在减振包装的设计方法与设计步骤中做到最好。
本文以汽车运输过程中路面的激励数据为对象，进行随机路面振动激励载荷特性的时频域分析和研究。
实际生活中路面对车辆的激励载荷在垂直、前进、左右三个方向上都存在，由于三个方向上激励载荷的相关性不是很大，且垂直方向上的激励载荷影响最为明显，故我们仅对这一方向上的数据进行分析。
1．2 振动信号的研究及现状车辆在行驶状态下的振动信号是不平稳的，用Fourier分析法和通常的时域分析方法是不能反映出车辆振动的本质特征的，这样也就是车辆的减震降噪相对变得困难。
因为非平稳动态信号的统计特性与时间有关，对非平稳信号的处理需进行时频分析，希望得到时域和频域中非平稳信号的全貌和局化结果[1]。
非平稳振动信号的处理方法中有短时傅立叶分析、Winger-vile分析、小波分析、Hilbert-huang变换和神经网络技术[6]。
短时傅立叶变换（STFT）[15]：通过一个窗口观察信号，将整个信号转化为若干个局部“平稳”的信号，再进而施行傅立叶变换，从而将一维信号映射为时间一频率面内的二维函数。
随机路面激励下整车NVH有限元分析
计
算
机
辅
助
工பைடு நூலகம்
程
２１ ０ ２生
本 文 在建 立 整 车有 限元模 型基 础 上 ， 以测 得 的 路 面不 平度 数据 为输 入 ， 轮胎 接地点 施加 载荷 ， 在 求
低 频段关 键模 态一 一对 应 ．５ ＿ 引
得 方 向盘 、 搁脚 板 和 座椅 安 装 点 等 处 在 ０～１０Ｈ ０ ｚ
件 ， 略 由柔性 体模 态 引起 的 响应 ， 忽 即在 ２ ｚ以上 ０Ｈ
的较 高频 率 时失 去意 义 ； 同时 ， 结 果不 能与 随机 路 该 面振 动 噪声测 试 结果 直接 对 比 ， 制实 际应 用． 限
统 的动 态特性 ， 望 在 给 定 输 入 条件 下 振 动输 出不 希
Ａｂ ｔ ａ ｔ ｓ ｒ ｃ ：Ａｓ ｔ ｈ ｅｅ ｔｔ ａ ｈ ｉ ｒ ｔｏ ｃ ｅｅ ａ ｉｎ ｔ ａ ａ ｅ ｄ ｒ ｃｌ ｅ ｃ ｉｅ ｙ ｄ ｉｅ ａ ｏ ｏ ｔ ｅ ｄ ｆ ｃ ｈ ｔｔ ｅ ｖｂ ａｉ ｎ ａ ｃ ｌ ｒ ｔｏ ｈ ｔｃ ｎ ｂ ｉｅ ｔｙ ｐ ｒ ｅｖ ｄ ｂ ｒｖ ｒｃ ｎ ｎ ｔ ｂｅ ｏ ｔｉ ｅ ｙ ｒｇ ｄ ｂ ｄ ｙ ａ ｃ ｔ ｏ ｂａ ｎ ｄ ｂ ｉ ｉ ｏ ｙ ｄ ｎ ｍｉ ｓｍｅ ｈ ｄ，ａｆｅ ｉ ｌ ｄｅ ｆｗｈ ｌ ｅ ｃｅ ｉ ｒ ｓ ｎ ｅ ｏ ａ ａｙ ｅ ｔ ｅ ｘｂ ｅ ｍｏ ｌｏ ｏｅ ｖ ｈｉｌ ｓｐ ｅ ｅ ｔｄ ｔ ｎ ｌ ｚ ｈ ｌ
的频 率 响应特 性 ．
模态 、 向系统 方 向盘模 态 、 转 车身 弹性模 态 和大钣 金
件模 态等 ． 车刚体 模态 一 般在 １～５ Ｈ ； 力 总成 整 ｚ动 刚 体模态 指 动 力 总 成 连 同 其 悬 置 系统 （ 隔振 器 ） 的 刚体模态 其频 率一 般在 ５～１ ； 文 的悬 架模 态 ８Ｈｚ本 指 簧下 质量 的模态 ， 较理 想 的匹配情 况 下 ， 架垂 在 悬 向模态 应在 １ ０～１ ， 架 水 平 方 向模 态 及 其 弹 ５ Ｈｚ 悬 性 模态 应在 ３ ｚ以上 ． ０Ｈ
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
只考虑路面不平度激励时的车辆纵向振动
一、二自由度模型
4
1车辆纵振模型
其中，h q 为车辆纵振位移输入，21k k ，分别为轮胎和悬架的纵向刚度，2c 为悬架纵向阻尼，21m m ，分别为非悬挂质量和悬挂质量，21h h x x ，分别为非悬挂质量和悬挂质量的纵向位移。
振动方程为：
Q F Z Z M t =++K Z C 。
式中，
⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡=⎥⎦⎤⎢⎣⎡--=⎥⎦⎤⎢
⎣⎡=21222221
C x x Z c c c c m m M ，， {}h t q k F k k k k k K =⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡=⎥⎦⎤⎢⎣⎡--+=Q 0122
22
1
，， 二、车辆纵振路面谱)(0n G qh
参照垂直路面谱得到：
()()w
q qh n
n n G n G ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=00 式中，n 为空间频率)(1-m ；0n 为参考空间频率，11.0-=m n o ；)(0n G q 为路面不平度系数，单位为312m m m =-；W 为决定路面功率谱密度的频率结构的频率指数。
时间功率谱密度)(f G qh 为：
W W W
q W q qh qh f u n n G n n n G u n G u f G 1000
0)())((1)(1)(--===
三、悬架参数对纵振特性的影响
路面确定的情况下，纵振特性主要与221c k k ，，有关。
3.1纵向平顺性评价
1．推荐水平方向频率的加权函数为
()()
()
⎩⎨
⎧<<<<=802225.01
f f
f f w d
2．车辆纵向平顺性的加速度标准方差为（总加权法）
()()2
12
2
1
⎥
⎦
⎤
⎢⎣⎡=⎰f f ah h
wh df f G f W a
3.2悬架参数对车辆纵振影响的仿真 。
四、结论
车辆纵振模型与垂向类似，纵振路面谱与垂向类似，纵振模型和纵振路面谱是研究车辆纵振的理论基础。
用总加权值法评价车辆纵振平顺性，悬架刚度增大悬架平顺性恶化；悬架阻尼增大，平顺性趋于优化。