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
汽车振动分析编辑整理：尊敬的读者朋友们：这里是精品文档编辑中心，本文档内容是由我和我的同事精心编辑整理后发布的，发布之前我们对文中内容进行仔细校对，但是难免会有疏漏的地方，但是任然希望（汽车振动分析）的内容能够给您的工作和学习带来便利。
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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.。
长期跨越越野公路的高速列车振动分析
长期跨越越野公路的高速列车振动分析高速列车是现代交通运输的重要组成部分，其运行速度快、能力大、安全性高等优点得到广泛认可。
然而，高速列车在行驶过程中也会面临着各种问题，如振动、噪声等，这些问题不仅会影响列车的舒适性，还可能对列车的安全性产生潜在影响。
本文将深入分析长期跨越越野公路的高速列车振动问题，并探讨解决方案。
一、振动产生原因高速列车在行驶过程中会产生振动，振动产生的原因主要来自于列车轮与轨道之间的相互作用力，包括轨道不平整度、轮胎半径差、轴承不平衡等。
在长期跨越越野公路的高速列车中，由于路况的不同，路段之间的水平和竖向不平衡度不同，也会对振动产生影响。
二、振动对列车的影响高速列车的振动会对列车的舒适性产生影响，导致旅客的体验感下降，并可能对乘客的健康产生影响。
振动还可能对列车的安全性产生影响，造成列车行驶速度不稳定、控制系统失灵等问题，严重时会对列车的行车安全造成影响。
三、解决方案为了解决高速列车振动问题，有以下几种方案：1.改善轨道状况轨道的不平整度是造成列车振动的主要原因之一，改善轨道的不平整度能有效减少列车振动。
地面铺装以后，高速列车的运行路段增多，为了解决交通问题，越野机动路段依旧是必不可少的一部分，科技进步使得地面道路建设越来越平整，但是越野路段，特别是非铺装道路，路况的不平整度依旧很大，因此需要大力改善路面状况。
2.改进车辆结构改进车辆结构实现对轮胎、轮轴、悬挂系统等的加强和改善，从而减少列车的振动，提高列车的稳定性。
3.使用减震技术通过采用减震技术，如隔振装置、减振器、弹性元件等，来减少列车振动，提高列车行驶稳定性。
综上所述，长期跨越越野公路的高速列车振动问题是需要引起重视的，需要采取一系列措施来解决。
通过改善轨道状况、改进车辆结构和使用减震技术等方案，才能有效减少列车振动，提高列车的舒适性和安全性，为旅客提供更加安全、舒适的出行体验。
关于车身振动及激励源的分析
分布特性列表看出，振幅值较大的区域也均出现在 传动轴为 3700rpm 到 4500rmp 的范围内，对应的发 动机转速为 2870rpm 到 3500rpm，此转速范围对应 车速范围 97km/h 到 118km/h，这个车速范围正好是 异常振动问题出现的区间。车架上各测点的振动在 一定程度上也受到车轮转动频率的影响（传动轴的 0.19 阶），但发动机的 2 阶或 4 阶惯性力对发动机、 传动轴支架以及车架上各测点的振动贡献更大一 些，且频率主要分布在 100Hz 以上，但这部分频率 成分并没有明显的传递到车身和车厢内部。
图 7 改进后第二阶频率 16.59Hz
图 8 改进后第三阶频率 20.79Hz
图 9 改进前侧壁结构
22 技术纵横
轻型汽车技术 2009（5/ 6）总 237/ 238
3.3 关于侧壁改进的模态分析 根据模态頻率，初步推算噪声主要来自车身结 构振动和低频噪声。针对可能因白车身强度及侧壁 结构问题导致的车身异常抖动导致开裂的可能性， 作者对白车身的侧壁相关零件做了重新设计及局部 加强。原先侧壁结构为骨架内板、骨架外板及车身外 板三层板结构，彼此按各自所在层面与邻边有搭接 关系的零件点焊。在汽车运行中，由于整车抖动的不 确定性，导致骨架内板与骨架外板间歇性接触，行驶 过程中产生碰撞噪声，结构如图 9。 通过改进侧壁骨架的连接方式及增加立柱加强 板来提高车身刚度，其中修改侧壁骨架内板板造型， 使零件骨架内板与外板焊接，结构如图 10。同时，在 立柱薄弱点增加立柱加强板，提高侧壁刚度。
汽车车身结构的振动分析
汽车车身结构的振动分析汽车，作为现代社会中不可或缺的交通工具，其性能和舒适度在很大程度上取决于车身结构的稳定性和抗振能力。
车身结构的振动不仅会影响乘坐的舒适性，还可能对车辆的安全性和耐久性产生潜在威胁。
因此，对汽车车身结构的振动进行深入分析具有重要的意义。
首先，我们来了解一下汽车车身结构振动的来源。
汽车在行驶过程中，会受到多种激励因素的作用，从而导致车身产生振动。
路面的不平整度是最常见的激励源之一。
当车轮经过凸起、凹陷或坑洼的路面时，会产生垂直方向的冲击力，通过悬架系统传递到车身。
发动机的运转也是一个重要的激励源。
发动机的往复运动和旋转部件的不平衡会产生振动，通过动力传动系统传递到车身。
此外，风阻、车辆的加速和减速、转向等操作也可能引起车身的振动。
那么，车身结构的振动会带来哪些影响呢？最直观的就是乘坐舒适性的下降。
频繁和强烈的振动会让乘客感到不适，甚至出现疲劳和晕车的症状。
长期处于振动环境中，还可能对人体健康造成一定的损害。
对于车辆本身来说，振动会加速零部件的磨损，降低其使用寿命。
例如，过度的振动可能导致悬架系统、连接件、电子设备等部件的损坏或失效，增加维修成本。
此外，振动还可能影响车辆的操控性能和稳定性，给驾驶带来安全隐患。
为了有效地分析车身结构的振动，我们需要借助一系列的工具和方法。
其中，有限元分析（Finite Element Analysis，简称 FEA）是一种常用的技术。
通过将车身结构离散化为有限个单元，并对这些单元的力学特性进行建模，可以模拟车身在不同载荷和工况下的振动响应。
在进行有限元分析时，需要准确地建立车身的几何模型，并定义材料属性、边界条件和载荷等参数。
实验测试也是振动分析中不可或缺的手段。
例如，可以使用加速度传感器安装在车身的关键部位，测量实际行驶过程中的振动加速度信号。
通过对这些信号进行处理和分析，可以获得车身振动的频率、幅值等特征参数。
在车身结构设计中，有一些关键因素会影响其振动特性。
半挂车悬架对路面激励的振动响应分析的开题报告
半挂车悬架对路面激励的振动响应分析的开题报告一、选题背景及意义随着我国物流业的快速发展，半挂车已成为运输中不可缺少的重要交通工具。
然而，在运输过程中，半挂车的悬架系统不可避免地会受到路面不同程度的激励，因而会产生振动响应。
这些振动不仅会影响半挂车的行车舒适性，还会给车辆的耐久性和稳定性带来一定的影响。
因此，研究半挂车悬架对路面激励的振动响应分析，对于提高半挂车的行车安全性和舒适度具有重要的理论和实际意义。
二、研究内容本文将主要研究半挂车的悬架系统对路面不同激励的振动响应特性，具体研究内容包括：1.半挂车悬架系统的结构分析及其工作原理2.路面激励的种类及其对半挂车悬架系统的影响3.基于有限元软件的半挂车悬架系统振动分析4.半挂车悬架系统优化设计三、研究方法本文主要采用理论研究和数值模拟两种研究方法。
首先通过文献调查和实地调查等方式，对半挂车的悬架系统进行结构分析及工作原理研究；然后将路面激励模拟为不同形式的载荷，并将其作为有限元分析的输入条件，通过有限元软件对半挂车悬架系统的振动响应进行计算和分析；最后根据研究结果对半挂车悬架系统进行优化设计。
四、研究预期成果本文的预期成果有以下几点：1.对半挂车悬架系统结构及工作原理进行了详细研究，为后续研究提供了基础和依据。
2.通过有限元模拟计算，得到了不同路面激励下半挂车悬架系统的振动响应特性，并分析了其影响因素。
3.对半挂车悬架系统进行优化设计，提高了其行车舒适性和稳定性，达到了在路面激励下减少振动和噪声的目的。
五、论文结构本文主要包括以下几个部分：第一章绪论在第一章中，将对半挂车悬架系统对路面激励的振动响应特性进行引言和研究背景介绍，阐述选题的研究意义和目的，同时也将对半挂车悬架系统的概念和结构进行简单的介绍。
第二章半挂车悬架系统结构分析及其工作原理第二章主要利用文献调查和实地调查的方式，对半挂车悬架系统的结构及其工作原理进行研究和分析，为后续的研究提供基础和依据。
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。
路面随机激励下的汽车振动分析
路面随机激励下的汽车振动分析Zhou Jun【摘要】根据车的参数来创建汽车自由度线性振动模型,在模型里设定后轮滞后路面随机激励,并使用MMALTAB/SMULNK来给车辆的振动采取仿真模拟,把前后悬挂刚度改造成为前后的车身的加速度,并采取科学合理的研究,然后再给悬架刚度采取更新措施,这样一来就能够提高车辆的舒适度,并给车辆平顺设计工作创造出参考指标.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2018(000)023【总页数】2页(P262-263)【关键词】路面随机;激励;汽车振动【作者】Zhou Jun【作者单位】【正文语种】中文【中图分类】U467前言汽车在运行的过程中，路面不平、传动系等旋转部件出现问题，会造成汽车的振动。
一般情况下，路面不平是造成汽车振动的基本形式，频率通常会在。
05Hz到25Hz之间。
而改善这种情况，是加强汽车运行平稳性，和零件质量的保证。
1 创建模型1.1 路面数学模型在汽车行驶期间，各种等级路面和不一样的驾驶速度，路面的不平度激励也存在一定的差异性。
路面模型主要是展现路面不平度激励岁路面等级的一种数学行驶的展现。
创建汽车5自由度平面模型，只是对后轮滞后路面的平整度进行了分析，而没有对与左右轮有关的路面进行分析。
通过相关研究能够了解到，构成随机路面不平度轮廓的方式，主要是使白噪声经过波滤器，这样一来，车轮的路面随机激励数学模型就是：q（t）=-2nofq（t）+2nGvo（t），在这个式子当中，q（t）代表的是前后轮路面输入的列向量，2nfq（t）代表的是零均值白噪声组成的列向量；而of代表的是下截止频率，通常，Of=0.0628；Vo代表的是路面不平度系数。
采用MATLAB/SMULNK来仿真，规定仿真时长要控制在30s，采用RungeKut的方式能够计算出路面的输入时间序列。
1.2 汽车振动模型车辆很繁杂的多自由度系统，而若想化繁为简，那么就要进行一定的假设。
（1）汽车顺着中心线左右对称，然后进行直线运动，路面主要是各种相同的各态历经的过程；（2）只是重视路面，对于区域的振源并不是特别关注。
某车型高速车身抖动分析处理
临时对策
’14.7.15 2014.7.15 -动力总成 收集5块改 进TCU供市 场应急
永久对策
’14.3.12 14.3.21
2014.3.12 -威海反馈高 速抖问题， 质量中心组 织动力总成 开展二次采 集数据、调 查 分析
’14.6.6 14.6.9
2014.6.6-6.9 -到深圳对2台刷 新ECU车评审、 检测，ECU带回 装车验证、评审， 证实有一定改善 效果。
深圳测试结果：三个用户能够接受。 结果如下：
车量信息 1 2 3 4 刷新前 80—120KM/h抖动 90—120KM/h抖动,110最严重 80—95KM/h抖动,很易开出来 80—110KM/h抖动,很易开出来 刷新后 90—120KM/h抖动，抖动幅度减轻，有改善， 推测用户可能不接受
90—100KM/h抖动,抖动幅度明显减轻， 用 户接受
88—95KM/h抖动,抖动幅度明显改善，用户 表示可接受，希望能有更好版本再刷一次。
90—110KM/h抖动,很易开出来，抖动幅度不 变化，无改善。 本次共试验4台车，故障发生工况：5档锁、发动机1800 -2100RPM，其中明显改善2台，有改 善1台，无改善1台，用户能接受两台，不能接受两台。
喷油脉宽9-12ms，符合 抖动发生时扭力由 188增至222，3秒内 增加18%
控制目标，增加33%
空燃比14.6，正常闭环
值，符合控制目标
抖动发生时进气压 力162Kpa，已经进 入增压控制，进气 充沛，进气增加 24% 点火角0度，符合该 工况下的点火控制目 标正常范围内，无爆 震
抖动发生 抖动生
2 3 4 5 6 7 8 9 10
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汽车振动总结报告范文(3篇)
第1篇一、引言汽车振动是汽车在行驶过程中不可避免的现象，它不仅影响驾驶舒适度，还可能对汽车性能和寿命产生影响。
为了提高汽车振动性能，降低振动水平，保障行车安全，本文对汽车振动进行了全面总结，分析了振动产生的原因、振动测试方法、振动控制措施等方面，旨在为汽车振动研究和改进提供参考。
二、汽车振动产生的原因1. 发动机振动发动机是汽车的动力源泉，其振动产生的主要原因有：（1）发动机本身结构特点：如曲轴、连杆、气缸等部件在运动过程中会产生振动。
（2）燃烧过程：发动机燃烧过程中，燃气压力和燃烧力会产生周期性振动。
（3）传动系统：发动机与传动系统之间的连接部分，如曲轴、凸轮轴、传动轴等，在传递动力过程中会产生振动。
2. 底盘振动底盘是汽车承载和传递动力的基础，其振动产生的主要原因有：（1）车轮与地面接触：车轮与地面接触时，由于路面不平、轮胎磨损等因素，会产生振动。
（2）悬挂系统：悬挂系统在支撑车身、吸收路面冲击和振动等方面起着重要作用，其性能直接影响底盘振动。
（3）轮胎：轮胎的弹性、刚度、花纹等因素都会对底盘振动产生影响。
3. 车身振动车身振动产生的主要原因有：（1）车身结构：车身结构设计不合理、焊接质量差等会导致车身振动。
（2）车身装饰件：车身装饰件固定不牢固、共振等也会引起车身振动。
（3）乘客和货物：乘客和货物的分布、重量等因素会影响车身振动。
三、汽车振动测试方法1. 时域分析时域分析是通过记录振动信号的时间历程，分析振动信号的幅值、频率、相位等特性。
常用的时域分析方法有：（1）时域波形分析：观察振动信号的波形，判断振动信号的稳定性、幅值大小等。
（2）时域统计分析：计算振动信号的统计特性，如均值、方差、均方根等。
2. 频域分析频域分析是将时域信号通过傅里叶变换转换为频域信号，分析振动信号的频率成分和能量分布。
常用的频域分析方法有：（1）快速傅里叶变换（FFT）：将时域信号转换为频域信号，分析振动信号的频率成分。
汽车振动分析第二章+-+强迫振动其他激励-副本
(k m 2 ic )Bei(t ) a(k ic )eit
Bei
a k
k ic m 2 ic
稳态响应的幅值：
B Bei
a
k
k ic m 2 ic
k ic
a
k m 2 ic
a
k 2 (c)2 (k m 2 )2 (c)2
a
1 (2)2 (1 2 )2 (2)2
汽车振动分析
授课对象：本科生 学科专业：车辆工程 授 课:黄雪涛
电话：15634886176
第一章单自由度系统的振动
1 单自由度振动系统 2 单自由度无阻尼自由振动 3 单自由度有阻尼自由振动
4 强迫振动
教学内容
一、偏心质量引起的强迫振动 二、支座引起的强迫振动 三、工程中的受迫振动问题
引言
常用机械中包含着大量的作旋转运动的零部件，例如各种 传动轴、主轴、电动机和汽轮机的转子等，统称为回转体。
支承的运动规律： xs a sin t
mx c(x xs ) k(x xs ) 0 整理： mx cx kx kxs cxs
mx cx kx kasint ca cost
弹簧传递过来的激振力 kxs 阻尼器传递过来的激振力 cxs
采用复数解法： 支承运动 xs aeit
解：（1）共振时的振幅
Bmax
me
2 M
0.1m
e 0.1m
（2）若要使系统共振时振幅为0.01 m
Bm a x
1
2
me M M
0.01m
M 9 M
二、支座引起的强迫振动
❖ 简谐振动不一定都是由激励力引起，振系支座的周期 性运动同样可使振系发生强迫振动，如机器振动引起 的仪表振动，汽车驶过不平路面产生的振动等
发动机激励的整车振动
发动机激励的整车振动Motorerregte Fahrzeugschwingungen车辆行驶在平坦的路面上或怠速运转时，只有发动机本身是激振振源．在发动机中，准确地说是在往复活塞式发动机中，由于反复做上下运动的活塞和燃烧过程，产生了附加力和扭矩，它们通过动力总成悬置（主要是橡胶元件）激发汽车底盘的振动。
由此产生的振动和噪声将对车箱内乘员产生不利影响。
下面首先介绍激振源和激励振动的成因，接着是激励振动的影响，最后讲述连接作用在发动机和底盘之间的动力总成悬置，见图１．１。
作用在发动机上的主要激振力为Ｆｚ和围绕曲轴中心线的力矩Mx，有时也存在垂直方向的激振力矩Ｍｙ，但是激振力Ｆｘ和Ｆｙ以及激振力矩Ｍｚ根本不存在或很少发生。
图１．多缸发动机的激振力和激振力矩 如图所示，Ｘ轴与曲轴中心线相同，对于发动机纵向布置在整车上的车辆来说，该轴与车辆的纵轴方向一致。
对大多数的前轮驱动车辆来说，Ｘ轴相当于车辆的横轴。
对发动机来说，Ｚ轴方向与直列发动机的汽缸中心线相一致，与Ｖ型发动机汽缸中心线角分线相一致。
当发动机斜置时，发动机的Ｚ轴与车辆的Ｚ轴不一致． 发动机激励可分为惯性和燃烧激励。
下面先介绍单缸机，然后介绍多缸机． １．单缸发动机激励 １．１．曲柄机构运动 见图１．２ａ，对于曲柄机构的运动，可以用连杆大头长度ｌ和曲柄半径ｒ（冲程ｓ＝２ｒ）建立曲轴转角 α和活塞行程Ｓｋ的运动关系式： 角 α和 β之间的关系可由距离ＢＤ＝ｌｓｉｎβ＝ｒｓｉｎα，再将下式代入其中： λｐ＝ｒ／ｌ 这样可以得到： 代入连杆比λｐ＝ｒ／ｌ，展开平方根后可得： 忽略４阶以上的各项，活塞行程可以由下式描述： 假如曲轴角速度ω 对式（１．２）求导，可得到活塞速度方程式： 加速度方程式： -----------------------------------------------(1.4) ａ．曲柄机构运动 ｂ．曲柄机构受力分析 图１．２发动机曲柄机构运动和受力分析 图１．３给出了连杆无限长（λｐ＝０）时和有限长（ λｐ＝０．３ ） 时的活塞行程，速度及加速度． 图１．３．活塞运动与曲轴转角 １．２．惯性力 惯性力Ｆｚ等于质量m s乘以（１．４）式中的加速度，作用在动力总成悬置上。
汽车底盘车架设计中的振动模态分析
汽车底盘车架设计中的振动模态分析在汽车底盘的设计中，振动模态分析是一项重要的工程任务。
振动模态分析通过研究车架的结构和材料特性，评估车架在不同工况下的振动特性，能够帮助工程师们优化设计、提高车架的性能和可靠性。
振动模态分析可以帮助设计者了解车架在不同工况下的自然频率和模态形态，从而有效地避免共振现象的发生。
共振对于汽车的底盘车架来说是非常危险和有害的，它可能导致车架结构的破裂、疲劳开裂甚至是意外发生。
因此，在设计过程中进行振动模态分析是至关重要的。
在进行振动模态分析时，首先需要建立车架的有限元模型。
有限元模型是将车架模型离散化为若干有限元素，并使用数学方法进行求解的一种分析方法。
通过有限元模型，我们可以将车架的结构和材料特性转化为数学模型，并对其进行求解，得到车架的振动特性。
建立了有限元模型后，接下来需要进行模态分析。
模态分析是通过分析结构在不同模态下的振动特性，主要包括自然频率、振型和振动模态振幅的研究。
自然频率是指结构在没有外界激励时的振动频率，是结构固有的振动频率。
振型是指结构在某个模态下的振动形态，可以通过模态分析的结果进行可视化展示。
振动模态振幅则反映了结构在不同模态下的振动幅值大小，可以用来评估结构的振动稳定性。
通过模态分析，我们可以得到车架在不同模态下的振动特性，进而评估车架的结构强度和稳定性。
例如，在碰撞或悬挂工况下，汽车底盘车架需要承受较大的振动载荷。
通过振动模态分析，我们可以了解车架在这些工况下的自然频率，从而判断车架是否会发生共振现象。
如果自然频率与激励频率相近，就可能发生共振，会对车架的强度和稳定性产生负面影响。
除了对自然频率的研究，振动模态分析还可以通过改变车架的材料和结构参数，来优化设计。
例如，通过改变材料的强度和刚度，在不改变整体结构的情况下，可以调整车架的自然频率，从而减少共振风险。
此外，在模态分析中还可以研究不同部位的振幅分布情况，从而发现和解决结构中的松动、疲劳和共振问题。
汽车高速振动激励的分析
汽车高速振动激励的分析
刘岩;隗海林
【期刊名称】《重型汽车》
【年(卷),期】1999(000)006
【摘要】对汽车高速行驶的路面不平度激励、发动机激励、传动轴不平衡激励和轮胎激励进行全面分析，以模拟汽车高速行驶时的垂向和横向振动，研究汽车的高速行驶性能。
【总页数】3页(P10-12)
【作者】刘岩;隗海林
【作者单位】同济大学;吉林工业大学
【正文语种】中文
【中图分类】U461.56
【相关文献】
1.高速列车激励下大跨连续梁拱桥振动响应分析 [J], 李广慧;孙川
2.基于虚拟激励法的高速列车弹性车体随机振动分析 [J], 田爱琴;杨则云;丁叁叁;赵岩;赵银庆
3.轮轨激励下高速列车齿轮箱箱体振动特性分析研究 [J], 杨广雪;李广全;刘志明;王文静
4.动态激励下高速列车齿轮传动系统振动特性分析 [J], 黄冠华;周宁;张卫华;梁树林;王兴宇
5.齿轮副激励对高速列车齿轮箱体振动特性的影响分析 [J], 万里荣;赵文飞;覃莉莉;詹凌峰;胡士华
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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
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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 。