汽车平顺性评价方法的研究毕业论文(编辑修改稿)

汽车平顺性评价方法的研究毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

9 1 0 0 . 5 6 1 0 4 4 0 6 1 0 1F           （ 216） 1 1 6 7 4 3 24 0 . 2 1 1 7 9 1 9 3 1 0 0 . 5 1 7 2 8 1 1 1 0 0 . 1 7 9 4 6 7 4 8 1 0 0 . 1 0 5 43059F             （ 217） 0k = （ 218） 西南交通大学本科 毕业设计 第 8 页 1k = （ 219） 对于脚部输入 ： 7 4 2 21 0 . 5 8 6 5 7 4 0 2 1 0 0 . 1 8 8 2 4 5 3 1 1 0 1F      （ 2110） 422 0 . 1 8 7 0 6 9 5 5 1 0 0 . 0 7 4 0 3 6 7 8 9F     （ 2111） 6 4 2 23 0 . 3 3 9 1 3 1 5 4 1 0 0 . 2 3 6 9 7 5 9 2 1 0 1F      （ 2112） 8 4 4 24 0 . 1 7 0 1 3 4 9 9 1 0 0 . 3 9 4 3 9 0 9 0 1 0 0 . 0 7 4 0 3 6 7 8 9F      （ 2113） 0k = （ 2114） 1k = （ 2115） 当两脚输入不同时， 0k 应被 2除。 对于前后反向振动 ： 1 1F （ 2116） 2  （ 2117） 23 0 .0 1 8 5 3 0 9 1F    （ 2118） 24 0 .0 0 0 6 1 8 9 3 4 0 .2 1 9 1 0 6F    （ 2119） 0k = （ 2120） 1k = （ 2121） 对于 左右方向振动： 3 4 21 0 . 2 4 0 5 2 1 2 4 1 0 0 . 0 6 6 9 7 4 4 8 3 1F     （ 2122） 5 4 2 22 0 . 5 7 3 8 4 5 3 8 1 0 0 . 5 0 1 7 0 4 1 3 1 0 0 . 3 3 0 9 2 5 9 2F      （ 2123） 5 6 4 23 0 . 1 4 9 7 9 9 5 8 1 0 0 . 0 0 1 0 0 8 8 8 8 2 0 . 1 0 1 0 8 6 1 7 1F         （ 2124） 7 6 4 4 24 0 . 1 7 1 3 7 4 9 0 1 0 0 . 5 3 1 3 7 3 5 1 1 0 0 . 0 1 1 0 9 6 5 0 7 0 . 3 3 0 92592F          （ 2125） 0k = （ 2126） 1k = （ 2127） 因吸收功率是数值 量，故总的吸收功率为： 西南交通大学本科 毕业设计 第 9 页 总avP1navii P （ 2128） 式中 aviP 是第 i个方向上的吸收功率。 两种评价 指标的优缺点 ISO2631 国际标准的 “ 1/3 倍频程评价方法”简称单个频率 评价法。 它是汽车平顺性评价的基础，可以用一个数评价宽频带激励。 适合于周期振动、离散随机振动和非周期振动。 其优点在于，灵敏度高 ，并且对于不同方向以及某个方向上加速度均方根值的突出峰值位置比较清楚，有利于汽车结构的改进。 同时，其也存在以下的缺陷：该方法不同时考虑不同方向振动之间的相互影响，对同时存在的不同频率成分之间的影响也是不考虑的。 例如在下图 221 中的 A、 B 两款车型，人体能过承受的时间均为 4h，由此认为 这两辆车的平顺性能相同，显然 是不合理的。 图 221 相同承受时间的不同振动曲线 ISO2631 国际标准的“总的加权加速度均方根值”的评价方法简称“积分评价法”。 在规定中的评率，振动感觉越强，加权系数（敏感性系数）越大。 其优点在于：此方法能够比较全面地评价振动激励的强度。 其缺陷是：积分评价是建立在 假定人作为一个整体接受带宽随机过程的基础上的 这样就会导致在某窄带中加速度均方根值远远超过了允许值 ,但在其它频带中加速度均方根值较小 ,由于补偿作用 ,使总的加权值不大。 比如说，对乘客和驾驶员来说，在 1～ 2Hz 频率带中，加速度均方根值超过 许用界限，但由于在 10～ 12Hz 频带中的加速度均方根值很小，由于补偿作用，使得总的加速度均方根值不大。 同时低频和 高频的振动激励所引起的生理变化不同，尽管其激励是同时作用的，但反应不同，人所接受的程度也不一样。 因此积分评价法并不十分准确。 积分评价法对振动激励的频谱分量的改变灵敏度也 较西南交通大学本科 毕业设计 第 10页 低，甚至如果在某一窄带中的加速度值远远超过许用界限，但在其他频带中，加速度值 的降低，这可能就不会影响积分评价指标值。 如下图 222 所示在垂直方向总的加权值相等时，判定两者的平顺性能是相同的，显然就不合理了。 图 222 垂直方向总的加权值相同的两种不同振动曲线 因此，为了较全面的分析行驶平顺性，就、应包括以单个频率评价为基础的指标，又应包括积分评价指标。 并且单个频率评价指标可以根据人对不同频率振动的敏感性比较准确地评价振动激励，而积分评价指标则可以全面评价振动的激励强度。 吸收功率评价方法的优点在于：垂直振动、纵向振动。 横向振动以及传到坐着的人的脚部的振动相加，用一个数值来评价振动。 虽然该方法比较全面 ,但由于它是各个方向吸收功率之和 ,这样会导致某一方向超过了允许值 ,而其它方向值很低时 ,总的吸收功率不大。 因此 ,该评价方法反 应“迟钝”。 此外 ,它只能对已有车辆作出评价 ,而对产品的开发预测及汽车具体结构参数的改进不能提出指导意见。 同时，根据吸收功率法的概念可知，实测的实验对象必须是真人或者推荐的模拟的人。 若用沙袋、铁块等物代之，其结果将会很不准确。 两种评价指标间的相关性 目前，世界上评价汽车行驶平顺性能时，绝大多数国家采用的是 ISO2630 国际标准和吸收功率法。 由于 ISO2631 标准侧重客观评价，而吸收功率法则偏重主观评价，各有优缺点。 为此，我们有必要寻求它们之间的相关性。 在 ISO2631 国际标准中， 1/3 倍频带评价方 法的主要指标是 FDT (疲劳限 ), CDT （降低舒适性限），而总的加速度均方根值的评价指标为 wa （加速度加权均方根值）。 吸收功率法的评价指标为 avP。 前人的试验和研究结果表明， wa 和 吸收功率 avP 之间保持着相同的变化趋势。 由于加速度均方根值 wa 和吸收功率 avP 都是表示在一个宽频西南交通大学本科 毕业设计 第 11页 上振动能量的总和。 因而 wa 和 avP 的数学表达式也有相似的形式。 wa 可用一个积分表达式表示为： 2122 ( ) ( )fwafa W f G f d f  （ 231） 式中 为  fGa 加速度自功率谱密度函数， fW 为频率 加权函数。 Z 轴方向  /4112 .5 /fWff      42ffff （ 232） X、 Y 轴方向   ffW /21   802  f f （ 233） 1f 、 2f 为积分的下限和上限，在汽车平顺性中一般为 ～ 80Hz。 吸收功率 avP 也可用一个积分表示为 ：    dffGfkP ff 21 aav （ 234） 式中 fk 为考虑到人体振动特性的频率函数。 对比 （ 29）和（ 32）式，显然发现两式的结构完全相似。 假设存在一个函数 fA ，使得：           21 212ff ffa dffGfkdffGfWfA （ 235） 应用数学理论的积分中值定理：          dffkcGdffWcGcA ffff aa   2121 3221 其 中 fA 、  fGa 可积，且 23211 fcccf  、 的实常数。    fkfW 、 都是确定函数，令其积分分别为：   21 221 ff dffWW   211 ff dffkk 则有：      221311 / cGWcGkcA aa （ 236） 在实际情况中，  fGa 是随路面的不同而 变化的。 但是只要给出一个确定的 谱密度  fGa ，且给定积分限 12 ff、 时，就必然有对应的常数，使得：    常数42 CcG a     常数53 CcG a  故 avP 和 a 的关系可表示为： 西南交通大学本科 毕业设计 第 12 页   21 wav aGcAP ， （ 237）  GcA ，1 表示随谱密度 fG 的形式而变化。 由上可知，吸收功率 avP 与加速度均方根值存在一定的关系，从而可以由其中一个评价指标近似推算出另一个评价指标。 1/3 倍频带评价方法的承受时间的计算 1/3 倍频带评价方法评价汽车的平顺性时， 是把“疲劳－工效降低界限”及由计算或频谱分析仪处理得到的 1/3 倍频带的加速度均方值画在同一张频谱图上。 然后，检查各频 带的加速度均方差是否都保持在界限值之下。 但是如图 241 所示，ISO2631 标准中只给出了有限的几个界限，当得到的 1/3 倍频程落在了两条界限之间时，就不能准确地指出承受时间是多少了。 为了能 指出具体的承受时间，方便用承受时间来评价汽车行驶平顺性好坏，给实际使用带来方便，在此，根据标准中给出的几个承受时间的 1/3 倍频程幅值，用多项式插值方法在计算机上拟合出相应的多项式曲线，从而能求出在某一中心频率上相应的幅值所对应的承受时间。 （ a）水平方向 西南交通大学本科 毕业设计 第 13页 (b)垂直方向 图 241 疲劳 工效降低界限 在标准 中，同一感觉界限的不同中心频率的 1/3 倍频程的幅值也不一样。 但是，任何 两条承受界限的 1/3 倍频程幅值之比 在各个中心频率上都是相同的。 这样可以不 中心频率的影响，简化计算。 在计算时以 8 小时承受时间界限为基准， 两条承受界限的 1/3 倍频程幅值之比不随中心频率变化，所以在某个中心频率处，取其承受界限的幅值与 8h 承受界限的幅值之比为自变量；承受时间为因变量，插值节点取为 、 1 小时和 25 分钟五个，计算出一条四次方曲线 ： 432 0 4 1 7 7 0 9 2 8 0 1 1 1 xxxxy  （ 241） 式中： y—— 承 受时间，小时（ h） x—— 某中心频率处，该承受界限的幅值与 8 小时承受界限的 1/3 倍频程幅值之比。 由 (241)式 则可很方便的根据幅值求出具体的承受时间，这就为评价汽车行驶并顺性确定承受时间提供了一个很便捷的方法。 当然，其准确性，需要在实践中去检验。 同时也可以根据大量的实践数据来 不停地修正和完善（ 241）式的各系数，西南交通大学本科 毕业设计 第 14页 使其尽可能的准确反应实际承受时间。 由于本人试验条件和水平的限制，在此就不在讨论了。 GB4970 评价方法及其分析 在国际标准 ISO。