第八章 汽车的NVH性能ppt课件.ppt

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1、第八章 汽车的NVH性能,同济大学 汽车学院朱西产 教授,汽车NVH及要解决的问题,NVH性能之所以越来越受到用户的重视，原因之一是随着汽车普遍进入广大家庭，用户对汽车的要求不仅局限于代步工具或运输工具，而且对其乘坐舒适性提出了更高的要求；原因之二是用户对NVH性能敏感度很高，随时都感受到振动噪声。,汽车振动噪声性能，又称为NVH（Noise、Vibration & Harshness）性能。NVH性能指乘员感受到的噪声、振动及相关的动态不舒适性。,噪声（Noise）主要指乘客听到的车内噪声，包括发动机噪声、进排气噪声、轮胎噪声、风噪声、传动系齿轮啮合噪声、车内面板振动辐射噪声等；另外，还有车

2、外噪声，亦即汽车行驶中对交通环境的辐射噪声。振动（Vibration）主要指乘客感觉到的方向盘、地板和座椅等的抖动，通常由发动机和不平路面的激励引起。动态不舒适性（Harshness）通常指乘客感受到的汽车非平稳运动、颠簸、冲击和刺耳的异常噪声等。,NVH问题分类,NVH开发要解决的重点问题,车身相关： （1）车身结构NVH开发（模态及传函VTF、NTF） （2）高频声学包开发（隔吸声件、内饰件） （3）结构阻尼件布置设计 （4）风噪问题（立柱隔断）动力相关： （5）动力总成悬置系统匹配设计 （6）发动机本体振动和噪声控制（发动机NVH） （7）进气噪声 （8）排气噪声底盘相关： （9）底盘N

3、VH开发 （10）轮胎噪声控制其他： （11）关键子系统或部件NVH性能开发 （变速箱、传动轴、转向管柱等） （12）电子电器噪声（风扇等） （13）整车异响等 （14）门关闭声品质,底盘NVH分析,底盘参数（弹簧、减振器、衬套等）基本上由车辆动力学性能来确定，而不是由NVH性能确定。底盘NVH分析的主要目的有：（1）分析路面激励的各条传递路径的贡献度，从而明确底盘与车身的哪个 连接点哪个方向的振动、噪声传递函数（即VTF和NTF）需要控制。 这实际上就是传递路径分析（Transfer Path Analysis，TPA）方法。（2）在首先满足车辆动力学的前提下，改善由路面激励引起的NVH性能

4、。 比如平顺性的分析，用有限元模型比用多体模型更有效，因为有限元 模型可以反映车身结构的振动传递特性。,底盘NVH分析模型（实际上接近于整车模型）的建立步骤：（1）分别计算副车架、悬挂、整备车身、动力总成等的自然模态。（2） 将各子系统的模态输入到Virtual.lab，并仔细分析和定义底盘 和车身的连接关系。（3）各子系统的模态也可以是试验测量的，这时所建的整车模型称为 混合模型。,底盘NVH模型的建立 - 子系统的模态分析,前副车架,后副车架,前悬架,前稳定杆,后稳定杆,后悬架,底盘NVH模型的建立（续）,转向管柱,动力总成,整备车身,底盘NVH模型（整车模型）,底盘NVH分析,80km/

5、h匀速行驶工况座椅地板Z方向振动加速度,各传递路径贡献量色谱图,选取的传递路径,第六章 汽车的平顺性,汽车的平顺性,本章将具体研究以下内容：人体对振动的反应和平顺性的评价；路面不平度的统计特性；汽车振动系统的简化，系统的频率响应特性和系统参数对振动响应参数的影响；汽车平顺性的测试等。,本章重点研究路面不平引起的汽车振动问题。,汽车的平顺性,什么是汽车平顺性？ 保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适程度和保持货物完好的性能。 为什么要研究汽车的平顺性？ 振动影响人的舒适性、工作效能、身体健康，影响货物的完整性以及零部件的性能和寿命。平顺性研究的目的是有效控制汽车振动系统的动态特性。,

6、振动系统弹性元件阻尼元件车身、车轮质量,输入路面不平度车速发动机、传动系和车轮等旋转部件的非平衡干扰,输出车身传至人体的加速度悬架弹簧的动挠度车轮与路面间的动载荷,评价指标加权加速度均方根值撞击悬架限位的概率行驶安全性,本章将围绕人体对振动的反应和平顺性的评价指标、路面不平度的统计特性（振动系统的输入）、振动系统的动力学分析、振动系统的输出特性等内容而展开。,汽车的平顺性,本章将不考虑,第一节人体对振动的反应和平顺性的评价,本节将学习人体对振动的反应、人体坐姿受振模型、平顺性的评价方法等。,汽车的平顺性,一、人体对振动的反应,人体对振动的反应,垂直方向412.5Hz水平方向0.52Hz人体最敏

7、感,传至人体的振动加速度,人体对水平方向的振动比垂直方向更敏感,心理,生理,思考：公交车和长途客车在设计时对平顺性的要求有何不同？,客观因素,主观因素,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,持续时间,强度,作用方向,频率,1974年国际标准化组织制定了国际标准ISO2631：人体承受全身振动评价指南,1997年公布了ISO26311：人体承受全身振动评价第一部分：一般要求,我国对相应国际标准进行了修订，公布了GB/T4970 1996汽车平顺性随机输入行驶试验方法,国际、国内与平顺性评价方法相关的标准,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,人体坐姿受振模型,共3个输入点、12个方向的振动,

8、第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,频率加权函数和轴加权系数,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,即人对座椅传给人体的振动最敏感,思考：由轴加权系数的不同取值可否确定人体对哪个点输入的振动最敏感？,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,ISO2631-1：1997（E）标准还规定当评价振动对健康的影响时,只考虑 这三个轴向振动，且 两个水平轴向的轴加权系数取 k=1.4。,靠背水平轴向 可以由椅面水平轴向 代替，此时轴加权系数取 k=1.4。,我国标准规定，评价汽车平顺性时就考虑椅面 三个轴向振动。,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,人体对不同频率的振动敏感程度不同, 最敏感的

9、频率范围是412.5Hz。在48Hz频率范围，人的内脏器官产生共振；812.5Hz频率范围，对人的脊椎系统影响很大。, 最敏感的频率范围是0.52Hz。大约在3Hz以下，人体对水平振动比对垂直振动更敏感，且汽车车身部分系统在此频率范围内产生共振，故应对水平振动给予充分重视。,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,各轴向的频率加权函数（渐近线）,频率加权函数,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,二、平顺性的评价方法,1.基本评价法,（1）计算各轴向加权加速度均方根值aw,1）滤波网络法,将测得的 通过相应的频率加权函数 的滤波网络，得到加权加速度时间历程 。,2）频谱分析法,对 进行频谱分

10、析，得到功率谱密度函数 。,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,（2）三个方向总加权加速度均方根值,思考：为什么乘以系数1.4？,（3）总加权振级Law,a0参考加速度均方根值， 。,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,（4）评价方法,Law和aw与人的主观感觉之间的关系,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,频率加权函数和轴加权系数European轿车上振动测量结果,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,频率加权函数和轴加权系数European轿车上振动测量结果,2.辅助评价法,当峰值系数 9时，ISO 2631-1：1997（E）标准规定

11、用加权加速度4次方根值评价。它能更好地估计偶尔遇到过大的脉冲引起的高峰值系数振动对人体的影响。此时采用辅助评价方法 振动剂量值。,第一节 人体对振动的反应和平顺性的评价,汽车的平顺性,本节将介绍路面空间频率的功率谱密度，路面等级，时间频率的功率谱密度，路面对四轮汽车输入的功率谱密度等。,第二节路面不平度的统计特性,一、路面不平度的功率谱密度,1.路面不平度函数,路面相对基准平面的高度 q ，沿道路走向长度 I 的变化 q（I）称为路面不平度函数。 用水准仪或路面计可以得到路面不平度函数。,第二节 路面不平度的统计特性,2.路面不平度的功率谱密度,1） 的拟合公式,n空间频率（m-1），表示每米

12、长度包括几个波长；, 参考空间频率下的路面功率谱密度，也称路面不平度系数；,n0参考空间频率，n0=0.1m-1；,W频率指数。,第二节 路面不平度的统计特性,2）路面不平度8级分类标准,第二节 路面不平度的统计特性,路面不平度分级图,第二节 路面不平度的统计特性,3）速度功率谱密度和加速度功率谱密度,速度功率谱密度,加速度功率谱密度,当W=2时,与n无关“白噪声”,第二节 路面不平度的统计特性,二、空间频率功率谱密度 化为时间频率功率谱密度,当空间频率 n 或带宽 n 一定时，时间频率 f 与带宽f 随车速成正比变化。,第二节 路面不平度的统计特性,车速,将 代入,单位频带内的“功率”（均方

13、值）即为功率谱密度。空间频率的功率谱密度,路面功率谱密度在频带n内包含的“功率”。,第二节 路面不平度的统计特性,空间频率和时间频率谱密度的关系,时间频率谱密度Gq(f),空间频率谱密度Gq(n),第二节 路面不平度的统计特性,n,f,u=1/2,u=1,u=2,1,1,2,Gq(f),n,速度u不同时，空间频率与时间频率的关系,第二节 路面不平度的统计特性,u,Gq(n0),第二节 路面不平度的统计特性,对上式的等式两边取对数后作图，得到位移功率谱密度。,u,Gq(n0),第二节 路面不平度的统计特性,对上式的等式两边取对数后作图，得到速度功率谱密度。,u,Gq(n0),第二节 路面不平度的

14、统计特性,对上式的等式两边取对数后作图，得到加速度功率谱密度。,三、路面对四轮汽车输入的功率谱密度,第二节 路面不平度的统计特性,汽车有四个输入的振动传递时，要掌握四个车轮输入的自谱和四个车轮彼此间的互谱，共16个谱量 2，3，4），其中12个谱量两两共轭。,四个车轮不平度函数的傅里叶变换为,第二节 路面不平度的统计特性,左、右轮迹间的互谱可以表示为,两个轮迹的相关函数为,第二节 路面不平度的统计特性,侧倾角位移功率谱密度G(n)与垂直位移功率谱密度 的比值与相干函数 的关系为,与G(n)/ 曲线,第二节 路面不平度的统计特性,当两个轮迹x（I）、y（I）的统计特性相同，即,且相位谱 时,路面

15、对四轮汽车输入的谱矩阵最后可以表示为,第二节 路面不平度的统计特性,本节将汽车振动系统简化为单质量的振动系统；分析单质量系统的自由振动和频率响应特性；分析单质量系统对路面随机输入的响应及其响应量特性参数的计算，分析悬架系统固有频率f0和阻尼比对振动响应的影响；介绍悬架系统固有频率f0和阻尼比的选择范围。,汽车的平顺性,第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,当 ，并忽略轮胎阻尼后，汽车立体模型可简化为平面模型。,车身质量有垂直、俯仰、侧倾3个自由度，4个车轮质量有4个垂直自由度，整车共7个自由度。,一、汽车振动系统的简化,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,1）总质量保持不变,2

16、）质心位置不变,3）转动惯量保持不变,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,简化前后应满足以下三个条件,解得,令 悬挂质量分配系数。,对于大部分汽车， = 0.81.2，即接近1。当 = 1时,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,在 =1 的情况下，前、后轴上方车身部分的集中质量m2f 、 m2r在垂直方向的运动是相互独立的。 双轴汽车模型可以简化为车身、车轮两个自由度振动系统模型。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,车轮部分的固有频率为1016Hz，如果激振频率远离车轮固有频率（即5Hz以下），轮胎的动变形很小，可忽略车轮质量和轮胎的弹性，从而得到车身单质量系统

17、模型。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,二、单质量系统的自由振动,0振动系统固有圆频率；阻尼比。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,齐次微分方程的解为,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,有阻尼自由振动时，质量m2以有阻尼固有频率,振动，振幅按,衰减。,增大，r下降。当=1时，运动失去振荡特征。 汽车悬架系统阻尼比大约为0.25，r比0只下降了3%左右， 。,1）与有阻尼固有频率r有关,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,阻尼比对衰减振动的影响,2）决定振幅的衰减程度,阻尼比对衰减振动的影响,两个相邻的振幅A1与A2之比称为减振系数d,由实测的衰减

18、振动曲线得到d，即可确定系统的阻尼比。,阻尼比越大，振幅衰减得越快,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,三、单质量系统频率响应特性,分析幅值比、相位差随激振频率而变化的规律。,对于一个常系数的线性系统（即系统的m、K、为常数），当输入量 是一个简谐函数时，输出量 也是与输入量同频率的简谐函数，但两者的幅值不同，相位也不同。 输出、输入的幅值比是频率 f 的函数，称为幅频特性。 相位差也是 f 的函数，称为相频特性。 两者统称为频率响应特性。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,复振幅,z0、q0为输出、输入谐量的幅值；,1.频率响应函数的确定,由输出、输入谐量复振幅 z 与

19、 q 的比值或 与 的傅里叶变换Z()与Q() 的比值，可以确定频率响应函数 。,输出、输入谐量的幅值比，称为幅频特性。,输出、输入谐量的相位差，称为相频特性。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,令,则,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,代入,2.幅频特性,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,3.幅频特性曲线,用双对数坐标做出幅频特性曲线。,渐近线为水平线，斜率为0:1。 渐近线的“频率指数”为0。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,渐近线斜率为-2:1。 “频率指数”为-2。,-2:1,3.幅频特性曲线,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振

20、动,渐近线斜率为-1:1。“频率指数”为-1。,-2:1,-1:1,3.幅频特性曲线,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,-2:1,-1:1,确定低频段和高频段渐近线的交点。,交点要满足,3.幅频特性曲线,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,-2:1,-1:1,与无关，即无论阻尼比取何值，幅频特性曲线都要经过 点,3.幅频特性曲线,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,-2:1,共振时，,单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性,3.幅频特性曲线,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,4.幅频特性曲线的讨论,1）低频段,|z/q|略大于1，阻尼比对这一频段的影

21、响不大。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,4.幅频特性曲线的讨论,2）共振段,|z/q|出现峰值，将输入位移放大，加大阻尼比，可使共振峰值明显下降。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,4.幅频特性曲线的讨论,3）高频段,悬架对输入位移起衰减作用，阻尼比减小对减振有利。,与无关,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,四、单质量系统对路面随机输入的响应,1.用随机振动理论分析汽车平顺性的概述,1）平顺性分析的振动响应量,车轮与路面间的动载,车身加速度,悬架弹簧的动挠度,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,2）振动响应量的功率谱密度与均方根值,第三节 汽车

22、振动系统的简化，单质量系统的振动,振动响应量 x 的功率谱密度；,路面位移 q 的功率谱密度；,系统响应量 x 对输入 q 的幅频特性。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动, 振动响应量的方差，等于均方根值。,由路面不平度系数和车速确定路面位移输入的功率谱密度,由悬架系统参数求出频率响应函数H（f）xq,3）概率分布与标准差的关系,振动响应量 x 的分布为正态分布，且均值为零时，幅值的绝对值超过 的概率为P，与 P 的关系如下表。,正态分布情况下，超过标准差x的倍以外的概率P,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,正态分布情况下，超过标准差x的倍以外的概率P,要求车身加速度

23、超过1g的概率P=1%，求车身加速度的标准差 。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,例1,即 =0.39g 时，可以使 超过1g的概率P=1%。,正态分布情况下，超过标准差x的倍以外的概率P,某汽车悬架弹簧动挠度 的标准差 =3cm，要求动挠度超过限位行程 即撞击限位的概率P = 0.3，假设车轮上下跳动的限位行程均为 ，求 。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,=3cm， =9cm 可使撞击限位的概率为0.3%。,例2,正态分布情况下，超过标准差x的倍以外的概率P,车轮跳离地面的条件是,相应界限值,当车轮与路面间的动载Fd与车轮作用于路面的静载G大小相等且方向相反时，

24、车轮作用于路面的垂直载荷等于零。取 ，相对动载 /G 的均方根值 ，求车轮跳离地面的概率。,因为 向上的概率占一半，车轮跳离地面的概率是0.15%。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,例3,2.车身加速度的功率谱密度 的计算分析,路面输入除采用 外，还可以采用 和 。,相应地，幅频特性要采用 和 。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,输入、输出均方根谱之间的关系,路面输入的均方根谱,用双对数坐标做出路面输入均方根谱与的关系曲线。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,三个幅频 特性为,第三节 汽车振动系统的简化，单质

25、量系统的振动,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,由于 为一“白噪声”， 与 的图形完全相同，只是在双对数坐标上移动 。,可以用响应量对速度输入的幅频特性定性分析响应的均方根谱。,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,2,1,10,100,0.1,1,10,激振频率 f / Hz,=0.25,=0.5,f0=2Hz,思考：对共振峰值和高频段的影响有何不同？振动系统的固有频率 f0 对共振峰值有何影响？,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,对单质量振动系统， /G与 只相差系数1/g，因此0和对 幅频特性的影响与 幅频特性的影响，从变化趋势上讲完全一样。,3.车轮与路

26、面间的相对动载 /G对 的幅频特性的分析,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,4.悬架弹簧的动挠度 对 幅频特性的分析,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,在低频段，1，,在高频段，1，,2:1,0:1,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,频率比=/0,0.1 1 10,1010.1,=0,=0.5,=0.25,思考：悬架固有频率 f0 对 有何影响？,第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动,5.悬架系统固有频率f0与阻尼比的选择,思考：悬架系统固有频率 f0 和阻尼比对车身振动加速度及悬架动挠度的影响有何不同？,悬架系统 值的实用范围,第三节 汽车振动系统

27、的简化，单质量系统的振动,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,汽车的平顺性,一、运动方程和振型分析,无阻尼自由振动时,如果m1不动（z1=0）,如果m2不动（z2=0）,0与t是双质量系统只有单独一个质量振动时的部分频率（偏频）。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,无阻尼自由振动时，设两个质量以相同的圆频率和相角 做简谐振动，振幅为z10、z20 。,将,代入左式后可得,代入,得,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,方程有非零解的条件是z10和z20的系数行列式为零。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,设某一汽车,，求1和2?,，质量比 ，,刚度比,例,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,

28、得一阶主振型,得二阶主振型,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,当激振频率接近1时产生低频共振，按一阶主振型振动，车身质量m2的振幅比车轮质量m1的振幅大将近10倍，称为车身型振动。,当激振频率接近2时产生高频共振，按二阶主振型振动，车轮质量m1的振幅比车身质量m2的振幅大将近100倍，称为车轮型振动。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,当车轮部分在高频共振区振动时，车身基本不动，可以视为车轮部分单质量在振动。,将复振幅代入，得,此时，车轮位移 z1 对路面位移 q 的频率响应函数为,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,降低非悬挂质量m1，使车轮部分固有频率t和阻尼比t都加大，车轮部分高频共

29、振加速度基本不变，但车轮部分动载 下降，对降低相对动载 有利。,车轮位移 z1 对路面位移 q 的幅频特性为,思考：如何降低高频共振时车轮的振动加速度？,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,二、双质量系统的传递特性,由,代入复振幅得,1.车轮部分z1q的幅频特性,令,得,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,幅频特性为,由,得,此式为 近似式，用 表示,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,；,。,由幅频特性,0时，|z1/q|1, 。,0时，渐近线斜率为-2:1，车轮部分将高频输入加以滤波。,=t时，产生高频共振，在t较小时，会出现尖峰。,及,幅频特性近似式,，做幅频特性曲线,第四节 车身与车轮

30、双质量系统的振动,2.双质量系统的传递特性,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,幅频特性 |z2/q| 在 f=f0 和f=ft=t/2处有低、高两个共振峰，路面输入 q 在 f f0 时由悬架衰减，在f ft 时，又进一步被轮胎衰减。,由,用作图法做出,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,=,三、车身加速度、悬架弹簧动挠度和车轮相对动载的幅频特性,1.车身加速度 对 的幅频特性,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,2.相对动载 /G对 的幅频特性,车轮动载,静载,将 代入,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,3.悬架动挠度 对 的幅频特性曲线,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,四、在路面随

31、机输入下系统振动响应量均方根值的计算,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,五、系统参数对振动响应量均方根值的影响,计算时系统参数的取值,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,1.车身固有频率f0的影响,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,2.车身部分阻尼比的影响,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,3.车身与车轮部分质量比的影响,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,4.悬架与轮胎的刚度比的影响,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,系统参数对振动响应量均方根值的影响的算例,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,六、主动与半主动悬架,被动悬架：弹簧刚度 K 和减振器阻尼系数 C 在设计时一旦选定后，使

32、用过程中参数不改变的悬架 。,被动悬架的缺点是：当载荷、车速、路况等行驶状态变化时，悬架不能满足各种行驶状态下对悬架性能的较高要求。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,可控悬架：将传感器测量的系统运动状态信号输入电控单元，电控单元经过分析、判断后给力发生器发出指令，产生主动控制力，满足不同工况对悬架系统特性参数变化的要求。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,特点是比被动自适应悬架的切换速度快，通常在10ms以内，可在车辆每个振动周期内频繁切换。 有“空钩”和“地钩”两种控制方式。,1.可控悬架的分类,可根据车速、制动、转向等行驶状态，有级地切换刚度及阻尼的大小，以满足“舒适平顺型”、“运动

33、行驶安全性”以及保证车身姿态的要求。 力的方向由悬架相对位移 和相对速度 的符号决定。,（1）被动自适应悬架,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,（2）半主动悬架,“空钩”控制时，根据悬架的相对速度 和车身的绝对加速度 的符号来切换阻尼设置。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,“空钩”控制半主动悬架又分为两种,1）开关式“空钩”控制可切换阻尼悬架,当,“on”状态,阻尼力,当,“off”状态,阻尼力,Con on状态可切换阻尼减振器的阻尼系数。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,2）连续可调阻尼半主动悬架,当,阻尼力,当,阻尼力,空钩控制减振器阻尼系数。,连续可调阻尼器的等效阻尼系数。,第

34、四节 车身与车轮双质量系统的振动,“空钩”控制半主动悬架又分为两种,（3）主动悬架,特点：车身和车轮之间的力和车身与车轮之间的相对运动独立。 半主动悬架：作动器与一个弹簧串联（如油气弹簧），再与一个减振器并联。系统在56Hz以下可实现有限带宽主动控制，高于此频率则控制阀不再响应，恢复为被动悬架。 全主动悬架：作动器带宽一般至少覆盖015Hz，能有效跟踪力控制信号。为了减少能量消耗，一般作动器与一个承受车身静载的弹簧并联。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,2.主动和被动悬架频响特性和控制效果的对比分析,主动悬架的运动方程为,1）运动方程,u为主动控制力,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,2

35、）可控悬架系统的频率响应函数,将复振幅代入运动方程后可得,令,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,3）可控悬架系统的幅频特性,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,通过推导，可以得到三个振动响应量对 的幅频特性,4）主动悬架系统的传递特性与控制效果,被动悬架参数,反馈系数,考虑反馈系数后悬架系统的参数,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,主动控制主要改善了“车身车轮” |z2/z1|这一环节在共振和高频区的传递特性。 主动悬架在 “车轮路面” |z1/q| 这一环节ft 附近的高频共振区，共振峰比被动悬架反而更高，这与反馈系数有关。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,思考：主动悬架在低频共振区

36、和高频共振区对各振动响应量的影响有何不同？,主动与被动悬架振动响应量的幅频特性曲线,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,l1 相当于悬架弹簧刚度 K。 l2 和 l3 分别是作用于车轮质量 m1 及车身质量 m2 的“地钩”和“空钩”阻尼的阻尼系数。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,主动与被动悬架振动响应量的幅频特性曲线,当考虑主动控制力在对车轮质量的作用时，运动方程为,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,空钩控制反馈系数,振动系统的参数,空钩控制进一步改善了“车身车轮” |z2/z1|这一环节在共振和高频区的传递特性。 但在 “车轮路面” |z1/q| 这一环节ft 附近的高频共振区，由于 ft 非常小，所以出现突出的共振峰。,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,空钩控制与被动悬架振动响应量的幅频特性,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,空钩控制时反馈系数l3的变化对振动响应量的幅频特性,第四节 车身与车轮双质量系统的振动,