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汽车理论-车身与车轮双质量系统的振动

汽车理论-车身与车轮双质量系统的振动

振动特性的分析
固有频率和模态分析
计算系统的固有频率和模态，分析系统的振动特 性。
动态响应分析
分析在不同外部激励下，系统的动态响应特性。
优化设计
根据分析结果，对车身和车轮的结构进行优化设 计，以提高汽车的平顺性和舒适性。
04
车身与车轮双质量系统 振动的实验研究
实验设备与实验方法
实验设备
高精度振动测量仪、模拟道路试 验机、数据采集与分析系统。
03
02
轮胎磨损
高频振动可能导致轮胎磨损加剧， 降低使用寿命。
车辆动力学性能
振动对车辆的动力学性能产生影响， 如加速、制动和转弯性能。
04
03
车身与车轮双质量系统 振动的理论分析
振动模型的建立
模型简化
将车身和车轮视为两个独立的集中质 量，忽略其他次要因素，如阻尼和弹 性。
力的作用
考虑轮胎与地面之间的作用力、车轮 与车身之间的连接力以及外部激励力。
其中振动问题是影响汽车性能的重要因素之一。
车身与车轮双质量系统的振动问题
02
车身与车轮双质量系统是汽车的重要组成部分，其振动问题直
接影响到汽车的行驶平顺性和安全性。
现有研究的不足
03
虽然已有许多学者对车身与车轮双质量系统的振动问题进行了
研究，但仍存在一些不足之处，需要进一步探讨。
研究意义
提高汽车性能
汽车理论-车身与车轮 双质量系统的振动
目 录
• 引言 • 车身与车轮双质量系统的振动概述 • 车身与车轮双质量系统振动的理论分析 • 车身与车轮双质量系统振动的实验研究 • 车身与车轮双质量系统振动的优化设计 • 结论与展望
01
引言
研究背景

车身和车轮双质量系统的振动

车身和车轮双质量系统的振动
求解得出
2 1,2
1 2
(t2
02 )
1 4
(t2
02
)2
kkt msmu
2020/3/18
许洪国
8/46
作用:分析车身振动的动态特性，即 平顺性；以及车轮高频共振时 的动态特性(车轮接地性)。
Sprung
2020/3/18
Unsprung
许洪国
2DOF振动模型
zs
xs
ms
kc
zu
mu
xu
q
kt
2/46
mmsuzzsu cc((zzsuzzus))kk((zzsuzzus))
0 kt
(
zu
q)
0
无阻尼:
mmsuzzsu kk((zzsuzzus))
0 k
t
zu
0
zs
xs
ms
kc
车轮不动: mszs kzs 0 悬架不动: muzu （k kt）zu 0
zu
mu
xu
q
kt
t (k kt ) / mu
2020/3/18
许洪国
3/46
轮胎不动
mszs kzs 0
zs
z e j(t ) s0
初始相位角
悬架不动
muzu (k kt )zu 0
zu
z e j(t) u0
初始相位角
2020/3/18
许洪国
4/46
对于 zs zs0e j(t ) 和 zu zu0e j(t )
分别求二阶导数，得到初值：
zs0 2zs0 和 zu0 2zu0
代入无阻尼的自由振动方程组
mmsuzzsu kk((zzsuzzus))

《双轴汽车的振动》课件

《双轴汽车的振动》课件
详细描述
主动控制策略通过实时监测双轴汽车的振动情况，并利用传感器采集数据，将采集到的数据传输到控制器进行分 析。控制器根据分析结果，向系统提供反向振动，以抵消原有振动。这种控制策略需要使用额外的能量输入，因 此对能量的需求较高。
被动控制
总结词
被动控制策略通过优化系统结构或添加阻尼材料来减小振动。
详细描述
03
双轴汽车振动的分析方法
频域分析
频域分析是一种通过将时间域信号转换为频域信号，从而分析信号频率特性的方法 。
在双轴汽车的振动分析中，频域分析可以帮助我们了解各个频率下振动的分布和强 度，从而找出振动的根源和优化设计方案。
频域分析的优点在于可以快速地分析大量数据，并且可以清晰地显示出各个频率成 分对整体振动的影响。
振动对双轴汽车的影响
乘坐舒适性
安全性能
振动可能导致乘客晕车、疲劳等不适 感，影响乘坐舒适性。
在某些情况下，过度的振动可能影响 驾驶者的操控稳定性，增加事故风险 。
车辆性能
长期振动可能对车辆的零部件造成磨 损、疲劳损伤，影响车辆性能和寿命 。
02
双轴汽车振动的类型
横向振动
总结词
描述双轴汽车在水平方向上的振动现象。
未来研究方向包括研究复杂环境下双轴汽车的振动响应，揭示环境因素对振动的影响规 律，以及提出相应的控制策略。这有助于提高双轴汽车的稳定性和舒适性，满足用户需
求。
THANKS
感谢观看
详细描述
通过建立多体动力学模型，可以更准确地模 拟双轴汽车在不同工况下的振动响应，为优 化设计和控制提供依据。未来研究方向包括 进一步完善多体动力学模型，提高模型的准 确性和计算效率，以及拓展其在双轴汽车振 动研究中的应用。

汽车转动轴的高频振动及减振方法

汽车转动轴的高频振动及减振方法
线 。 新 型 高 速 验 平 仪 包 括 一 台 程 序 控制 的数
据 采 集 系 统 （ ＣＤＡＳ ， 以 实 现 现 场 数 据 Ｐ ）
处 理 和 按 照 等 距 离 取 样 在 进 行 等 问 黼 有 效 ・
立 以 Ｉ —Ｐ ＢＭ Ｃ— Ｏ ２ ５ Ｏ微 机 为 主 体 的公 路 养
振 动 和 弯 曲振 动， 伏 尔 加 汽 车 制 造 厂用 多 孔
网 状 材 料 （Ｉ， 料 ） ｊ 滚 针轴 霞 缓 冲 衬 ＩＣ Ｍ材 成 套 ， 并就 此 进 行 了 专 题 研 究 。 （ １ 在 文 图 ） 献 ［１ 中详 细 地 叙 述 了多 孔 网 状 材 料 ， 这 是 ］ 在 寻 找 有 效 减 振 材 料 方 面 ，经 过验 证 的 较 早 的 合 成 工 艺成 果 。 研 究 课 题 对 轴 承 缓 冲 衬 套 提 出 下 列 要求 小 的 柔 韧 性 ， 大 的 机 械 迟 滞 作 用 ， 高 的 导 热 性 和 承 载 能力 ，在 反 复 的 循
条 路 线 上 测 量路 面的 平 整 度 ， 在 汽 车行 驶 方
向大 约 每 隔 ５ ｍｍ采 集 一 个 数 据 ， 测 量 路 面 ０ 纵 断 面平 整 度 并 记 录 下来 。三 条路 线 是 －外
轮轮 迹 线 （ 乘 客 坐 的 一 边 ） ， 内 轮 轮 迹 线 在 （ 驶员 乘坐的一边）和 两车轮 中 央 的 路 驾
环 负 荷 下 恢 复 原 形 的 能力 。 经 过 对 橡胶 、聚
合 物 、 Ｍ Ｐ 材 料 （ 种 与来自盆 属 相 似 的橡 胶 ） 一
求 的 公 差 。 采 用新 工 艺 时 轴 承 套 与 缓 冲 衬套
成 为 一 体 ， 其 外 径 尺寸 可 以 由压 模 保 证 足够 的 精 度 ， 将 轴 承装 配 到 万 向节 叉 上 时无 需再

汽车传动轴振动分析

汽车传动轴振动分析

毕业设计（论文）题目：传动轴振动分析院别：专业班级：学生姓名：学号：指导老师：2014年5月21日摘要传动轴作为汽车传动系统的主要部件在汽车行驶过程中起着传递运动及扭矩的作用。

由于传动轴在使用过程中的特点是转速高，并且其结构较为复杂，所以不可避免的存在振动现象。

传动轴的振动存在许多危害，首先会产生噪音，作为汽车部件这会大大地影响汽车舒适性；还会降低传动效率，产生配合松动，乃至于使元件断裂，从而导致事故的发生。

本文的中心内容是利用Solidworks软件来研究传动轴的振动问题，也就是针对某种车型的传动轴这一特定的旋转体，先使用大型CAD软件Solidworks 进行实体建模，利用其自有的计算模块分别计算各个不同部件的质量，然后利用Solidworks 中的Simulation 插件进行有限元分析，建立相应的CAE模型，进行网格化，分成一定数量的单元，再通过计算机的分析计算，经过有限元算法的处理，得出相应的数据结果，最后算出临界速度和固有频率。

通过阅读了大量的国内外相关的技术研究文献，对当前本课题研究的最新状况进行比较全面的、深入的研究。

总结各类结构有限元分析的优点，找出存在的问题，立足于工作中的实际存在的问题和实用性，对其进行分析和研究。

关键词：传动轴；有限元分析；模态分析；临界转速；固有频率ABSTRACTAs the car transmission shaft of the main parts in the process of vehicle movement and torque transmission. Due to the characteristics of transmission is in use process, and its structure of high speed is more complicated, so there are inevitably vibration phenomenon.There are many hazards shaft vibration and noise, first as automobile parts will greatly affect auto comfort, Still can reduce transmission efficiency and cooperate with loose, and even make component fault, causing accidents.This center is to study using Solidworks software shaft vibration problem, also is this particular tothe shaft, large CAD software used for modeling, Solidworks its own calculation module of different components are calculated respectively, and the quality of the Simulation using Solidworks plugin fe analysis, establish corresponding CAE model, the grid, into a certain number of units, through the analysis and calculation of computer, through the finite element algorithm, corresponding data, and finally calculate critical speed and the inherent frequency.Through reading a lot of domestic and foreign relevant technical research literature on this subject, the current situation of the latest research on comprehensive and thorough research. Summarizes the advantages of finite element analysis, find out the existing problems in actual work, based on the existing problems and practical, carries on the analysis and research.KEY WORDS:shaft, Finite element analysis, Modal analysis, The critical speed, Inherent frequency摘要 (II)ABSTRACT ................................................................................................................. I II 目录 (1)1 绪论 (2)1.1课题的来源及研究的目的和意义 (2)1.2课题的研究背景及其发展趋势 (3)1.3 本文研究方法和主要内容 (4)2球笼式等速万向节传动轴 (7)2.1传动轴总成介绍 (7)2.2传动轴振动分析的原理、方法和意义 (9)2.2.1 传动轴总成的力学分析 (9)2.2.2 传动轴振动分析的原理 (14)2.3 有限元思想及分析软件介绍 (17)3 球笼式等速万向节传动轴的设计与建模 (22)3.1传动轴轴杆 (22)3.2外球笼 (24)3.3内球笼 (31)3.4传动轴总成 (38)3.5有限元模型的建立 (39)4 全文总结和展望 (47)致谢 (49)参考文献 (50)随着经济的发展，私家车的数量也随之上升。

汽车 二自由度系统的振动

汽车 二自由度系统的振动
第三章 二自由度系统的振动
3.2 汽车二自由度无阻尼振动问题
教学内容：1、汽车二自由度无阻尼振动微分方程 的建立
2、汽车二自由度无阻尼振动问题： 解耦、主坐标、固有频率及主振型
教学重点和难点： 二自由度微分方程的解耦、主 坐标及主振型图
3.2.1 汽车二自由度无阻尼振动微分 方程的建立
汽车的简化
可简化成为弹性支承上 的刚体在平面内的振动 问题。
三、 二自由度有阻尼的自由振动
二自由度有阻尼振动系统，如图所示。
振动运动微分方程
二自由度有阻尼振系
m1

0
0 m2
xx12


c1 c2

c2
c2 c2 c3

x1 x2


k1

k
k
2
2
k k2


0 0
质量矩阵
刚度矩阵
惯性项不耦合，弹性项耦合
若另选取c1位置，使k1l1=k2l2 ，假设该点离质心位置为 e
刚度中心
方法2:
以c1点的垂向位移 x和绕质心轴的转 角θ为广义坐标。
Jc1 Jc me 2 这时，质心点c的垂向位移是：
xc x e
m (x e ) k2 ( xl2 ) k1 ( x l1 )
►这样的一组坐标我们称为主坐标。
►主坐标：能够恰好使微分方程中的耦合项完 全为零，即无惯性耦合，又无弹性耦合 ，两 个方程变成为相当于无关的单自由度振动方 程。
3.2.2 方程解耦、固有频率及主振型
① 根据方法2得到的微分方程
m me
Jc
me x
me2

双轴汽车模型下某车型的振动分析


145
Abstract: Simplify the model of double-axle vehicle with multi-degree of freedom to planar model with four-degree of freedom. Neglect the influence in tyre mass and stiffness. Distribute the body’s mass into three lumped mass on front, rear and barycenter equivalently, The lumped mass connected by massless rigid bar. Analysis the influence of vibration input on vertical and pitch motion of vehicle body, Focus on the offset frequency and oscillation mode of double-axle vehicle with damping, Explore the response of forced oscillation with damping. Keywords: Automotive engineering; Planar model of double-axle vehicle; Motion of vertical and pitch; oscillation mode; Forced oscillation CLC NO.: U467.3 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2020)04-144-03
在无阻尼双轴汽车振动系统中其特征方程对应两个主频率两个主频率对应着车身的两个主振型一个振型的结点在轴距之内称为角振动型一个振型的结点在轴距之外称为垂直振动34而当时振动的结点位于前后集中质量m2fm2r处此时系统的主频与前后悬的频率是一致的由式110可求得

第五章(第9节)汽车的振动分析


5.9 汽车的振动分析
2 汽车的振动评价
根据受振者的感觉， ISO 2631-1982 把振动划分为 三个不同的人为界限：
(1)保持舒适性界限(或称降低舒适性界限) ▲在此振动界限内，没有不舒适的感觉，受振者能 顺利完成读、写、吃等动作。 (2)保持工作效率界限(或称疲劳-降低工效界限) ▲在此振动界限内，操作人员能在规定的时间保持 正常的工作效率。超过此界限，则因疲劳而降低工作效 率。 (3)保持健康与安全界限(或称受振极限) ▲它是身体所能承受振动的上限。超过此界限将使 受振者的健康受到损害。
5.9 汽车的振动分析
2 汽车的振动评价
对于不同的工作环境，应根据具体的使用要求和使 用条件，选取上述三种界限之一作为评价振动舒适性的 基本标准。例如，对于小轿车和旅游车，宜取保持舒适 性界限作为评价振动舒适性的标准；对于拖拉机、工程 机械和各种越野车辆，宜取保持工作效率界限作为评价 振动舒适性的标准。
5.9 汽车的振动分析
1 汽车的振动模型
汽车行驶时，驾驶者和乘客会感受到各种各样的振 动。振动舒适性与人的舒适感密切相关，充分理解汽车 的振动特性和人感受振动的特性，对汽车设计是十分必 要的。 汽车是一个复杂的振动系统，其车身通过悬架的弹 性元件与车轴连接，而车轴又通过轮胎与道路接触。因 此作为振动的输入源，最具有代表，轮胎、发动机、驱动系自身的旋转而引起的振动， 也会成为振动的输入源，当受到激励作用时，这个系统 将发生极为复杂的振动。
5.9 汽车的振动分析
2 汽车的振动评价
●人体因振动的方向和振动频率不同而有不同的感 受。对于垂直振动，人体最敏感的频率范围为4~8 Hz， 对于水平振动，人体最敏感的频率范围为1~2 Hz。这主 要是因为人体各内脏器官的固有频率多在此范围内，容 易引起共振，所容许承受的振动加速度有效值最小。除 上、下振动外，还进行了同样的试验，人体对左、右方 向的振动最敏感，其次是前、后方向。然而，人对上下 振动的承受力则为最强。基于这样的认识，人体对振动 的舒适性感受可作为对振动的评价基准。

车辆整体行走振动分析


同济大学机械与能源工程学院
汽车振动分析
力学模型
3）轮胎 对于轮胎来说，由于一般的充气式轮胎具有局部变形的特点，即 轮胎遇到路面有凸起等异常变形时，轮胎能够只让接触处产生大幅 度变形而保持总体基本不变，当然，因为轮胎只能使车辆整体保持 相对平稳，本质上来说，轮胎依然是一个弹簧系统。 4）发动机和传动系统 由于发动机振动相对于车身的悬架系统的振动并不是主要振动， 所以在分析车辆行走振动时将其忽略。由于这里只考虑汽车正常行 走过程中的振动，因此转动和转向系统也简略不计。 综上所述，我们将车辆行走系统简化为车身、悬架系统和轮胎三 部分，车身看做一个等效刚体，悬架系统看成一个弹簧-阻尼系统， 轮胎看成一个弹簧系统。由于忽略了内部因素，则车辆行走中振动 来源仅考虑外部激励，即路面不平激励。
汽车振动分析
汽车整体行走振动分析
同济大学机械与能源工程学院
汽车振动分析
问题描述
汽车本身是一个具有质量、弹簧和阻尼 的振动系统。它的振动包括由路面和非路 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 力矩等各种内部和外部激励的作用而产生 整车或局部的振动。汽车振动使汽车的动 力性能得不到充分发挥，乘员的舒适度降 低。 作为整车开发，对于以上振动最为关心 的是低频振动。即由路面不平引起的汽车 振动，对应频率范围约为0.5~25Hz。它是影 响汽车平顺性的主要组成部分，也是考核 汽车性能的主要指标之一。本次研究的内 容为汽车平顺性，即研究车辆整体行走振 动分析。
同济大学机械与能源工程学院
汽车振动分析
ontents
1 2
建立力学模型 建立数学模型 计算固有频率振型 确定路面参数，做仿真振动 求解频响特性

汽车理论-车身与车轮双质量系统的振动


q z1 q A2 N
N
1
1
z2 q
z2 z1
z1 q
γ
1 4ζ 2λ2 2
1
λ2
2
4ζ 2 λ2
1
λ2
2 4ζ 2 λ2 2
Δ
1
γ
1
4ζ Δ
2
λ
2
2
13
第四节 车身与车轮双质量系统的振动
由 z2 z2 z1 q z1 q
用作图法做出
z2 q
×
=
➢幅频特性 |z2/q| 在 f=f0 和 f=ft=ωt/2π处有低、高两个共 振峰，路面输入 q 在 f ≥ 2 f0 时由悬架衰减，在f ≥ft 时， 又进一步被轮胎衰减。
20
18
－ 6dB
0.5
0.125
5
4.5
19
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
20
第四节 车身与车轮双质量系统的振动
2.车身部分阻尼比ζ的影响
21
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μ的影响
22
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γ的影响
z20
K Kt m1
z10
0
将 02 K / m2
t2 K Kt / m1
代入左式后可得
3
第四节 车身与车轮双质量系统的振动
02 2 z20 02 z10 0
K m
0
方程有非零解的条件是z10 和z20的系数行列式为零。
02 2
02
K m1
t2 2 0
静载 G m1 m2 g m1μ 1 g
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共36页
11
3) 垂直、角振动两个 部分系统的振型
4) 系统主频
当系统既有角振动，又有垂直振动时，系统振动
的频率为主频。系统主频 1.2 ：
2 1,2

1 2

2 z
2

(

2 z

2
)2

412
式中：
krbk f a
1
m2
1
2
y
共36页
12
2 1,2
1、模型简化条件 (1) 继承图6-12，四自由度双轴汽车平面模型；
共36页
2
共36页
3
(2) 进一步忽略车轮部分质量和轮胎刚度， 车身质量等效为3个集中质量；
共36页
4
2、车身运动方程描述
2.1 以质心垂直位移 zc 和俯仰角 来描述。
确定 zc 、 、z2 f 、z2r 关系：
a
b
z2c
方法1：
悬挂质量分配系数 1



2 y
/(ab)
当 1 时，可使 z
因为,当a=b时，代入式（6-82）

K f Kr
m2
z
K f Kr m2
所以，
当 1 时， z 。
z2 2

共36页
14
说明：



2 y
/(ab)
(1) 多数轿车 1 ，使 1十分困难。

1 2

2 z
2

(

2 z

2
)2

412
krbk f a
1
m2
1
2
y
可见：
当 Krb K f a 0 时，1 0、、2 0 ，主频与对应的偏频相等
即 z


、
z


；
当主频等于对应的偏频时，zc 与 不耦合，即垂直振
动和角振动相互独立；主振型与部分系统振型相同。

m2

y2

(kr
b
2

k f a 2 )
(krb
k f a)zc

0
2) 垂直、角振动两个部分
系统固有圆频率（偏频）
垂直振动偏频： 条件：只有垂直振动，=0；
角振动偏频： 条件：只有角振动，Zc=0；
2
k f kr
z
m2
2
k f a2 krb2

m2 y
当质量分配系数ε=1时，振动结点位于前、后轴处，

共36页
1
0 f；2
0r
,主振型与前、后端部分系统振型相同；
9
大部分汽车ε=0.8~1.2，比较接近1，主频率与部分 系统固有频率相差不多；
2.3 用 zc、、 坐标系来描述无阻尼自由振动系统运动
条件： 无阻尼自由振动，q=0,Cr=Cf=0 1）运动方程
(2) 因轿车布置紧凑， y 较小，要使 z ， 只有减小轴距L来达到目的。
(3) 减小L势必减小乘坐空间，故此法不可取。
共36页
15
方法2：前、后悬架“交联”
弹簧 K f 、Kr 由一与车身铰接的无质量杠杆连接起来， 它们只是在车身垂直振动时才受力，并与弹簧 、K f
Kr 并联，总弹簧刚度不变。
共36页
16
垂直振动时，固有圆频率：
z2
K f K f Kr Kr m2
以垂直向上的力平衡和 绕质心的力矩平衡列方程：
m2zc zc (k f kr ) (krb k f a) 0

m
2

y2

(kr
b
2

k f a 2 )
(krb
k f a)zc

0
共36页
10
m2zc zc (k f kr ) (krb k f a) 0
前、后端部分系统固有圆频率(即偏频)：
共36页
6
m2 f z2 f m2cb(z2ra z2 f b) / L2 k f z2 f 0
m2r
z2r
m2cb(z2ra z2 f b) /
L2
kr z2r

0
前端： 条件：Z2r=0， 只有前端振动；
条件： 无阻尼自由振动，q=0,Cr=Cf=0
分别对后/前端取力矩平衡：
m2 f z2 f m2cb(z2ra z2 f b) / L2 k f z2 f 0
m2r
z2r

m2ca(z2ra
z2 f b) /
L2

kr z2r

0
2) 系统偏频
第6.5节 双轴汽车振动
• 6.5.1 型分析 • 6.5.2 减小车身俯仰角加速度的措施 • 6.5.3 用单轮输入折算幅频特性分析前后
轮双输入振动系统 • 6.6 “人体—座椅” 振动系统及参数选
择
共36页
1
讲义正文
§6.5.1 双轴汽车振型分析 汽车垂直和仰俯两个自由度振动或汽车纵轴
上任一点垂直振动时，采用双轴汽车双输入汽车 系统。（前、后轮有两个路面输入）

z2 f z2c atg z2c a
z2r

z2c

btg

z2c
b

(

z2c

z2r z2
z2 f )
f a
/L (z2ra

z2
f
b)
/
L
共36页
5
2.2 以 z2 f 、 z2r 来描述系统无阻尼自由振动运动方程 Nhomakorabea

1) 运动方程
2
k f L2
0f
m2
(

2 y

b
2
)
后端：
条件： Z2f=0 ， 只有后端振动；
2
kr L2
0r
m2
(

2 y

a
2
)
共36页
7
3) 系统主频
若前后轴都振动，即 z2 f 0、z2r 0 ，将以上 运动方程进行复变换，令其系数行列式值为零，可解 得系统主频1.2 ：
2
1
2
2
1,2 2(112 ) 0 f
0r
(02f 02r )2 41202f 02r
4) 车身振动 的主振型
共36页
8
可见：
相应于两个主频 1.2 ，车身有两个主振型； 一个振型的结点位于轴距之内，称为角振动型；
一个振型的结点位于轴距之外，称为垂直振动型； z 两个振动的结点分别位于质心的两侧；
当 Krb K f a 0 时，主频与对应的偏频相差不大；
适当选择参数，使 z ，可保证 z ，
可减少车身俯仰共振的角加速度分量；
减小车身俯仰角加速度，可改善平顺性。在3Hz以下，
共36页 人对水平方向的振动比垂直振动方向更敏感。
13
6.4.2 使 z ，减小俯仰角加速度的措施