《【WORD格式论文底稿】七自由度汽车振动模型振动分析》由会员分享，可在线阅读，更多相关《【WORD格式论文底稿】七自由度汽车振动模型振动分析（5页珍藏版）》请在装配图网上搜索。
1、七自由度汽车振动模型振动分析杨凯北京航空航天大学交通科学与工程学院，北京 100191 摘要：汽车平顺性和操纵稳定性已经成为汽车精品设计的重要内容，而悬架性能的好坏，对 这些性能都有着决定性的影响。所以，建立精确合理的数学模型从而对悬架进行分析和研究， 具有非常重大的意义。本文建立了七自由度的汽车振动模型，并推导其动力学方程，对汽车 振动的几个重要自由度进行了分析。从而为汽车主动悬架的进一步研究提供必要的理论基 础。关键词：车辆工程；七自由度；悬架；振动中图分类号：UVibration Analysis of a 7 DOF Auto Vibrational Model ofVehiclesY
2、ang Kai(Transportation Science Engineering Department, Beijing University of Aeronautics andAstronautics,Beijing 100191)Abstract: The vehicle ride comfort，handling stability are of great importance to the ingenious designof motor vehicles. Thus, it is essential to establish a accurate and reasonable
3、 suspension system model. In this paper, a seven DOF suspension system model is established, and its dynamics equation is derived, then analyzing some of the most significant DOF, which provides theoretical basis for the further study of automotive active suspension.Keywords:Vehicle engineering; Deg
4、ree of-freedom; suspension; vibration0引言悬架的研究，首先是要建立合理、可行、与实际情况接近的数学模型。决定悬架系统特 性的参数非常多，国外曾有学者建立了包含 81 个参数的悬架模型，但由于悬架的不确定性， 即使这样，仍有一些影响悬架性能的因素没有考虑到，这些在建模时忽略的因素对系统研究 影响的大小将决定模型的准确性。目前，汽车主动悬架控制中采用的模型大致有 3 种：二自 由度四分之一模型、四自由度半车模型、七自由度全车模型1。早期，大多数学者采用二自由度四分之一模型，其结构简单，描述参数少，只能够反映 实际行驶中车辆的垂直方向特征；四自由度半车模型，结构
5、简单，便于控制，而且对低频激 励更有效；七自由度全车模型能表征车身的质心加速度和速度的变化以及车身绕其质心轴的 俯仰角加速度和角速度的变化，可以比拟全面地描述车辆的侧倾、俯仰、跳振等运动状况， 由于模型太复杂，所以，现有的应用都不太成熟。本文对七自由度汽车模型进行振动分析， 建立了七自由度车辆悬架系统的数学模型，并对其主要参数的振动特性进行分析，为车辆悬 架的深入研究及开发提供理论参考。1动力学模型首先，在进行汽车悬架性能分析和系统设计时，应建立合理的动力学模型，同时，考虑 到悬架系统振动本身的复杂性，要进行必要的假设，并根据分析问题和研究侧重点的要求进作者简介：杨凯1986，男，硕士，发动机
6、现代设计方法. E-mail: kyflying163 行简化。车辆的运动方式主要有 3 种2：沿着 Z 轴的跳动、绕 Y 轴的俯仰、以及绕 X 轴的侧倾。 现做如下假设：1)车辆绕 x 、y 轴的转动角度较小。2)车辆载客人数对质心位置无影响。3)车辆行驶中，底盘挠度忽略不记。 本文中，将汽车振动模型的 7 个自由度定义为 X 如下，TX = Z Zt1Zt2Zt3Zt4 其中为车身沿 z 轴的跳动，为绕 y 轴的俯仰， 为绕 x 轴的侧翻，其余为轮胎处的 跳动。图 1 汽车七自由度简化模型图 2 右前轮振动简化模型如图 2，为右前轮振动简化模型，结合图一，对其列动力学方程，有： m1 z1
7、 + kt1Z1 + C11 z1 + k1 (Z1 Za ) + C1 ( z1 za ) = 0Z a = Z l3 l11其他四个轮胎处类似。 车身质心处的振动方程为： m z + k1 (Z1 Za ) + C1 ( z1 za ) + k2 (Z2 Zb ) + C2 ( z2 zb ) + k3 (Z3 Zc ) + C3 ( z3 zc ) 2 + k4 (Z4 Zd ) + C4 ( z4 zd ) = 0而对于车身的侧翻，同样可列出振动方程如下： J x + k1 (Z1 Z a )l3 + C1 ( z1 za )l3 + k2 (Z2 Zb )l3 + C2 ( z2 z
8、b )l33 +k3 (Z3 Zc )l4 + C3 ( z3 zc )l4 + C4 ( z4 zd )l4 + k4 (Z4 Zd )l4 = 0车身俯仰的振动方程为： J y + k1 (Z1 Za )l1 + C1 ( z1 za )l1 k2 (Z2 Zb )l2 C2 ( z2 zb )l24 +k3 (Z3 Zc )l1 + C3 ( z3 zc )l1 C4 ( z4 zd )l2 k4 (Z4 Z d )l2 = 0由以上方程即可得出车身振动的质量矩阵刚度矩阵和阻尼矩阵。由振动力学相关理论3，得系统振动方程为 M x(t) + C x(t) + Kx(t ) = P(t)其中
9、，5X = Z Zt1Zt2Z TZt3t46那么系统的复频响应函数可由下式得出：( Ms2 + Cs + K ) X (s) = P(s)s = i( K 2 M + iC ) X ( ) = P( )X (t) / P(t) = H () = ( K 2 M + iC )17本文中，考虑到路面激振力较为难以获取，转而考虑轮胎的刚度和阻尼，以求取路面不 平度带来的激振力变化4，设轮胎的刚度为 Kt ，阻尼为Ct ，通过下式进行转化：P(t ) = Kt Z r +Ct Z r其中，8 zr1 Z = zr 2 C =9r zr 3 tt1t 2t =t10000 0000 0000 0000
10、 0000 0000 c 0 0 0 K k 0 0 0 0 c00 0 k020t zr 4 0 0ct 3 0 0 0kt 3 0设转化因子为 = Kt + 2 fi Ct且有P = X r ( ) X (t) 0 0 0ct 4 0 0 01011kt 4 那么P(t) = H ( )X (t) = X (t) = H () 12X r (t) P(t) 2运算与仿真结果2.1 车身各自由度对路面鼓励的响应图 3 车身振动幅频特性曲线 图 4 车身俯仰角幅频特性曲线图5 车身俯仰角幅频特性曲线在本次简化假设过程中，前轮等效刚度较后轮小，从图一中可以看出，路面对前轮的激 励除了在 1-HZ
11、 之间产生共振致使车身振幅最大之外，还在 0.51HZ 之间使车身振幅出 现了一个极大值。在图二的车身俯仰特性中，也出现了类似的情况，前轮鼓励导致车身振幅 最大值和极大值均出现在 05HZ 之间，说明车身振动的固有频率较低，同时，前轮引起的 车身振动和俯仰特性较之后轮更为复杂，而从前三张图片中，还可以看出在同样的鼓励情况 下，各轮引起的车身共振频率较为接近，但是后轮的鼓励引起的车身垂向振动和俯仰角振幅 均比前轮剧烈。同时，图一和图二的比照说明同等情况下，路面鼓励引起的车身侧翻角峰值 大于俯仰角，说明在路面不平鼓励下，汽车侧翻倾向较大。图 6 左前轮振动幅频特性曲线 图 7 右前轮振动幅频特性曲
12、线图 8 左后轮振动幅频特性曲线 图 9 右后轮振动幅频特性曲线由后面四张各轮胎处鼓励在其余轮胎出产生的振动幅频特性曲线可以看出，各车轮之间 振动的影响关联性很小，其余各轮引起的共振产生的振幅增强作用与该轮处自身振动产生的 影响相比可以忽略不到十分之一。3结论本文通过对七自由度汽车振动模型的简化和分析，得出了比拟详细的汽车车身跳动，俯 仰，侧翻与路面输入之间的关系，同时讨论了四个轮胎之间振动的耦合问题，通过分析和计 算，发现前轮对汽车的垂向跳动和侧翻影响较为复杂，但是后轮对汽车振动的幅值影响更大， 而各轮胎出鼓励对彼此之间的影响非常小，即使出现共振的情况下亦可忽略不计，从而较全 面的描述了车辆悬架的振动情况。参考文献 (References)1于志生. 汽车理论M. 北京：机械工业出版社,2002.2 徐丽娟. 基于阻尼力调节的汽车悬架振动性能的研究J. 黑龙江工程学院学报(自然科学版)，2007，3(27)：26-303 倪振华. 振动力学M. 西安：西安交通大学出版社,1989.4 陈南. 汽车振动与噪声控制M. 北京：人民交通出版社,2005.5 姚时音，孙仁云. 基于七自由度车辆模型的稳定性仿真研究J. 西华大学学报( 自然科学版)，2021，27(2)：58-606 张宜华. 精通 Matlab5M. 北京：清华大学出版社,1998.
【WORD格式论文底稿】七自由度汽车振动模型振动分析
