汽車懸置系統垂向耦合振動特性分析

馬駿 韓加蓬 李煜

山東理工大學交通與車輛工程學院 山東省淄博市 255049

1 引言

研究表明，駕駛員及乘客如果處于低頻率振動條件下較長時間時，易出現疲勞、反應遲緩、協調性差、注意力不集中等影響正常駕駛的不良狀況，高強度的振動還會對乘員的腰部、脊柱、胸腔以及頸部等造成損傷，嚴重影響工作效率及身體健康[1-2]。

汽車行駛過程中，路面不平度產生的激勵使輪胎發生振動，并通過懸架、車身、座椅傳遞給人體，引起振動使人體感覺不適。汽車的振動系統主要可分為三大隔振環節：輪胎、懸架及座椅[3]。本文通過搭建三自由度四分之一“輪胎——車身——座椅人體”垂向振動力學模型，采用模態分析法，分析模型的固有特性、振動傳遞特性以及輸入響應特性，得到了人體最敏感的頻率范圍。

2 被動汽車懸架動力學模型

忽略彈簧及座椅底板等部件的變形，將彈簧視為線性化元件，輪胎視為考慮剛度和阻尼的質量單元，僅考慮輪胎、車身和座椅的垂向運動，建立如圖1所示的三自由度四分之一車隔振系統模型。

圖1中， mt、 mb、mc分別為懸架簧下質量、車身質量和座椅人體質量， K1、 C1分別為輪胎的等效剛度和等效阻尼系數， K2、C2分別為汽車半主動懸架的剛度和阻尼系數，K3、 C3分別為座椅懸架的剛度和阻尼系數，q為路面不平度位移輸入， Zt、 Zb、 Zc分別為車輪垂向位移、車身垂向位移和座椅人體垂向位移。

圖1 汽車懸置系統三自由度1/4車體模型

根據牛頓第二定律，建立圖1的動力學方程為

狀態變量的物理意義分別為： x1為座椅人體的速度， x2為座椅懸架的動撓度， x3為車身的速度， x4為車身懸架的動撓度， x5為車輪的速度，6x為輪胎的動變形。選取輸出變量

輸出變量的物理意義分別為：1y為座椅人體加速度，2y、為座椅懸架動撓度，3y、為車身懸架動撓度， 為輪胎動變形。

懸架系統的狀態空間[4]表達式

結合上述所建立的三自由度汽車半主動懸架系統模型，建立半主動懸架系統狀態空間方程

其中，u為半主動懸架系統車身懸架阻尼力，ω為零均值的白噪聲。

3 被動汽車懸架系統特性分析

3.1 系統固有特性

系統固有特性包括固有頻率及主模態[5]。系統的固有頻率，可由系統無阻尼自由振動微分方程得到，即

系統三個固有圓頻率 ，可得

3.2 系統振動傳遞特性

由輸入、輸出量 )(tz 與 )(tq 的拉普拉斯變換Z(ω)與Q(ω)的比值[6]，可以求出系統的頻率響應函數 H (jω )zc～q

車身位移和座椅位移對路面位移q的頻率響應函數：

3.3 座椅人體加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性

圖2 系統車輪、車身及座椅人體對簡諧輸入激勵的幅頻特性曲線

車輪相對動載 GFd/對·q的幅頻特性

3.4 路面輸入響應

分別采用脈沖激勵和正弦波激勵，對系統響應進行仿真[7]，仿真框圖如圖4所示。

脈沖激勵響應開始及結束時間分別為4s和6s，仿真結果如圖5所示。

圖3 座椅人體加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載對·q的幅頻特性曲線

圖4 仿真框圖

正弦激勵幅值取1m，頻率取1rad/s ，仿真結果如圖6所示。

4 結語

本文考慮車輪阻尼及座椅人體的垂向振動，建立了三自由度四分之一車輛被動懸架和半主動懸架隔振系統簡化模型。通過簡化模型建立的微分方程，分析了系統的固有頻率和主振型，采用拉普拉斯變換法求得座椅人體位移對路面激勵的傳遞特性，并分別求得座椅人體加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載對路面速度激勵的幅頻特性。以建立路面白噪聲激勵為基礎，采用狀態空間法，分別分析了在脈沖激勵、正弦波激勵下的座椅人體加速度、座椅懸架動撓度、車身懸架動撓度和輪胎動變形的響應。同時，通過上述分析可以看出，人體最敏感的頻率范圍為4～8Hz，上述懸架的低頻固有頻率為6.7Hz，在此激振頻率作用下將產生嚴重的共振現象，極大的響應司乘人員的乘坐體驗。

圖5 脈沖激勵響應

圖6 正弦波激勵響應