第六章 汽车行驶的平顺性.docx
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第六章汽车行驶的平顺性
第六章汽车行驶的平顺性
6.1平顺性的评价
汽车行驶平顺性，是指汽车在一般行驶速度范围内行驶时，能保证乘员不会因车身振动而引起不舒服和疲劳的感觉，以及保持所运货物完整无损的性能。
由于行驶平顺性主要是根据乘员的舒适程度来评价，又称为乘坐舒适性。
汽车作为一个复杂的多质量振动系统，其车身通过悬架的弹性元件与车桥连接，而车桥又通过弹性轮胎与道路接触，其它如发动机、驾驶室等也是以橡胶垫固定于车架上。
在激振力作用（如道路不平而引起的冲击和加速、减速时的惯性力等）以及发动机振动与传动轴等振动时，系统将发生复杂的振动。
这种振动对乘员的生理反应和所运货物的完整性，均会产生不利的影响；乘员也会因为必须调整身体姿势，加剧产生疲劳的趋势。
车身振动频率较低，共振区通常在低频范围内。
为了保证汽车具有良好的平顺性，应使引起车身共振的行驶速度尽可能地远离汽车行驶的常用速度。
在坏路上，汽车的允许行驶速度受动力性的影响不大，主要取决于行驶平顺性，而被迫降低汽车行车速度。
其次，振动产生的动载荷，会加速零件磨损乃至引起损坏。
此外，振动还会消耗能量，使燃料经济性变坏。
因此，减少汽车本身的振动，不仅关系到乘坐的舒适和所运货物的完整，而且关系到汽车的运输生产率、燃料经济性、使用寿命和工作可靠性等。
汽车行驶平顺性的评价方法，通常是根据人体对振动的生理反应及对保持货物完整性的影响来制订的，并用振动的物理量，如频率、振幅、加速度、加速度变化率等作为行驶平顺性的评价指标。
目前，常用汽车车身振动的固有频率和振动加速度评价汽车的行驶平顺性。
试验表明，为了保持汽车具有良好的行驶平顺性，车身振动的固有频率应为人体所习惯的步行时，身体上、下运动的频率。
它约为60～85次/分（1HZ～1.6HZ），振动加速度极限值为0.2～0.3g。
为了保证所运输货物的完整性，车身振动加速度也不宜过大。
如果车身加速度达到1g，未经固定的货物就有可能离开车厢底板。
所以，车身振动加速度的极限值应低于0.6～0.7g。
6.2.1.1平顺性评价指标
在综合大量资料基础上，国际标准化组织ISO提出了ISO2631《人体承受全身振动的评价指南》。
该标准用加速度均方根值（rms）给出了在中心频率1～80HZ振动频率范围内人体对振动反应的三种不同的感觉界限。
我国参照ISO2631制定了国家标准《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》和《客车平顺性评价指标及极限》。
ISO2631用加速度均方根值给出了人体在1～80Hz振动频率范围内对振动反应的三个不同感觉界限：
舒适－降低界限、疲劳－工效降低界限和暴露极限。
舒适－降低界限与保持舒适有关。
在此极限内，人体对所暴露的振动环境主观感觉良好，并能顺利完成吃、读、写等动作。
疲劳－工效降低界限与保持工作效率有关。
当驾驶员承受振动在此极限内时，能保持正常地进行驾驶。
暴露极限通常作为人体可以承受振动量的上限。
当人体承受的振动强度在这个极限之内，将保持健康或安全。
三个界限只是振动加速度容许值不同。
“暴露极限”值为“疲劳－工效降低界限”的2倍（增加6dB）；“舒适－降低界限”为“疲劳-工效降低界限的1/3.15（降低10dB）；而各个界限容许加速度值随频率的变化趋势完全相同。
图6-15a和图6-15b分别为在双对数坐标下的垂直和水平方向振动对人体影响的“疲劳－工效降低界限”。
在一定的频率下，随着暴露（承受振动）时间加长，感觉界限容许的加速度值下降。
所以，可用达到某一界限允许暴露时间来衡量人体感觉到的振动强度的大小。
由图6-15的曲线族可知，人体最敏感的频率范围，对于垂直振动为4～8Hz；对于水平振动为1～2Hz以下。
在2.8Hz以下，同样的暴露时间，水平振动加速度容许值低于垂直振动。
频率在2.8Hz以上则相反。
为了用“疲劳－工效降低界限”评价汽车平顺性，首先要对经过汽车座椅传至人体的振动进行频谱分析，得到1/3倍频带的加速度均方值谱。
ISO2631推荐的两种评价方法是1/3倍频带分别评价法和总加速度加权均方值评价法。
6.2.1.2 1/3倍频带分别评价法
直接分别评价法是把“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。
1/3倍频带上限频率与下限频率的比值为
（6-28）
中心频率为
（6－29）
上限频率、下限频率与中心频率的关系为
（6-30）
分析带宽为
（6－31）
将振动传至人体加速度的功率谱密度，对所对应的1/3倍频带中心频率在带宽区间积分，得到各个1/3倍频带的加速度均方值分量，即
（6-32）
带宽加速度均方根值分量的大小，不能真正反映人体感觉振动强度的大小。
为此，引入人体对不同频率振动敏感程度的频率加权函数。
将人体最敏感频率范围以外的各1/3倍频带加速度均方根值分量进行频率加权，等效于4～8Hz（垂直）、1～2Hz（水平）的分量数值。
即按人体感觉的振动强度相等的原则，折算为最敏感的频率范围。
用和最敏感频率范围的允许加速度均方值根值比较，确定按疲劳-工效降低界限或舒适降低界限允许的暴露时间和。
加权加速度均方根值分量的计算式为
（6-33）
式中：
--第i频带的中心频率，Hz；
--频率加权函数。
垂直方向振动的频率加权函数为
（6-34）
水平方向振动的频率加权函数为
（6-35）
加权加速度均方根值分量反映了人体对各1/3倍频带振动强度的感觉。
1/3倍频带分别评价法的评价指标就是中的最大值。
此法认为，当有多个频带的振动能量作用于人体时，各频带的作用无明显联系，对人体的影响主要是由单个影响最突出的频带所造成。
因此，要改善行驶平顺性，主要避免振动能量过于集中，尤其是在人体最敏感的频率范围内，不应该有突出的尖峰。
6.2.1.3总加权值评价法
在处理平顺性试验结果或计算设计参数对振动的影响时，通常还采用传至人体振动的加速度均方根值或车身振动的加速度均方根值作为评价平顺性的指标。
这种方法比较简单，适用振动频率分布相似的条件下进行对比。
和值等于1～80Hz中20个1/3倍频带加速度均方根值分量或平方和的平方根。
即
（6-36）
式中：
N－频带数。
总加权值反映了全部振动能量的大小，而且振动加速度均值为零，所以和代表加速度幅值波动的范围。
总加权值还可利用计权滤波网络，由均方根值检波器读出。
在《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》（GB4970－85）和《客车平顺性评价指标及极限》（GB/T12477－90）中均把总加速度加权均方根值列为平顺性评价指标之一。
当各1/3倍频带加速度加权均方根值分量彼此相等时，1/3倍频带分别评价指标和总加速度加权均方根值的关系为
（6-37）
式中，n为总的频带数。
在只有一个1/3倍频带有值的窄带振动条件下（n=1），能量分布都集中在该1/3倍频带内。
总加速度加权均方根值显然就是前面1/3频带分别评价方法所考虑的，对人体影响最突出的那个频带的加速度均方值。
＝ （6-38）
只是此值已折算到人体最敏感的频率范围，所以，可将值与“疲劳-工效降低界限”上人体最敏感频率范围的容许值比较来进行评价。
汽车座椅传递给人体的振动主要是10Hz以下的宽带随机振动，总频带数n约为10。
若各都相等，则
（6-39）
实际上，各1/3倍频带的不相等，实际测算为
（6-40）
因ISO2631图中给出的界限值是针对1/3倍频带分别评价法给的，用总加速度加权均方根值进行评价时，允许界限值也要相应调整，即比ISO2631给的允许值增大到2倍，否则会偏于保守。
为了便于分析，需要对由多质量组成的汽车振动系统进行简化。
图6-16为经过简化的振动系统模型。
在研究振动时，常将汽车由当量系统代替，即把汽车视为由彼此相联系的悬挂质量与非悬挂质量所组成。
汽车的悬挂质量由车身、车架及其上的总成所构成。
该质量通过质心的横轴Y的转动惯量为，悬挂质量由减振器和悬架弹簧与车轴、车轮相连。
车轮、车轴构成的非悬挂质量为，车轮再经过具有一定弹性和阻尼的轮胎支承路面上。
悬架结构、轮胎、悬挂质量和非悬挂质量是影响汽车平顺性的重要因素。
6.2.2.1悬挂结构
悬挂结构主要指弹性元件、导向装置与减振装置，其中弹性元件与悬架系统中阻尼影响较大。
6.2.2.1.1弹性元件
将汽车车身看成一个在弹性悬架上作单自由度振动的质量时，其固有频率为
（6-41）
式中：
－悬架刚度，；
－悬挂重力，；
－重力加速度，；
－悬挂重力作用下的悬架的静挠度，mm。
（6-42）
由式（6-41）可见，减少悬架刚度C，可降低车身的固有频率。
当汽车的其它结构参数不变时，要使悬架系统有低的固有频率，悬架就必须具备很大的静挠度。
它是指汽车满载时，刚度不变的悬架在静载荷下的变形量。
对变刚度悬架，静挠度是由汽车满载时，悬架上的静载荷和与相应的瞬时刚度来确定。
目前，汽车悬架的静挠度的变化范围见表6-3。
表6-3汽车悬架静挠度的变化范围，单位：
mm
车型
轿车
货车
大客车
越野车
悬架静挠度
100～300
50～110
70～150
60～130
汽车前、后悬架静挠度的匹配对行驶平顺性也有很大影响，若前、后悬架的静挠度以及振动频率都比较接近，共振的机会减少。
为了减少车身纵向角振动，通常后悬架的静挠度要比前悬架的小些。
据统计，一般取=（0.7～0.9）。
对于短轴距的微型汽车，为了改善其乘坐舒适性，把后悬架设计得软一些，也就是使>。
为了防止汽车在不平路面上行驶时经常冲击缓冲块，悬架还应有足够的动挠度（指悬架平衡位置到悬架与车架相碰时的变形）。
前、后悬架的动挠度常根据其相应的静挠度选取，其数值主要取决于车型和经常使用的路面状况，动挠度值与静挠度之间的关系为
（6-43）
越野车的可按货车范围取上限，以减少车轮悬空和悬架击穿现象。
减少悬架刚度，即增大静挠度，可提高汽车行驶平顺性。
但刚度降低会增加非悬挂质量的高频振动位移。
而大幅度的车轮振动有时会使车轮离开地面，前轮定位角也将发生显著变化，在紧急制动时会产生严重的汽车“点头”现象。
转弯时因悬架侧倾刚度的降低，会使车身产生较大的侧倾角。
为了防止路面对车轮的冲击而使悬架与车架相撞，要相应地增加动挠度，即要有较大的缓冲间隙，对纵置钢板弹簧，就要增加弹簧长度等，从而使悬架布置发生困难。
为了使悬架既有大的静挠度又不影响其它性能指标，可采取一些相应措施，如采用悬架刚度可变的非线性悬架。
由于非线性悬架的刚度随动行程增大，就可以在同样的动行程中，得到比线性悬架更多的动容量（指悬架从静载荷时的位置起，变形到与车架部分接触时的最大变形）。
悬架的动容量越大，对缓冲块撞击的可能性就越小。
现代货车在后悬架上采用钢板弹簧加副簧即为此种最简易的办法。
为使载荷增减时，静挠度保持不变，较为理想的是在悬架系统中设置自动调节车身高度的装置。
这样，悬架弹性特性曲线就应如图6-17所示那样一条曲线。
图6-17画出了有代表性的三条弹性曲线。
曲线1、2和3分别表示静载荷值为满载，半载和空载时的情况。
由于有一组曲线，虽然载荷发生了变化，但静挠度可以保持不变（静挠度指图6-17上a-a′点在横坐标上的投影到O点的距离，O点为曲线上a、a＂、a′诸点所作切线的交点）。
这组曲线的另一特点是这些曲线在悬架行程中各点的斜率也是不同的，即悬架刚度还随行程而变化。
一般是在静载时（行程中间位置）刚度小，而在离静载荷较远的两端，如在压缩行程b、c、d处和伸张行程的A点处的刚度就较大，做到了在有限的动行程范围内有足够的动容量。
采用变刚度特性曲线的悬架，对于载荷变化较大的货车而言，会明显地改善行驶平顺性。
例如，某货车在满载时，后悬架的载荷约为空车的4倍多，假定悬架刚度不变，若满载时的静挠度等于100mm时，则空车时的静挠度将不到25mm。
不难算出，满载时的振动频率为1.6Hz，而空车时的频率则为3.2Hz。
显然，空车时的振动频率过高，平顺性很差。
如果采用变刚度悬架，使空车时的刚度比满载时的低，就会降低空车的振动频率而改善汽车行驶的平顺性。
6.2.2.1.2阻尼系统的阻尼
为了衰减车身自由振动和抑制车身、车轮的共振，以减小车身的垂直振动加速度和车轮的振幅（减小车轮对地面压力的变化，防止车轮跳离地面），悬架系统中应具有适当的阻尼。
在悬架系统中，引起振动衰减的阻尼来源很多。
例如，在有相对运动的摩擦副中，轮胎变形时橡胶分子间产生摩擦，或在系统中设减振器等。
对于各种悬架结构，以钢板弹簧悬架系统的干摩擦最大，钢板弹簧叶片数目越多，摩擦越大。
所以，有的汽车采用钢板弹簧悬架时，可以不装减振器，但阻尼力的数值很不稳定，钢板生锈后阻力过大，不易控制。
而采用其它内摩擦很小的弹性元件（如单片钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧等）的悬架，必须使用减振器，以吸收振动能量，使振动迅速得到衰减。
减振器的阻力常用相对阻尼系数来评价，即
（6-44）
式中：
－减振器阻力系数；
－悬挂质量。
为了使减振器阻尼效果好，又不传递大的冲击力，常把压缩行程的阻尼和伸张行程的阻尼取不同值。
在弹性元件的压缩行程，为了减少减振器传递的路面冲击力，选择较小的相对阻尼系数；而在伸张行程，为使振动迅速衰减，选择较大的相对阻尼系数。
一般减振器的与之间的关系为
=（0.25～0.5） （6-45）
单向作用减振器时，=0，即减振器压缩行程无阻尼，只在伸张行程有阻尼作用。
对于不同悬架结构型式及不同的使用条件，满足平顺性要求的相对阻尼系数的大小应有所不同。
在设计时，通常先取压缩行程和伸张行程相对阻尼系数的平均值。
对于无内摩擦的弹性元件（如螺旋弹簧）悬架，＝0.25～0.35。
对于有内摩擦的钢板弹簧悬架，相对阻尼系数较小。
如解放牌载货汽车前悬架的相对阻尼系数0.13；其中=0.174，=0.086。
后悬架的可取稍大值。
对于越野汽车或行驶路面条件较差的汽车取值较大，一般>0.3。
为避免悬架碰到车架，也应加大，可取0.54。
减振器可提高汽车行驶平顺性，还可增加悬架的角刚度，改善车轮与道路的接触条件，防止车轮离开路面，因而可改善汽车的稳定性，提高汽车的行驶安全性。
改进减振器的性能，对提高汽车在不平道路上的行驶速度有很大的作用。
悬架系统的干摩擦可使悬架的弹性元件部分或人为地被锁住，使汽车只在轮胎上发生振动，因而增加振动频率，且使路面冲击容易传给车身。
因此，为了减少钢板弹簧叶片间的摩擦，应减少片数；妥善地计算各片在自由状态时的曲率半径，将各片端部切成梯形或半圆形，以保证各片间接触压力分布均匀；在各片间加润滑脂或减摩衬垫等方法减少干摩擦。
6.2.2.2轮胎
轮胎对行驶平顺性的影响取决于轮胎的径向刚度，轮胎的展平能力以及轮胎内摩擦所引起的阻尼作用。
减少轮胎径向刚度，可使悬架换算刚度减小10%～15%。
当汽车行驶于不平道路时，由于轮胎的弹性作用，轮胎位移曲线较道路断面轮廓要圆滑平整，其长度较道路坎坷不平处的实际长度大，而曲线的高度则较道路不平的实际高度小，即所谓的轮胎展平能力。
它可使汽车在高频的共振振动减小。
由于轮胎内摩擦所引起的阻尼作用，对于轿车轮胎的相对阻尼系数可达0.05～0.106。
为了提高汽车行驶平顺性，轮胎径向刚度应尽可能减小。
在采用足够软的悬架的情况下，在相当大的行驶速度范围内，低频共振的可能性完全可以消除。
但轮胎刚度过低，会增加车轮的侧向偏离，影响稳定性，同时，还使滚动阻力增加，轮胎寿命降低。
6.2.2.3.悬挂质量
车身振动主要是以自振频率进行的振动，即由于车身偏离平衡位置时所积蓄的能量所产生的振动。
为了研究汽车在纵向垂直平面内的自由振动，将汽车的悬挂质量M分解为由无质量的刚性杆互相连接的前轴上的质量、后轴上的质量以及质心C上的质量的三个集中质量（见图6-18）。
它们的大小由下述三个条件决定。
总质量保持不变
（6-46）
质心位置不变
（6-47）
转动惯性的值保持不变
（6-48）
解式（6－46）、（6－47）和（6－48）可得出三个集中质量的值分别为
（6-49）
（6-50）
（6-51）
式中：
－绕横轴的回转半径；
、－车身质心至前、后轴的距离；
－轴距。
由式（6－49）～式（6－51）可见，当悬挂质量分配系数等于1时，质心上的质量=0。
此时，前、后轴上的集中质量、的垂直方向运动相互独立。
亦即，当前轮遇到路面不平度而引起振动时，质量运动，而质量不运动，反之亦然。
为了维持这个条件，应保证相应数值，例如把质量分配到汽车的两端（发动机前移，行李仓后移等）；或者改变汽车质心的位置。
但这有时难以实现。
减少公共汽车和载货汽车的悬挂质量。
由于车身振动的低频和加速度增加，会大大降低行驶平顺性。
在此情况下，为了保持良好的行驶平顺性，应采用等挠度悬架，使悬架刚度随悬挂质量的减小而减小。
座位的布置对行驶平顺性也有很大影响。
实际感受和试验表明：
座位接近车身的中部，其振动最小。
座位位置常由它与汽车质心间的距离来确定，用座位到汽车质心距离与汽车质心到前（后）轴的距离之比评价座位的舒适性。
该比值越小，车身振动对乘客的影响越小。
对载货汽车和公共汽车，座位在高度上的布置也是重要的。
为了减小水平纵向振动的振幅，座位在高度方面与汽车质量中心间的距离应该不大。
弹簧座椅刚度的选择要适当，防止因乘客在座位上的振动频率与车身的振动频率重合而发生共振。
对于具有较硬悬架的汽车，可采用较软的坐垫。
对于具有较软悬架的汽车，可采用较硬的坐垫。
6.2.2.4.非悬挂质量
减小非悬挂质量可降低车身的振动频率，增高车轮的振动频率。
这样就使低频共振与高频共振区域的振动减小，而将高频共振移向更高的行驶速度，对行驶平顺性有利。
其次减小非悬挂质量，还将引起高频振动的相对阻尼系数增加（），因而减振器所吸收的能量减少，工作条件可以获得改善。
非悬挂质量可因悬架导向装置型式而改变，采用独立悬架，可使非悬挂质量减小。
常用非悬挂质量与悬挂质量之比评价非悬挂质量对行驶平顺性的影响。
比值越小，行驶平顺性越好。
对于现代轿车=10.5～14.5％，可以保证良好的行驶平顺性。
总之，影响行驶平顺性的结构参数很多，且其关系错综复杂，必须对这些参数进行综合分析，以便正确选择参数，提高汽车行驶的平顺性。
乘坐舒适性在很大程度上还取决座位的结构、尺寸、布置方式和车身（或载货汽车的驾驶室）的密封性（防尘、防雨、防止废气进入车身）、通风保暖、照明、隔声等效能，以及是否设有其它提高乘客舒适的设备（钟表、收音机、烟灰盒、点烟器等）。
有些国外大客车，尤其是长途公共汽车的座位都充分考虑舒适性。
如美国的长途客车因乘客乘坐时间长，要求有更好的舒适性，一般都设有半躺座椅或可调的活动座椅，座椅的布置尽可能使乘客面朝前方，并设有阅读专用灯、洗漱室、快餐部和广播设备，以适应长途旅行的需要。
另外，大客车的发动机多采用后置式，以利于隔绝噪声和方便维修。
车身越来越多采用承载式结构、空气悬架，以减轻振动和噪声。
市内公共汽车因需经常起步、加速和换档，传动系统多采用液力－机械自动变速器和自动变速器，以实现自动换档和无级变速，减轻驾驶员的疲劳和改善发动机功率的利用。
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