6
( 7)
结束语
以上轮胎不平衡激励经分析是一阶激励 , 不能 产生高阶激励 , 而试验中轮胎的高阶激励确实存 在 。下面分析轮胎不均匀的影响 , 来寻找高阶激励 产生的原因 。 轮胎不均匀产生的激励 轮胎是由橡胶和帘线等构成 , 轮胎圆周各点上 的纵向 、 横向弹性常数不可能相同 ,因此在加上负荷 后使轮胎旋转 ,车轴的上下振幅如图 6 所示 [4 ] 。 由曲 线可知 ,振动是由几种振动的耦合 ,存在一阶到数阶
G ( n ) 可表示为如下形式 :
路面不平度是汽车行驶时最主要的激励 , 是随 机的 , 主要采用统计特性来描述 。四轮汽车 ( 如图 1 所示) 振动的路面输入谱矩阵完整表达形式如下[2 ] :
1 [ G ( n ) ] = Gx x ( n ) 1
e e
j2πnL j2πnL
1 1
e e
- j2πnL - j2πnL
图 3 曲柄连杆双质量代换系统
( 2) 曲轴转矩的合力矩
四缸发动机只有 2 、 4、 6… 阶谐量起作用 , 其它 阶次的谐量全部抵消掉了 。忽略高阶谐量 , 只取二 阶 ,则发动机的曲轴转矩为 :
M Z = 4 M i = 4[ A 4 cos2ωt + ( B 4 -
时轮胎都经过严格的不平衡检查 , 但车辆使用过程 中由于轮胎的磨损 ,都会超过这个限度 。 根据以上分析 , 结合轮胎安装的几何结构 , 仔 细分析轮胎的不平衡 , 会发现由于汽车的前轮本身 存在着外倾角及前束角 , 随着轮胎的旋转 , 轮胎的 不平衡质量的激励可以分解成三个方向的激励 。 虽 然前轮的外倾角和前束角很小 , 在车速较低时作用 较小 ,但车速很高时就不能忽视它的作用 。 如图 5 所示 , ∠A 是轮胎外倾角 , ∠B 是轮胎
ω rco s2ωt = - 4 mB λ
2
( 4)
(a) ( b)
式中 ω — 发动机曲轴旋转角速度 — — mB 、 mA — — — 单缸曲柄连杆机构和活塞组件简 化为两个集中质量 ( 如图 3 所示)
图 4 轮胎不平衡示意图
如图 4 ( b ) 所示 , 轮胎两侧的重心与旋转轴的偏 移距的位置不同 ,两侧的静不平衡量将对 X 轴产生 扭矩作用 , 旋转时有不平衡力偶作用 , 这就是轮胎 的动不平衡 。 轮胎的不平衡对车辆影响很大 , 因此汽车出厂
离 , n 为空间频率 。 直接输入路面谱矩阵的各元素是非常困难的 , 把路面谱矩阵表示成传递函数形式最方便 ,因此 ( 1) 式可改写为 :
1 [ G ( n ) ] = Gx x ( n )
H* ( n ) e
- j2πnL - j2πnL
1
H( n) e
- j2πnL - j2πnL
T
( 2)
重 庆 先 后 开 发 了 两 代 ABS 产品 。 第一代 ABS 装置的电子控 制单元 ( ECU) 采用了 Z80 芯片 。 第 二 代 ABS 装 置 为 FKX - ACI 型 , 适用于中型汽车 。其中微处 理器 CPU 采用了美国 INTEL 公 司的 MCS - 96 系列 8098 芯片 。 他 们独立研制了控制软件、 传感器和 执行器 ,并在部分车辆上试装。 “防抱制动装置关键技术研 究” 是国家科委 “九五” 科技攻关 项目 , 东风汽车公司和南京汽车 厂两种车型匹配防抱制动装置的 研究课题基本完成 。
重型汽车 1999( 6) 总 55 期
・ 11 ・
发动机在车架上的整机振动对整车振动的影响 。 发动机的惯性力是各缸惯性力的矢量和 , 而且 可能产生惯性力矩 [3 ] 。图 2 所示为四缸直列发动机 受力情况 。由于本身具有较好的平衡性 , 旋转惯性 力对坐标圆点的合力 FY 、 合力矩 M X 及往复惯性力 的合力矩 M Y 均为零 , 只存在往复惯性力 FX 和各 个曲拐的转矩 M Z 。
4
传动轴不平衡激励
传动轴是高速旋转件 , 由于其回转轴线与质量 中心的不重合 , 同样会产生激振力 。它的一阶不平 衡激励可用下式表示 : 2 ω ( 6) sinωt f ( t) = me
5
轮胎激励
轮胎作为高速旋转件 , 又是与地面直接接触的
减振部件 , 是汽车最重要的部件之一 。充气的轮胎 主要是靠内部空气压力来支承车身重量 , 具有弹 性 , 它从径向和侧向对车身提供弹性支承 , 从而能 够对来自路面的强制力起到缓冲作用 。 5. 1 轮胎的不平衡激励 轮胎由于制造时的误差及使用时的偏磨 , 会产 生不平衡 。轮胎的不平衡包括静 、 动不平衡 。 如图 4 所示 , 轮胎的重心 G 不通过旋转轴而产 生的偏移距 e , 形成了轮胎的静不平衡量 m e ( m 是 轮胎的质量) , 轮胎以 ω 角速度旋转时产生了大小 ω) 2 / g 的离心力 ,频率 f = ω/ 2π。 为 m (e 低速时力 较小 ,高速时对整车的影响较大 ,如图 4 ( a ) 所示 。
收稿日期 :1999 年 9 月 7 日
发动机是汽车产生振动的主要激励源之一 , 其 工作是将活塞的往复运动转化为曲柄的旋转运动 。 气缸内的燃气压力和运动件产生的不平衡惯性力周 期性变化的结果 , 会使曲轴系统和发动机整体产生 振动 。本文中忽略发动机扭转振动的影响 , 只研究
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在研制飞机防抱制动装置的 基础上 , 西安研制了两代汽车防 抱制动装置 , 并将该产品在客车 和 EQ - 1090E 型汽车上使用 , 效 果较好 。 随着 1992 年我国检验防抱制 动装置的国家标准 G B 13594 — 92 《汽车防抱制动系统性能要求和 试验方法》的出台 , 国内许多高 等学校 、研究机构及相应的生产 部门都在对汽车制动防抱装置进 行研究 , 努力使制动防抱装置在 我国汽车工业中得到广泛普及和 飞速发展 。
tio n. SA E962271
3 Manf red Mit schke. Influence of t he Engine o n t he Vihicle Vibra 4 小林明 . 汽车工程手册第一分册[ 日 ]. 机械工业出版社 ,1984
法规 ,并使其成为强制性法规 ,决 定首先在重型车和大客车上装备 制动防抱装置 。 东风汽车公司是我国从事 ABS 研究较早的厂家之一 。他们 从 80 年代初开始 ABS 的研究 ,有 一个专门的 ABS 研究机构 , 先后 对瓦布科 ( WABCO) ABS 产品进 行剖析 ,并做了大量的试验 ,还将 该公司 ABS 装置安装在 EQ - 145 型汽车上 , 在各种路面上进行试 验和分析 , 并开始逐步进行自主 开发 。
( 3)
图 1 四轮汽车示意图
汽车的路面不平度输入是强迫振动 — 基础扰动 问题 , 经过车轮和悬架的弹簧阻尼施加给系统强迫 运动干扰 , 一端是系统内部点 , 另一端是外部激励
Gxy ( n ) e Gyy ( n ) e Gxy ( n ) Gyy ( n )
L - j2 nπ
Gxx ( n ) Gxy ( n ) Gxx ( n ) e
- j2πnL
点 。采用将激励点作为内部点来处理 , 即在激励点 加特大质量与地相连 。
(1 )
[G ( n ) ] =
共 轭
Gyy ( n ) Gyx ( n ) e
L - j2 nπ
L - j2 nπ
3
发动机激励
Gxx ( n )
对
称
式中 : Gx x ( n ) 、 Gyy ( n ) 、 Gx y ( n ) 及 Gy x ( n ) 为 X ( I ) 、Y ( I ) 的自谱 、 互谱 , X ( I ) 、Y ( I ) 为左右两个 轮迹的不平度 , I 为路面长度坐标 , L 为后轮滞后距
图 2 发动机受力分析图
( 1) 往复惯性力的合力
4
FX =
i = 1
∑F
( i)
X
2 ) = - mB ω r [ co sωt + co s (ωt + 180° 2
) + co sωt ] - mB λ ω r [co s2ωt + co s (ωt + 180° ) + co s2 (ωt + 180° ) + co s2ωt ] + co s2 (ωt + 180°
1
前言
汽车在行驶时始终处于振动状态 — — — 由于路面 不平度 、 发动机工作产生的激励 、 车轮与传动系统的 不平衡以及齿轮的冲击等内外激振的作用而产生整 车和局部的强烈振动[1 ] 。 在汽车高速行驶时 ,汽车的 这种振动影响汽车的平顺性和操纵稳定性 , 使汽车 的动力性得不到充分发挥 ,经济性变坏 ; 高频的振动 还会产生噪声 , 使乘员产生不舒服和疲乏的感觉 , 甚 至损坏汽车零部件 , 缩短汽车的使用寿命。现在人们 对汽车的使用性能要求越来越高 , 解决汽车高速振动 问题具有重要意义。 本文对引发汽车高速振动的内外 激励进行分析 ,从而能够更准确地模拟整车振动。
前束角 , ∠C 是主销后倾角 , ∠D 是主销内倾角 , R 是车轮半径 , L 是 OO′ 间的距离 , m 是所加的不平 衡块质量 ,ωt 是车轮转角 。
的振动成分 ,三阶以上振幅很小 ,可忽略 。 轮胎侧向 同径向一样 , 也存在多次振动成分 。虽然高次振动 的具体幅值有待进一步研究 , 但我们从以上分析中 可知轮胎二阶以上激励的来源 。 轮胎的不平衡量变 大将使车轴的振动加剧 ,从而使各阶成分都加大 。
5. 2 ( 上接第 5 页)
本文对汽车高速行驶时的内外部激励进行全 面分析 , 这些激励包括路面不平度激励 、 发动机激 励、 传动轴不平衡激励和轮胎激励 。以此可以建立 模拟汽车垂向和横向振动的整车模型 , 研究汽车高 速行驶性能 。