陳少鋒 陳?ài)? 于文華

摘 要:本文對(duì)整車(chē)振動(dòng)特性的研究?jī)?nèi)容、模型和方法進(jìn)行綜述,綜合分析了整車(chē)振動(dòng)平順性的研究概況,指出了整車(chē)振動(dòng)平順性研究存在的一些問(wèn)題,并對(duì)未來(lái)整車(chē)振動(dòng)特性研究的發(fā)展方向提出一些建議。

關(guān)鍵詞:整車(chē)振動(dòng)平順性發(fā)展動(dòng)態(tài)

中圖分類(lèi)號(hào):S776.29 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A 文章編號(hào):1674-098X(2012)06(a)-0008-02

車(chē)輛整車(chē)振動(dòng)平順性研究主要體現(xiàn)在整車(chē)平順性的評(píng)價(jià)指標(biāo)和方法、車(chē)輛平順性的提高和改進(jìn)(振動(dòng)響應(yīng)的求解方法、構(gòu)建整車(chē)振動(dòng)模型和分析主要部件總成)、路面特性對(duì)整車(chē)振動(dòng)平順性的影響,目前國(guó)內(nèi)外關(guān)于整車(chē)振動(dòng)特性的研究主要從這三方面進(jìn)行展開(kāi)。

1 整車(chē)平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)和方法的研究

分析研究整車(chē)的振動(dòng)動(dòng)態(tài)特性,提高整車(chē)平順性使汽車(chē)正常工作時(shí)其振動(dòng)情況能維持在一定閾值內(nèi),從而保持乘員的舒適性。人體對(duì)整車(chē)振動(dòng)的反應(yīng)不僅取決于振動(dòng)的頻率、強(qiáng)度、作用方向和持續(xù)時(shí)間等振動(dòng)的客觀(guān)因素,人的心理與身體素質(zhì)等主觀(guān)因素也和其有著密切的關(guān)系。2000年張樹(shù)強(qiáng)在《汽車(chē)?yán)碚摗分锌偨Y(jié)了客觀(guān)和主觀(guān)兩種評(píng)價(jià)車(chē)輛平順性的方法,客觀(guān)評(píng)價(jià)主要著眼影響平順性的隨機(jī)路面不平度輸入特性、動(dòng)力總成傳動(dòng)系扭振特性、人體—座椅系統(tǒng)特性等與車(chē)輛相關(guān)的振動(dòng)系統(tǒng),以車(chē)廂座椅傳遞到人體的加速度均方根值、懸架彈簧的動(dòng)撓度和車(chē)輪與懸架之間的動(dòng)載荷作為評(píng)價(jià)指標(biāo)[1]。主觀(guān)評(píng)價(jià)是由有經(jīng)驗(yàn)的駕駛員和乘客按預(yù)定方式駕駛一組車(chē)輛,根據(jù)身體主觀(guān)感受填寫(xiě)相應(yīng)的主觀(guān)評(píng)價(jià)表來(lái)確定車(chē)輛的平順性[2]。

1997年國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織制定了目前最全面的IS02631/1-1997《人體承受全身振動(dòng)評(píng)價(jià)第一部分:通用要求》,此標(biāo)準(zhǔn)先計(jì)算各自由度上總的加權(quán)均方根值和各輸入點(diǎn)的振動(dòng)加速度均方根,然后計(jì)算人體承受的總加速度均方根值,并和人的主觀(guān)感覺(jué)來(lái)判斷乘員舒適性從而解決了長(zhǎng)時(shí)間作用的隨機(jī)振動(dòng)和多輸入點(diǎn)、多軸向振動(dòng)環(huán)境對(duì)人體影響時(shí)的客觀(guān)評(píng)價(jià)和人體主觀(guān)感覺(jué)的一致性。我國(guó)從70年代后期開(kāi)始研究并參照國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)在1996年和2007年制定了GB/T4970-1996《汽車(chē)平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》和GB/T13441.1-2007《機(jī)械振動(dòng)與沖擊人體暴露于全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)第一部分:一般要求》。從此,我國(guó)在汽車(chē)平順性評(píng)價(jià)研究方面逐漸進(jìn)入成熟階段。2007年?yáng)|北大學(xué)李朝峰引入煩惱率分析法使評(píng)價(jià)結(jié)果得到量化,打破了原來(lái)等級(jí)式的平順性評(píng)價(jià)結(jié)果[3]。2008年同濟(jì)大學(xué)馬澤升將模糊綜合法運(yùn)用于汽車(chē)振動(dòng)舒適性評(píng)價(jià),通過(guò)多目標(biāo)多級(jí)模糊逐層評(píng)價(jià)解決了不同車(chē)速、測(cè)點(diǎn)、路面等因素對(duì)汽車(chē)平順性評(píng)價(jià)帶來(lái)的影響。2008年公路科學(xué)研究院的周煒建立六自由度汽車(chē)懸架的振動(dòng)模型后運(yùn)用遺傳神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)算法分析得到基于煩惱率模型的振動(dòng)舒適性評(píng)價(jià)方法。

2 整車(chē)平順性的提高和改進(jìn)研究

根據(jù)汽車(chē)振動(dòng)學(xué)理論可知汽車(chē)振動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)由多個(gè)振動(dòng)子系統(tǒng)所組成的多自由度“質(zhì)量一剛度一阻尼”系統(tǒng),大致分為汽車(chē)車(chē)身和動(dòng)力傳動(dòng)系兩個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)[2]。這些不同規(guī)律的振動(dòng)形式及其耦合深刻影響汽車(chē)的平順性和使用壽命。

2.1 整車(chē)振動(dòng)模型構(gòu)建的研究

目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者主要根據(jù)研究目的不同將實(shí)際車(chē)輛進(jìn)行不同程度的簡(jiǎn)化建立相應(yīng)的研究模型進(jìn)行振動(dòng)分析,主要有兩自由度的1/4模型、平面五自由度的1/2模型和三維整車(chē)模型。

當(dāng)車(chē)身質(zhì)量分布均勻時(shí)(即質(zhì)量分配系數(shù)接近l),建立1/4車(chē)輛的兩自由度振動(dòng)系統(tǒng)模型[4]。此模型求解簡(jiǎn)單快捷,雖然能滿(mǎn)足早期對(duì)汽車(chē)懸架和座椅的振動(dòng)特性研究,但只能分析車(chē)身的垂直振動(dòng)而不能研究縱向角振動(dòng)和側(cè)傾振動(dòng)。1976年郭孔輝院士為了分析懸架系統(tǒng)對(duì)各種輸入的響應(yīng)建立了單輸入2自由度車(chē)輛系統(tǒng)。1983年張洪欣將車(chē)輛簡(jiǎn)化為5自由度振動(dòng)模型,此模型為平面五自由度的1/2車(chē)輛系統(tǒng);該模型認(rèn)為車(chē)輛在縱垂面上振動(dòng)應(yīng)用于車(chē)輛相對(duì)于縱垂面完全對(duì)稱(chēng)且左右車(chē)輪下的路面不平度變化完全一樣時(shí)[3]。它不僅能反映前后輪在路面不平激勵(lì)下的垂直振動(dòng),還能體現(xiàn)路面對(duì)車(chē)身縱向角振動(dòng)的作用,廣泛應(yīng)用在懸架優(yōu)化分析、汽車(chē)平順性預(yù)測(cè)與模擬上。三維整車(chē)多自由度模型可以全面反映車(chē)身的垂直振動(dòng)、縱向角振動(dòng)、側(cè)向角振動(dòng)以及路面不平激勵(lì),該模型將四個(gè)車(chē)輪所受路面激勵(lì)的差異及車(chē)身的側(cè)傾對(duì)車(chē)身振動(dòng)的影響考慮進(jìn)來(lái),還能將前后懸架的不同組合情況表現(xiàn)出來(lái)[3]。

另外,為更精確分析汽車(chē)某一部分的耦合振動(dòng),需考慮建立更加復(fù)雜的系統(tǒng)模型。為研究乘員座椅的振動(dòng)情況,需考慮座椅和車(chē)廂的三維振動(dòng)以及座椅與車(chē)廂的耦合振動(dòng),應(yīng)建立相對(duì)應(yīng)的十五自由度的振動(dòng)模型。雖然模型更加精確,但計(jì)算精度降低,計(jì)算量大增。

2.2 動(dòng)力傳動(dòng)系振動(dòng)的研究

汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系由動(dòng)力總成、傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋總成組成,是車(chē)輛振動(dòng)和噪聲的重要來(lái)源?；谲?chē)輛振動(dòng)學(xué)可將動(dòng)力傳動(dòng)系振動(dòng)分為彎曲振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng),主要因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)和路面周期性振動(dòng)的頻率與動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率接近時(shí)導(dǎo)致共振。這種振動(dòng)不僅影響動(dòng)力傳動(dòng)系的正常運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生噪聲,還會(huì)引起車(chē)身的垂直振動(dòng)、縱向角振動(dòng)和側(cè)傾振動(dòng)。因此,建立動(dòng)力傳動(dòng)系的振動(dòng)分析模型,尋求降低振動(dòng)的影響措施,是整車(chē)振動(dòng)的重要研究課題之一。

依據(jù)系統(tǒng)的動(dòng)能和勢(shì)能不變的原則,將振動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為由無(wú)彈性的慣性盤(pán)和無(wú)質(zhì)量的彈性軸組成的當(dāng)量系統(tǒng),測(cè)定各零部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)建立相應(yīng)的力學(xué)和數(shù)學(xué)模型計(jì)算扭振的固有特性[4]。重慶大學(xué)的劉劍運(yùn)用有限元方法將傳動(dòng)系離散化建立多自由度動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)激勵(lì)下的強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)分析獲得整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性[5]。

動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的研究方法目前主要是模態(tài)綜合法和有限元法。模態(tài)綜合法的基本思想是將動(dòng)力傳動(dòng)系分為若干子系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析建立自由模態(tài)方程,利用約束條件簡(jiǎn)化自由度,獲得自由度大大縮減又保持系統(tǒng)特性的組合系統(tǒng)方程,最后分析整個(gè)系統(tǒng)的固有振動(dòng)特性[6-11]。2010年重慶大學(xué)魏勇在傳動(dòng)系扭振分析中引入攝動(dòng)有限元法,介紹其在傳動(dòng)系扭振中的應(yīng)用并取得一定成果。2012年吉林大學(xué)汽車(chē)仿真與控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室的史文庫(kù)應(yīng)用有限元法對(duì)某后驅(qū)動(dòng)橋異常振動(dòng)的汽車(chē)進(jìn)行模態(tài)分析確定異常振動(dòng)區(qū)為后橋一階彎曲模態(tài)。由于車(chē)輛動(dòng)力傳動(dòng)系結(jié)構(gòu)復(fù)雜邊界條件難以確定,目前有限元方法僅局限于各總成彎曲振動(dòng)分析,整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的有限元模型還難以實(shí)現(xiàn)[12-15]。

3 路面特性對(duì)整車(chē)振動(dòng)平順性的影響研究

路面不平度是使車(chē)輛產(chǎn)生振動(dòng)的主要振源,真實(shí)路面激勵(lì)的獲得直接關(guān)系著分析和評(píng)價(jià)汽車(chē)振動(dòng)系統(tǒng)的特性。因此對(duì)路面不平度進(jìn)行研究取得準(zhǔn)確的路面激勵(lì)是進(jìn)行汽車(chē)振動(dòng)平順性研究的重要基礎(chǔ)工作。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者提出多種形式的頻域和時(shí)域模型對(duì)路面不平度進(jìn)行模擬研究,這兩種模型都把路面不平度看成是各態(tài)歷經(jīng)的平穩(wěn)隨機(jī)過(guò)程,但在非平穩(wěn)隨機(jī)過(guò)程建立非平穩(wěn)的路面激勵(lì)模型目前還沒(méi)有先例。

頻域模型(路面功率譜密度表達(dá)式)在建立汽車(chē)路面激勵(lì)模型方面得到廣泛應(yīng)用。頻域模型首先用于單輪力學(xué)模型,此時(shí)路面激勵(lì)的功率譜密度就是路面不平度的時(shí)間功率譜密度[16]。隨后又出現(xiàn)路面對(duì)前后輪距相等的四輪汽車(chē)激勵(lì)的功率譜密度矩陣[3]。在此基礎(chǔ)上將雙輪路面激勵(lì)取其均值作為單輪路面激勵(lì),建立單—雙—單六輪輸入功率譜密度矩陣[17]。路面對(duì)汽車(chē)激勵(lì)的頻域研究在平穩(wěn)隨機(jī)過(guò)程領(lǐng)域已非常成熟。目前主要應(yīng)用線(xiàn)性濾波白噪聲法、三角級(jí)數(shù)法和傅里葉變換法對(duì)時(shí)域模型進(jìn)行平順性仿真。線(xiàn)性濾波白噪聲法用一定條件的白噪聲代替路面高程隨機(jī)波動(dòng),經(jīng)處理變換擬合出路面隨機(jī)不平度[18]。三角級(jí)數(shù)法將任意路面軌跡看作一系列離散的正弦波疊加而成[18-19]。傅里葉變換法通過(guò)功率譜密度采樣進(jìn)行路面不平度的分析[20]。2011年吉林大學(xué)陳紹維構(gòu)造了微客平面七自由度振動(dòng)模型,建立基于濾波白噪聲法的路面時(shí)域模型仿真出時(shí)域路面隨機(jī)激勵(lì),得到微客的平順性時(shí)域和頻域仿真情況。2011年北京理工大學(xué)梁新城運(yùn)用三角級(jí)數(shù)法對(duì)三維路面不平度進(jìn)行仿真和可視化,并經(jīng)某路面測(cè)試表明三角級(jí)數(shù)法能模擬準(zhǔn)確的路面數(shù)據(jù)。

近年,我國(guó)林家浩教授提出的虛擬激勵(lì)法由于運(yùn)算高效精確在工程領(lǐng)域得到廣泛發(fā)展。虛擬激勵(lì)法將結(jié)構(gòu)的平穩(wěn)隨機(jī)響應(yīng)功率譜轉(zhuǎn)化為確定性的簡(jiǎn)諧響應(yīng),依據(jù)實(shí)際激勵(lì)構(gòu)造虛擬激勵(lì)并將虛擬激勵(lì)輸入振動(dòng)系統(tǒng),求解功率譜密度[21]。作為工程方面一種時(shí)頻分析方法,虛擬激勵(lì)法成了汽車(chē)振動(dòng)仿真領(lǐng)域的研究熱點(diǎn)。2009年吉林大學(xué)李杰教授根據(jù)路面激勵(lì)的統(tǒng)計(jì)特征應(yīng)用此法建立前后輪的虛擬路面激勵(lì),給出求解汽車(chē)振動(dòng)響應(yīng)量功率譜密度的算例,同時(shí)證明在對(duì)1/2汽車(chē)四自由度系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)分析時(shí)虛擬激勵(lì)法比傅里葉方法更簡(jiǎn)單[22]。2010年李杰教授應(yīng)用多點(diǎn)虛擬激勵(lì)法構(gòu)造了路面對(duì)整車(chē)的虛擬激勵(lì)從而得出汽車(chē)真實(shí)的振動(dòng)功率譜密度[23]。總體來(lái)說(shuō),應(yīng)用虛擬激勵(lì)法研究汽車(chē)隨機(jī)振動(dòng)準(zhǔn)確高效,但在汽車(chē)振動(dòng)研究上的應(yīng)用還不成熟,主要體現(xiàn)在簡(jiǎn)單的汽車(chē)低自由度振動(dòng)系統(tǒng)模型上,因此有待深入研究發(fā)展。

4 整車(chē)振動(dòng)平順性的研究發(fā)展趨勢(shì)

綜合分析整車(chē)振動(dòng)平順性的研究概況可知,對(duì)整車(chē)振動(dòng)平順性的評(píng)價(jià)指標(biāo)和方法、整車(chē)車(chē)身振動(dòng)和動(dòng)力傳動(dòng)系振動(dòng)、路面不平度的頻域時(shí)域模型等的研究已相對(duì)成熟。但對(duì)于整車(chē)車(chē)身與動(dòng)力傳動(dòng)系耦合振動(dòng)、路面不平度的時(shí)頻激勵(lì)模型、非平穩(wěn)的路面激勵(lì)模型以及虛擬激勵(lì)法還有待深入研究。

綜上所述,汽車(chē)整車(chē)振動(dòng)平順性的研究將主要集中在以下幾方面:

(1)深入研究整車(chē)車(chē)身與動(dòng)力傳動(dòng)系的耦合振動(dòng)關(guān)系,建立真實(shí)綜合反映整車(chē)車(chē)身與動(dòng)力傳動(dòng)系耦合振動(dòng)關(guān)系的的仿真模型;

(2)在路面激勵(lì)方面,深入研究虛擬激勵(lì)法在整車(chē)高自由度系統(tǒng)上的應(yīng)用,研究和發(fā)展新型的路面不平度時(shí)頻激勵(lì)的虛擬激勵(lì)模型;

(3)在非平穩(wěn)隨機(jī)過(guò)程領(lǐng)域,建立一個(gè)科學(xué)的非平穩(wěn)的路面激勵(lì)模型全面揭示整車(chē)在平穩(wěn)隨機(jī)過(guò)程和非平穩(wěn)隨機(jī)過(guò)程中的振動(dòng)機(jī)理;

(4)研究發(fā)展更加精確的檢測(cè)儀器對(duì)汽車(chē)振動(dòng)特性進(jìn)行充分測(cè)試,全面掌握汽車(chē)的實(shí)際振動(dòng)特性;

(5)在整車(chē)研發(fā)商業(yè)應(yīng)用方面,急需開(kāi)發(fā)能夠提供具體的汽車(chē)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)振動(dòng)數(shù)學(xué)模型的新型商業(yè)化軟件,滿(mǎn)足工程人員的實(shí)際研究應(yīng)用。

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