陳少鋒 陳劭 于文華

摘 要:本文對整車振動特性的研究內(nèi)容、模型和方法進(jìn)行綜述,綜合分析了整車振動平順性的研究概況,指出了整車振動平順性研究存在的一些問題,并對未來整車振動特性研究的發(fā)展方向提出一些建議。

關(guān)鍵詞:整車振動平順性發(fā)展動態(tài)

中圖分類號:S776.29 文獻(xiàn)標(biāo)識碼:A 文章編號:1674-098X(2012)06(a)-0008-02

車輛整車振動平順性研究主要體現(xiàn)在整車平順性的評價(jià)指標(biāo)和方法、車輛平順性的提高和改進(jìn)(振動響應(yīng)的求解方法、構(gòu)建整車振動模型和分析主要部件總成)、路面特性對整車振動平順性的影響,目前國內(nèi)外關(guān)于整車振動特性的研究主要從這三方面進(jìn)行展開。

1 整車平順性評價(jià)指標(biāo)和方法的研究

分析研究整車的振動動態(tài)特性,提高整車平順性使汽車正常工作時其振動情況能維持在一定閾值內(nèi),從而保持乘員的舒適性。人體對整車振動的反應(yīng)不僅取決于振動的頻率、強(qiáng)度、作用方向和持續(xù)時間等振動的客觀因素,人的心理與身體素質(zhì)等主觀因素也和其有著密切的關(guān)系。2000年張樹強(qiáng)在《汽車?yán)碚摗分锌偨Y(jié)了客觀和主觀兩種評價(jià)車輛平順性的方法,客觀評價(jià)主要著眼影響平順性的隨機(jī)路面不平度輸入特性、動力總成傳動系扭振特性、人體—座椅系統(tǒng)特性等與車輛相關(guān)的振動系統(tǒng),以車廂座椅傳遞到人體的加速度均方根值、懸架彈簧的動撓度和車輪與懸架之間的動載荷作為評價(jià)指標(biāo)[1]。主觀評價(jià)是由有經(jīng)驗(yàn)的駕駛員和乘客按預(yù)定方式駕駛一組車輛,根據(jù)身體主觀感受填寫相應(yīng)的主觀評價(jià)表來確定車輛的平順性[2]。

1997年國際標(biāo)準(zhǔn)化組織制定了目前最全面的IS02631/1-1997《人體承受全身振動評價(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,并和人的主觀感覺來判斷乘員舒適性從而解決了長時間作用的隨機(jī)振動和多輸入點(diǎn)、多軸向振動環(huán)境對人體影響時的客觀評價(jià)和人體主觀感覺的一致性。我國從70年代后期開始研究并參照國際標(biāo)準(zhǔn)在1996年和2007年制定了GB/T4970-1996《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》和GB/T13441.1-2007《機(jī)械振動與沖擊人體暴露于全身振動的評價(jià)第一部分:一般要求》。從此,我國在汽車平順性評價(jià)研究方面逐漸進(jìn)入成熟階段。2007年東北大學(xué)李朝峰引入煩惱率分析法使評價(jià)結(jié)果得到量化,打破了原來等級式的平順性評價(jià)結(jié)果[3]。2008年同濟(jì)大學(xué)馬澤升將模糊綜合法運(yùn)用于汽車振動舒適性評價(jià),通過多目標(biāo)多級模糊逐層評價(jià)解決了不同車速、測點(diǎn)、路面等因素對汽車平順性評價(jià)帶來的影響。2008年公路科學(xué)研究院的周煒建立六自由度汽車懸架的振動模型后運(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舒適性評價(jià)方法。

2 整車平順性的提高和改進(jìn)研究

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

2.1 整車振動模型構(gòu)建的研究

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

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

另外,為更精確分析汽車某一部分的耦合振動,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情況,需考慮座椅和車廂的三維振動以及座椅與車廂的耦合振動,應(yīng)建立相對應(yīng)的十五自由度的振動模型。雖然模型更加精確,但計(jì)算精度降低,計(jì)算量大增。

2.2 動力傳動系振動的研究

汽車動力傳動系由動力總成、傳動軸、驅(qū)動橋總成組成,是車輛振動和噪聲的重要來源。基于車輛振動學(xué)可將動力傳動系振動分為彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動,主要因?yàn)榘l(fā)動機(jī)和路面周期性振動的頻率與動力傳動系的固有頻率接近時導(dǎo)致共振。這種振動不僅影響動力傳動系的正常運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生噪聲,還會引起車身的垂直振動、縱向角振動和側(cè)傾振動。因此,建立動力傳動系的振動分析模型,尋求降低振動的影響措施,是整車振動的重要研究課題之一。

依據(jù)系統(tǒng)的動能和勢能不變的原則,將振動系統(tǒng)簡化為由無彈性的慣性盤和無質(zhì)量的彈性軸組成的當(dāng)量系統(tǒng),測定各零部件的結(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系離散化建立多自由度動力學(xué)模型進(jìn)行發(fā)動機(jī)扭轉(zhuǎn)激勵下的強(qiáng)迫振動響應(yīng)分析獲得整個動力傳動系的動態(tài)響應(yīng)特性[5]。

動力傳動系彎曲振動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力傳動系分為若干子系統(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,最后分析整個系統(tǒng)的固有振動特性[6-11]。2010年重慶大學(xué)魏勇在傳動系扭振分析中引入攝動有限元法,介紹其在傳動系扭振中的應(yīng)用并取得一定成果。2012年吉林大學(xué)汽車仿真與控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室的史文庫應(yīng)用有限元法對某后驅(qū)動橋異常振動的汽車進(jìn)行模態(tài)分析確定異常振動區(qū)為后橋一階彎曲模態(tài)。由于車輛動力傳動系結(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分析,整個動力傳動系彎曲振動的有限元模型還難以實(shí)現(xiàn)[12-15]。

3 路面特性對整車振動平順性的影響研究

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

國內(nèi)外學(xué)者提出多種形式的頻域和時域模型對路面不平度進(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)過程,但在非平穩(wěn)隨機(jī)過程建立非平穩(wěn)的路面激勵模型目前還沒有先例。

頻域模型(路面功率譜密度表達(dá)式)在建立汽車路面激勵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,此時路面激勵的功率譜密度就是路面不平度的時間功率譜密度[16]。隨后又出現(xiàn)路面對前后輪距相等的四輪汽車激勵的功率譜密度矩陣[3]。在此基礎(chǔ)上將雙輪路面激勵取其均值作為單輪路面激勵,建立單—雙—單六輪輸入功率譜密度矩陣[17]。路面對汽車激勵的頻域研究在平穩(wěn)隨機(jī)過程領(lǐng)域已非常成熟。目前主要應(yīng)用線性濾波白噪聲法、三角級數(shù)法和傅里葉變換法對時域模型進(jìn)行平順性仿真。線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,經(jīng)處理變換擬合出路面隨機(jī)不平度[18]。三角級數(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模型,建立基于濾波白噪聲法的路面時域模型仿真出時域路面隨機(jī)激勵,得到微客的平順性時域和頻域仿真情況。2011年北京理工大學(xué)梁新城運(yùn)用三角級數(shù)法對三維路面不平度進(jìn)行仿真和可視化,并經(jīng)某路面測試表明三角級數(shù)法能模擬準(zhǔn)確的路面數(shù)據(jù)。

近年,我國林家浩教授提出的虛擬激勵法由于運(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)化為確定性的簡諧響應(yīng),依據(jù)實(shí)際激勵構(gòu)造虛擬激勵并將虛擬激勵輸入振動系統(tǒng),求解功率譜密度[21]。作為工程方面一種時頻分析方法,虛擬激勵法成了汽車振動仿真領(lǐng)域的研究熱點(diǎn)。2009年吉林大學(xué)李杰教授根據(jù)路面激勵的統(tǒng)計(jì)特征應(yīng)用此法建立前后輪的虛擬路面激勵,給出求解汽車振動響應(yīng)量功率譜密度的算例,同時證明在對1/2汽車四自由度系統(tǒng)進(jìn)行振動分析時虛擬激勵法比傅里葉方法更簡單[22]。2010年李杰教授應(yīng)用多點(diǎn)虛擬激勵法構(gòu)造了路面對整車的虛擬激勵從而得出汽車真實(shí)的振動功率譜密度[23]。總體來說,應(yīng)用虛擬激勵法研究汽車隨機(jī)振動準(zhǔn)確高效,但在汽車振動研究上的應(yīng)用還不成熟,主要體現(xiàn)在簡單的汽車低自由度振動系統(tǒng)模型上,因此有待深入研究發(fā)展。

4 整車振動平順性的研究發(fā)展趨勢

綜合分析整車振動平順性的研究概況可知,對整車振動平順性的評價(jià)指標(biāo)和方法、整車車身振動和動力傳動系振動、路面不平度的頻域時域模型等的研究已相對成熟。但對于整車車身與動力傳動系耦合振動、路面不平度的時頻激勵模型、非平穩(wěn)的路面激勵模型以及虛擬激勵法還有待深入研究。

綜上所述,汽車整車振動平順性的研究將主要集中在以下幾方面:

(1)深入研究整車車身與動力傳動系的耦合振動關(guān)系,建立真實(shí)綜合反映整車車身與動力傳動系耦合振動關(guān)系的的仿真模型;

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

(3)在非平穩(wěn)隨機(jī)過程領(lǐng)域,建立一個科學(xué)的非平穩(wěn)的路面激勵模型全面揭示整車在平穩(wěn)隨機(jī)過程和非平穩(wěn)隨機(jī)過程中的振動機(jī)理;

(4)研究發(fā)展更加精確的檢測儀器對汽車振動特性進(jìn)行充分測試,全面掌握汽車的實(shí)際振動特性;

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

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