靳 暢,周 鋐,慕 樂
(同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心,上海 201804)
近年來,對(duì)于動(dòng)力總成系統(tǒng)振動(dòng)噪聲的研究及優(yōu)化日趨成熟,動(dòng)力總成對(duì)車內(nèi)振動(dòng)噪聲的貢獻(xiàn)得到了有效控制。這使得其它振動(dòng)源所引起的車內(nèi)振動(dòng)噪聲顯得突出,其中路面激勵(lì)是重要的一方面。在粗糙路面激勵(lì)下,輪胎和車輪既會(huì)衰減路面激勵(lì)能量又能產(chǎn)生新的激勵(lì),從而成為新的激勵(lì)源。路面通過接觸面對(duì)輪胎不斷進(jìn)行局部壓縮和釋放,同時(shí)不斷地發(fā)生滾擠和釋放,共同形成包括垂向力Fz、側(cè)向力Fy、縱向力Fx、翻轉(zhuǎn)力矩Mx、牽引力矩My和回正力矩Mz的車輪軸頭六分力載荷,引起車內(nèi)的振動(dòng)和噪聲。測(cè)量軸頭載荷對(duì)車內(nèi)振動(dòng)噪聲的預(yù)測(cè)和控制具有重要的作用[1-2]。目前普遍采用車輪力傳感器獲取軸頭載荷信號(hào),但是設(shè)備價(jià)格十分昂貴,安裝較復(fù)雜,需要輪輞適配等裝置。本文中嘗試采用基于頻響函數(shù)載荷識(shí)別方法,結(jié)合剛體動(dòng)力學(xué)理論來間接估計(jì)軸頭力載荷。
本文中闡述了頻響函數(shù)法估計(jì)車輪軸頭六分力的基本理論。提出頻響函數(shù)法識(shí)別車輪軸頭載荷,借助于剛體動(dòng)力學(xué)的基本理論,采用附加剛體質(zhì)量的方法推導(dǎo)出響應(yīng)點(diǎn)到軸頭六分力的頻響函數(shù),為實(shí)車工況下車輪軸頭載荷的估計(jì)提供理論依據(jù)。
國(guó)內(nèi)外研究人員對(duì)頻響函數(shù)法識(shí)別載荷的研究已進(jìn)行多年。文獻(xiàn)[3]中首先采用頻域法通過加速度響應(yīng)識(shí)別了直升機(jī)主軸的動(dòng)態(tài)載荷;文獻(xiàn)[4]中用動(dòng)應(yīng)變測(cè)量作為已知信息并使用頻域方法識(shí)別動(dòng)載荷,建立了較系統(tǒng)的頻域識(shí)別方法;文獻(xiàn)[5]中指出測(cè)量響應(yīng)的數(shù)目超過待識(shí)別載荷數(shù)目能夠在一定程度上減輕頻響函數(shù)病態(tài)和平滑濾掉噪聲產(chǎn)生的誤差;文獻(xiàn)[6]中研究了載荷位置未知情況下的載荷識(shí)別問題,采用的是頻響函數(shù)直接求逆法,在求逆過程中利用了奇異值分解技術(shù);文獻(xiàn)[7]中用頻域方法識(shí)別直升機(jī)的動(dòng)載荷;文獻(xiàn)[8]中將隨機(jī)振動(dòng)的虛擬激勵(lì)法做了逆向推廣,用確定性方式求解了平穩(wěn)隨機(jī)振動(dòng)的荷載譜識(shí)別問題;文獻(xiàn)[9]中提出改進(jìn)的頻響函數(shù)矩陣求逆算法使頻響函數(shù)由長(zhǎng)方陣改為簡(jiǎn)單的方陣形式,再將計(jì)算出的激勵(lì)力求平均;文獻(xiàn)[10]中用逆虛擬激勵(lì)法識(shí)別隨機(jī)載荷譜并用試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證。
對(duì)于振動(dòng)噪聲的研究,在車輪軸頭載荷估計(jì)中,可以將懸架系統(tǒng)視為多輸入多輸出的線性系統(tǒng)[11],輸入f是車輪作用在軸頭的力載荷,輸出X是懸架側(cè)的振動(dòng)響應(yīng),懸架系統(tǒng)的特性[H(ω)]是懸架側(cè)振動(dòng)響應(yīng)到軸頭載荷的頻率響應(yīng)函數(shù)(FRF)。對(duì)于線性時(shí)不變的系統(tǒng),如果輸入是隨機(jī)且部分相關(guān)的,那么系統(tǒng)的響應(yīng)也是隨機(jī)且部分相關(guān)的。根據(jù)隨機(jī)振動(dòng)理論[1],輸入和輸出信號(hào)用功率譜密度表示,分別為[Gf(ω)]和[Gx(ω)],響應(yīng)的自功率譜密度矩陣可以表示為
式中H表示共軛裝置。若已知響應(yīng)的自功率譜密度矩陣[Gx(ω)]和懸架系統(tǒng)的特性[H(ω)],可以得到軸頭載荷[Gf(ω)]:
式中+表示頻響函數(shù)的偽逆矩陣。
從式(2)可知,獲取軸頭力載荷的關(guān)鍵是對(duì)懸架系統(tǒng)頻響函數(shù)[H(ω)]的識(shí)別。本文中利用附加剛體質(zhì)量的慣性參數(shù)推導(dǎo)頻響函數(shù)[12]。以直角慣性坐標(biāo)系(oxyz)為運(yùn)動(dòng)參考系,其原點(diǎn)o與靜止剛體的原點(diǎn)相重合。剛體的微振動(dòng)可用質(zhì)心的3個(gè)移動(dòng) xc、yc、zc和繞參考軸的 3 個(gè)微轉(zhuǎn)動(dòng) θxc、θyc、θzc來描述。剛體上任一點(diǎn) qi(x¨i,y¨i,z¨i)的運(yùn)動(dòng)加速度可以看作是剛體模態(tài)的疊加[13],可表示為
式中:[qi]為i點(diǎn)運(yùn)動(dòng)加速度向量;[Ψi]為在小角度擾動(dòng)下的剛體模態(tài)線性變換矩陣;[K]為模態(tài)向量參與向量。
設(shè)剛體模態(tài)以原點(diǎn)o的x、y、z3個(gè)方向的平動(dòng)和繞x、y、z3個(gè)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)來描述,若將o點(diǎn)的剛體模態(tài)轉(zhuǎn)化為單位位移,則模態(tài)參與向量[K]就等同于o點(diǎn)在 x、y、z3個(gè)方向的平動(dòng)和繞 x、y、z3 個(gè)軸的轉(zhuǎn)動(dòng),可表示為
式中:xci、yci和zci為 i點(diǎn)相對(duì)于 o 點(diǎn)的幾何坐標(biāo);x¨c、y¨c、z¨c、θ¨
xc、θ¨
yc、θ¨zc為剛體的運(yùn)動(dòng)加速度。
若已知模態(tài)參與向量[K],就可以確定剛體上任一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)。為計(jì)算模態(tài)參與向量,至少需要6個(gè)運(yùn)動(dòng)加速度,因此應(yīng)至少獲得剛體上2個(gè)點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)加速度向量。為提高數(shù)值計(jì)算的精度,使運(yùn)動(dòng)加速度響應(yīng)數(shù)大于模態(tài)參與向量的6個(gè)自由度,產(chǎn)生的增廣系統(tǒng)為
式(5)還可表示為
通過式(6)求得的模態(tài)參與向量[K]代表了剛體的全部運(yùn)動(dòng)特性。為減少測(cè)量信號(hào)產(chǎn)生的誤差,提高估計(jì)的準(zhǔn)確度,引入一個(gè)計(jì)權(quán)矩陣[W]:
式中[W]為一個(gè)對(duì)角元素有0的單位陣,在計(jì)算模態(tài)參與向量[K]時(shí),測(cè)量信號(hào)差的通道被剔除。
設(shè)模態(tài)參與向量[K]是由測(cè)得的剛體上的實(shí)際加速度響應(yīng)[qm]乘以線性變換矩陣[Ψ]的偽逆矩陣得到:
將計(jì)算得到的模態(tài)參與向量帶入式(6),剛體上每一點(diǎn)的平動(dòng)計(jì)算如下:
若每通道測(cè)量的信號(hào)都很理想,則計(jì)算得到的剛體上的響應(yīng)與測(cè)量的相一致。但由于實(shí)際信號(hào)測(cè)量存在誤差,為剔除測(cè)量信號(hào)差的通道,定義測(cè)量信號(hào)在頻域內(nèi)的歸一化誤差:
在所關(guān)心的頻率內(nèi),每通道信號(hào)誤差的均值可定為
式中n為譜線數(shù)。平均誤差大的信號(hào)在模態(tài)參與向量的計(jì)算中應(yīng)予以剔除:
運(yùn)用以上剛體動(dòng)力學(xué)理論,在車輪軸頭處安裝一個(gè)已知質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的剛體質(zhì)量塊,通過剛體的慣性參數(shù)推導(dǎo)出懸架側(cè)加速度響應(yīng)到作用于軸頭與剛體質(zhì)量安裝面中心軸頭力的頻響函數(shù)。
若有力作用在剛體質(zhì)量上m點(diǎn),該點(diǎn)的隨體坐標(biāo)轉(zhuǎn)化為作用于原點(diǎn)的廣義力[14]為
式中:[FTa]為原點(diǎn)o的6自由度合力向量;[Fam]為作用在剛體上m點(diǎn)的力向量;[Ωm]為小角度擾動(dòng)下作用力和原點(diǎn)合力的線性變換矩陣。
式(13)可寫成如下形式:
式中:Fxm、Fym和Fzm為作用在剛體上m點(diǎn)的分力;xcm、ycm和zcm為m點(diǎn)相對(duì)于o點(diǎn)的幾何坐標(biāo)。
當(dāng)有多個(gè)力作用在剛體上時(shí),原點(diǎn)合力的估計(jì)為
將式(15)寫成:
作用在原點(diǎn)的合力FTa與作用在剛體質(zhì)量上的軸頭六分力FR可推出剛體的運(yùn)動(dòng)方程:
式中:[M]為6×6的慣性參數(shù)矩陣;[A]為原點(diǎn)的加速度向量;[FTa]為外力在原點(diǎn)產(chǎn)生的合力;[FR]為作用在剛體質(zhì)量上的軸頭六分力。
式(17)展開寫為:
式中:M 為剛體的質(zhì)量;Ixx、Ixy、Ixz、Iyx、Iyy、Iyz、Izx、Izy和Izz為剛體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量參數(shù)。
根據(jù)式(12),剛體質(zhì)量原點(diǎn)的加速度向量可以表示為
式中[am]為剛體質(zhì)量上的作用力產(chǎn)生的加速度響應(yīng)向量。
剛體上的作用力和加速度響應(yīng)的關(guān)系為
式中[Hm]為剛體質(zhì)量上響應(yīng)點(diǎn)到作用力的頻響函數(shù)矩陣。
式中[Hc]為6×6的頻響函數(shù)矩陣,剛體質(zhì)量原點(diǎn)的加速度響應(yīng)到軸頭六分力的頻響函數(shù)。
作用力到懸架側(cè)加速度響應(yīng)的頻響函數(shù)[Has]可以通過測(cè)量得到:
式中[s]為懸架側(cè)的加速度響應(yīng)。
將式(23)代入式(25)可以得到:
將式(24)代入式(26),得到軸頭力與懸架側(cè)加速度響應(yīng)的關(guān)系式:
式中[Hs]為懸架側(cè)加速度響應(yīng)到軸頭六分力的頻響函數(shù)。
通過式(28)估計(jì)出懸架側(cè)加速度響應(yīng)到作用于軸頭與剛體質(zhì)量安裝面中心的軸頭力之間的頻響函數(shù),再根據(jù)式(2)可以確定軸頭六分力:
式中:[Gs]為實(shí)際工況下懸架側(cè)加速度響應(yīng)自功率譜密度;[Hs]為計(jì)算的懸架加速度響應(yīng)到軸頭力的頻響函數(shù);[Gf]為待估計(jì)的軸頭六分力的自功率譜密度。
根據(jù)式(24)和式(28),需要測(cè)量剛體質(zhì)量塊上加速度響應(yīng)到剛體質(zhì)量塊上激勵(lì)的頻響函數(shù)以及懸架側(cè)響應(yīng)點(diǎn)到剛體質(zhì)量塊上激勵(lì)的頻響函數(shù),以此計(jì)算懸架側(cè)加速度響應(yīng)到軸頭六分力的頻響函數(shù)。采用錘擊法測(cè)量頻響函數(shù),根據(jù)安裝、試驗(yàn)要求以及剛體假設(shè),設(shè)計(jì)一質(zhì)量塊如圖1所示,質(zhì)量塊應(yīng)避免與軸頭及懸架上其他部件產(chǎn)生干涉,非對(duì)稱及偏心的設(shè)計(jì)有利于角加速度的測(cè)量。另外,水平和垂直面保證加速度計(jì)的安裝和其坐標(biāo)位置的準(zhǔn)確性。為確保質(zhì)量塊的剛體性質(zhì),材料選用鋁,厚度為20mm,慣性參數(shù)矩陣為
通過試驗(yàn)得到其第一階固有頻率為1 672Hz。由于路面激勵(lì)引起的車內(nèi)振動(dòng)噪聲頻率主要集中在150Hz以內(nèi)[15],所以設(shè)計(jì)的質(zhì)量塊在所關(guān)心的頻率范圍內(nèi)滿足剛體的假設(shè)。拆除試驗(yàn)車輛右前輪,通過5個(gè)車輪安裝螺栓將質(zhì)量塊緊固在轉(zhuǎn)子上如圖2所示。為保持頻響函數(shù)測(cè)量的自由邊界條件,采用如圖3所示的空氣彈簧支撐右前懸架。
根據(jù)式(5),為了求得質(zhì)量塊原點(diǎn)的加速度和角加速度,需要質(zhì)量塊上至少有6個(gè)加速度響應(yīng),為提高計(jì)算精度,在質(zhì)量塊上布置15個(gè)響應(yīng)點(diǎn),位置如圖4中M1~M5所示。為了得到懸架側(cè)的加速度響應(yīng),在懸架側(cè)5個(gè)點(diǎn)布置三向加速度計(jì)。根據(jù)式(15)可以計(jì)算出外力作用在原點(diǎn)處的合力,包括縱向力、側(cè)向力、垂向力、繞X的力矩、繞Y的力矩和繞Z的力矩6個(gè)分力,因此至少需要6個(gè)激勵(lì)點(diǎn),為提高測(cè)量及數(shù)值計(jì)算精度,選擇14個(gè)激勵(lì)點(diǎn),包括4個(gè)X向、5個(gè)Y向和5個(gè)Z向,均勻分布在質(zhì)量塊上,位置如圖5所示。試驗(yàn)采用錘擊法,使用橡膠錘頭保證中低頻的激勵(lì)能量。每個(gè)激勵(lì)點(diǎn)敲擊5次,進(jìn)行平均,得到質(zhì)量塊以及懸架側(cè)的頻響函數(shù)。
測(cè)量實(shí)車在路面激勵(lì)工況下懸架側(cè)的加速度響應(yīng)自功率譜密度。同時(shí)安裝Kistler S635應(yīng)變式車輪力傳感器,測(cè)量軸頭六分力,以驗(yàn)證頻響函數(shù)法估計(jì)軸頭載荷的有效性。試驗(yàn)在試車場(chǎng)進(jìn)行,選取比利時(shí)道路作為路面激勵(lì),車速為40km/h。由于車輪力傳感器所定義的坐標(biāo)原點(diǎn)O'與本文中所定義的坐標(biāo)原點(diǎn)O在Y向(車輛橫向)不重合,如圖6所示,驗(yàn)證六分力結(jié)果須進(jìn)行坐標(biāo)變換:
若在2.1節(jié)中剛體質(zhì)量上M1~M5測(cè)點(diǎn)頻響函數(shù)的測(cè)量都很理想,那么根據(jù)式(9),計(jì)算得到的剛體質(zhì)量加速度響應(yīng)應(yīng)與測(cè)量所得的相一致。但實(shí)際條件下會(huì)導(dǎo)致測(cè)量誤差的存在。表1列出了根據(jù)式(11)計(jì)算的質(zhì)量塊上響應(yīng)點(diǎn)的測(cè)量誤差,其中大于0.1(即誤差大于10%)的信號(hào)在后面的計(jì)算中通過計(jì)權(quán)矩陣[W]被剔除。
表1 質(zhì)量塊上響應(yīng)的平均測(cè)量誤差
根據(jù)式(24)和式(28)并通過2.1節(jié)的試驗(yàn)計(jì)算出懸架側(cè)加速度響應(yīng)到車輪軸頭垂向力Fz、側(cè)向力Fy、縱向力Fx、翻轉(zhuǎn)力矩Mx、牽引力矩My和回正力矩Mz6個(gè)分力的頻響函數(shù)[Hs]。圖7和圖8為計(jì)算得到的懸架中3個(gè)響應(yīng)點(diǎn)到軸頭縱向力Fx、牽引力矩My的頻響函數(shù)。
通過3.2節(jié)計(jì)算的懸架側(cè)加速度響應(yīng)到軸頭六分力的頻響函數(shù)矩陣以及道路試驗(yàn)得到的實(shí)車工況下懸架側(cè)加速度響應(yīng)的自功率譜密度,根據(jù)式(29)估計(jì)出車輪軸頭六分力載荷,并與車輪力傳感器直接測(cè)量的軸頭力做了對(duì)比,如圖9~圖14所示。
計(jì)算結(jié)果中,側(cè)向力Fy、垂向力Fz和回正力矩Mz與實(shí)測(cè)值存在一定偏差,產(chǎn)生的原因如下:
(1)用頻響函數(shù)法進(jìn)行載荷識(shí)別對(duì)于輸入輸出是基于線性關(guān)系的假設(shè),在實(shí)際測(cè)量中,懸架系統(tǒng)存在一定的非線性導(dǎo)致識(shí)別產(chǎn)生誤差;
(2)實(shí)車道路試驗(yàn)時(shí)懸架側(cè)加速度響應(yīng)被重新布置,與測(cè)量頻響函數(shù)時(shí)的位置會(huì)有一些偏差,造成結(jié)果的偏差;
(3)在頻響函數(shù)測(cè)量過程中,由于空間限制,不能完全保證力錘每次激勵(lì)的位置與方向上的一致性,這會(huì)影響頻響函數(shù)測(cè)量的結(jié)果;
(4)在計(jì)算頻響函數(shù)[Hs]的逆時(shí),對(duì)于非方陣只能求其廣義逆,會(huì)產(chǎn)生誤差,固有頻率附近頻響函數(shù)的病態(tài)和頻響函數(shù)的測(cè)量誤差,會(huì)出現(xiàn)數(shù)值計(jì)算的不穩(wěn)定性,當(dāng)頻響函數(shù)矩陣階次較高時(shí),常常由于矩陣的條件數(shù)較差造成病態(tài),使誤差增大。
闡述了頻響函數(shù)法估計(jì)車輪軸頭六分力的理論及試驗(yàn)。提出頻響函數(shù)法識(shí)別車輪軸頭力載荷,采用附加剛體質(zhì)量的方法推導(dǎo)出懸架響應(yīng)點(diǎn)到軸頭六分力的頻響函數(shù)。設(shè)計(jì)了附加質(zhì)量塊進(jìn)行頻響函數(shù)的測(cè)量,并安裝車輪力傳感器在比利時(shí)道路進(jìn)行實(shí)車工況懸架響應(yīng)及軸頭力信號(hào)采集,驗(yàn)證了所論述估計(jì)方法的有效性。發(fā)現(xiàn)部分估計(jì)結(jié)果有一定偏差,從頻響函數(shù)法識(shí)別載荷的假設(shè)前提、傳感器布置、頻響函數(shù)測(cè)量以及其求逆計(jì)算等方面闡述了可能導(dǎo)致偏差的原因,為進(jìn)一步的研究提供了參考。
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