曾發(fā)林,阮 洋,李建康

(1.江蘇大學(xué)汽車(chē)工程研究院,江蘇鎮(zhèn)江212013;2.江蘇大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院,江蘇鎮(zhèn)江212013)

基于PolyMAX的汽車(chē)駕駛室系統(tǒng)試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

曾發(fā)林1,阮 洋2,李建康1

(1.江蘇大學(xué)汽車(chē)工程研究院,江蘇鎮(zhèn)江212013;2.江蘇大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院,江蘇鎮(zhèn)江212013)

汽車(chē)駕駛室系統(tǒng)的怠速振動(dòng)是整車(chē)NVH性能的重要組成部分.為了滿(mǎn)足NVH性能要求，考察模擬實(shí)際約束的榮威950型汽車(chē)駕駛室系統(tǒng)(空調(diào)系統(tǒng)總成、腳踏板總成、轉(zhuǎn)向柱總成、儀表臺(tái)總成、中控臺(tái)總成、電器線束系統(tǒng))的動(dòng)態(tài)特性，采用隨機(jī)白噪聲激勵(lì)、周期性掃頻激勵(lì)和脈沖激勵(lì)(錘擊)對(duì)駕駛室系統(tǒng)及子結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，通過(guò)PolyMAX算法獲得了前3階固有頻率、阻尼和振型，對(duì)比分析其模態(tài)參數(shù)可知，隨機(jī)白噪聲激勵(lì)效果最好，并改進(jìn)其子結(jié)構(gòu)的特性，從而避開(kāi)整車(chē)的激勵(lì)頻率.

駕駛室系統(tǒng);激勵(lì);PolyMAX;模態(tài)分析

0 引言

汽車(chē)駕駛室系統(tǒng)是由空調(diào)系統(tǒng)總成、腳踏板總成、轉(zhuǎn)向管柱總成、電器線束系統(tǒng)、儀表臺(tái)總成和中控臺(tái)總成等組成,它們通過(guò)儀表臺(tái)橫梁總成連接起來(lái).良好的駕駛環(huán)境對(duì)行車(chē)安全的重要性不言而喻,對(duì)駕駛室系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)測(cè)試也是非常有必要的.由于駕駛室系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜、材料的多樣性以及各總成的剛度跨度變化大,單一的測(cè)試方法不能體現(xiàn)試驗(yàn)結(jié)果的可信度,多種測(cè)試方法對(duì)該復(fù)雜結(jié)構(gòu)的分析是必要的.

為改善駕駛員駕駛環(huán)境,減小駕駛室系統(tǒng)各部件在汽車(chē)行駛中的振動(dòng),提升整車(chē)的NVH性能,筆者以不同的激勵(lì)方法、單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)響應(yīng)及移動(dòng)傳感器的方式對(duì)某型汽車(chē)的駕駛室系統(tǒng)及子結(jié)構(gòu)進(jìn)行試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析,通過(guò)比較3種不同的激勵(lì)方法得到的頻響函數(shù),得到最佳的激勵(lì)法和系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)識(shí)別結(jié)果,為駕駛室系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和優(yōu)化提出建議,避免發(fā)生怠速共振現(xiàn)象,從而改善汽車(chē)的NVH性能.

1 試驗(yàn)方案與設(shè)置

1.1 試驗(yàn)條件

為了合理再現(xiàn)駕駛室系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性,夾具應(yīng)使駕駛室系統(tǒng)按實(shí)車(chē)的姿態(tài)、方向和角度安裝到臺(tái)架,實(shí)現(xiàn)對(duì)駕駛室系統(tǒng)的3處支撐和3處約束,達(dá)到與實(shí)車(chē)相當(dāng)?shù)闹魏图s束狀態(tài)［1］.建立模態(tài)試驗(yàn)整體坐標(biāo)系,+X方向設(shè)為車(chē)輛前進(jìn)方向,+Y方向設(shè)為乘員左側(cè)水平方向,+Z設(shè)為垂直于車(chē)輛向上,如圖1、圖2所示.

圖1 駕駛室系統(tǒng)支撐方式Fig.1 Support way of the cab system

圖2 駕駛室系統(tǒng)約束方式Fig.2 Constraint way of the cab system

圖1中駕駛室系統(tǒng)左右兩側(cè)4個(gè)固定點(diǎn)與左右試驗(yàn)臺(tái)柱相連,圖2中前圍4個(gè)安裝點(diǎn)與前試驗(yàn)臺(tái)柱相連接,駕駛室系統(tǒng)下端兩個(gè)支架直接與臺(tái)架固定,其約束狀態(tài)與實(shí)際的約束基本一致.根據(jù)測(cè)點(diǎn)所在的空間位置,在LMS Geometry模塊中建立試驗(yàn)?zāi)Ｐ?

1.2 試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)

本次試驗(yàn)所用儀器如表1所示.試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)如圖3所示.

表1 試驗(yàn)儀器列表Tab.1 Experimental equipments

圖3 試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)Fig.3 Experiment system

1.3 參數(shù)的設(shè)置

試驗(yàn)采用LMS Test.Lab中的脈沖激勵(lì)法、隨機(jī)白噪聲激勵(lì)法、周期性掃頻激勵(lì)法對(duì)駕駛室系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行測(cè)試,參數(shù)設(shè)置如表2所示.

表2 激勵(lì)參數(shù)的設(shè)置Tab.2 Settings of incentive parameter

2 試驗(yàn)結(jié)果分析

2.1 理論基礎(chǔ)

PolyMAX方法是一種非迭代頻域參數(shù)估計(jì)算法［2-3］,在弱剛度、強(qiáng)阻尼、密集模態(tài)系統(tǒng)以及未得到充分激勵(lì)的情況下,都可以很穩(wěn)定地產(chǎn)生系統(tǒng)的極點(diǎn)和參與因子,從而得到更容易理解的穩(wěn)態(tài)圖,方便模態(tài)參數(shù)的識(shí)別.

第一步:通過(guò)建立線性化的直交矩陣分式模型來(lái)確定穩(wěn)態(tài)圖,判定真實(shí)的模態(tài)頻率、阻尼和參與因子［4-5］

式中:B(ω)為輸出參數(shù)矩陣;A(ω)為輸人參數(shù)矩陣;βr為分子多項(xiàng)式系數(shù)矩陣;αr為分母多項(xiàng)式系數(shù)矩陣;αr、βr均為實(shí)值系數(shù),可由最小二乘法求得;p為數(shù)學(xué)模型階次;d t為采樣時(shí)間間隔;z為多項(xiàng)式基函數(shù).

我們現(xiàn)代人對(duì)工筆花鳥(niǎo)瓷畫(huà)進(jìn)行解讀的時(shí)候可以見(jiàn)證它讓人過(guò)目難忘的藝術(shù)魅力，在品味工筆花鳥(niǎo)瓷畫(huà)藝術(shù)魅力的時(shí)候需要從它外在的形式美進(jìn)行考究，從它的結(jié)構(gòu)形式上進(jìn)行探索，更重要的是需要領(lǐng)會(huì)其內(nèi)在的文化價(jià)值，即畫(huà)者內(nèi)心世界的表達(dá)，也就是畫(huà)面塑造的意境美。

第二步:在求出分母多項(xiàng)式系數(shù)αr的基礎(chǔ)上,將其擴(kuò)展的“友”矩陣的特征值分解,就可以得到極點(diǎn)pr和模態(tài)參與因子lTr,其極點(diǎn)留數(shù)模型如式(3)所示.

在極點(diǎn)pr和模態(tài)參與因子已知的條件下,可以根據(jù)測(cè)量得到的FRF,(ω)按照不同的取樣頻率列出,如式(3)所示,用最小二乘法求出式中未知的模態(tài)振型φr以及上下余項(xiàng)LR和UR.

2.2 3種激勵(lì)方法得到頻響函數(shù)的比較

如果被測(cè)結(jié)構(gòu)具有非線性特性以及材料的剛度跨度比較大,則激勵(lì)顯得尤為重要,因?yàn)闇y(cè)量出來(lái)的頻響函數(shù)決定于激勵(lì)信號(hào)的性質(zhì)和量級(jí).通過(guò)比較3種方法得到的頻響函數(shù),獲得一種更容易識(shí)別模態(tài)參數(shù)的激勵(lì)方法,如圖4所示.由圖4可知:

圖4 頻響函數(shù)Fig.4 The frequency response function

(1)錘擊法具有快速、方便的特點(diǎn),但在測(cè)量復(fù)雜結(jié)構(gòu)且材料的剛度跨度比較大時(shí),因其激勵(lì)能量小,不能使整個(gè)結(jié)構(gòu)激振起來(lái)(圖中22.49, 29.72 Hz處無(wú)波峰).實(shí)測(cè)結(jié)構(gòu)上的響應(yīng)信號(hào)過(guò)小、信噪比過(guò)低,導(dǎo)致模態(tài)測(cè)試精度不高,從而不能得到準(zhǔn)確的頻響函數(shù).故該方法不采納.

(2)隨機(jī)白噪聲激勵(lì)法可以經(jīng)過(guò)多次平均消除非線性因素的影響,能得到線性估算最佳的頻響函數(shù).但由于白噪聲激勵(lì)信號(hào)容易產(chǎn)生能量泄漏誤差,相比于周期性掃頻激勵(lì)信號(hào),在37.5 Hz處不能激勵(lì)出明顯的波峰.對(duì)于考慮本試驗(yàn)所需的模態(tài)參數(shù),該激勵(lì)法是可以采納的.

(3)周期性掃頻信號(hào)具有極好的峰值有效值比及良好的信噪比［6］.在34.21～43.36 Hz區(qū)間,內(nèi)部阻尼比較復(fù)雜的情況下,該激勵(lì)法能激出明顯的波峰,得到試驗(yàn)所需模態(tài)參數(shù),可以采納.

2.3 駕駛室系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)識(shí)別

基于LMS Test.lab軟件,檢驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)采集試驗(yàn)數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性.根據(jù)隨機(jī)白噪聲激勵(lì)法采集的數(shù)據(jù),運(yùn)用PolyMAX方法對(duì)采集的數(shù)據(jù)在頻域內(nèi)進(jìn)行參數(shù)辨識(shí),得到了駕駛室系統(tǒng)頻響函數(shù)的穩(wěn)態(tài)圖如圖5所示.開(kāi)始時(shí)的假定極點(diǎn)數(shù)很少,都是計(jì)算極點(diǎn),標(biāo)以o,表示程序在該頻率上沒(méi)有預(yù)先找到極點(diǎn).隨著假定的極點(diǎn)數(shù)的增加,這些o就演化成f、d、v和s等,分別表明預(yù)先已找到了那個(gè)頻率、頻率和阻尼穩(wěn)定、頻率和模態(tài)參與因子穩(wěn)定和所有3種參數(shù)全部穩(wěn)定.把值比較一致的s點(diǎn)看作一個(gè)極點(diǎn),在穩(wěn)態(tài)圖上進(jìn)行拾取.對(duì)于模棱兩可的極點(diǎn),不應(yīng)隨便拋棄,應(yīng)經(jīng)過(guò)模態(tài)驗(yàn)證確認(rèn)這些極點(diǎn)是否為物理極點(diǎn),這樣就完成了系統(tǒng)極點(diǎn)的估計(jì).

提取駕駛室系統(tǒng)的前3階固有頻率,結(jié)合駕駛室系統(tǒng)各階固有頻率的模態(tài)振型如圖所6示,獲得系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)如表3所示.

引起駕駛室系統(tǒng)振動(dòng)的原因是怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)通過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)傳給駕駛室的,因此,避免激勵(lì)源和駕駛室系統(tǒng)的固有頻率重合是非常重要的.發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的激振力主要是二階往復(fù)慣性力,其頻率與車(chē)輛搭載的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和氣缸數(shù)有關(guān)［7-8］.發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的激振頻率計(jì)算公式:

式中:n為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速;Z為發(fā)動(dòng)機(jī)的氣缸數(shù).對(duì)于四沖程四缸的乘用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī),怠速轉(zhuǎn)速一般為700～1 000 r/m in,怠速時(shí)的激勵(lì)頻率一般在25～28 Hz［9］.

圖5 駕駛室系統(tǒng)模態(tài)穩(wěn)態(tài)圖Fig.5 Modal steady-state figure of the cab system

圖6 駕駛室系統(tǒng)前3階模態(tài)振型Fig.6 The first three order modal vibration mode of the cab system

表3 系統(tǒng)整體模態(tài)參數(shù)Tab.3 Overall system modal parameters

在設(shè)計(jì)駕駛室系統(tǒng)時(shí),其一階模態(tài)值應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速激勵(lì)頻率,以減少振動(dòng).對(duì)該車(chē)型,由表3知,駕駛室系統(tǒng)中手操箱的一階固有頻率在25.75 Hz,容易產(chǎn)生共振.建議改變手操箱的約束方式或材料屬性,提高其剛度,以消除局部模態(tài),提高整體的模態(tài)值.而方向盤(pán)整體一階固有頻率為35.04 Hz,怠速時(shí)方向盤(pán)不會(huì)發(fā)生共振.駕駛室系統(tǒng)的整體固有頻率為38.39 Hz,儀表板上表面與內(nèi)表面發(fā)生扭動(dòng),應(yīng)通過(guò)局部加厚或增設(shè)加強(qiáng)筋來(lái)增加局部剛度,以減小儀表板的局部振動(dòng),提高整車(chē)的NVH性能.

2.4 儀表臺(tái)橫梁總成的參數(shù)識(shí)別

將安裝在BBC總成上的各子系統(tǒng)拆除,按照其實(shí)際約束進(jìn)行安裝,如圖7所示.采用隨機(jī)白噪聲激勵(lì)法對(duì)BBC總成進(jìn)行激勵(lì),通過(guò)多輸人多輸出(M IMO)的方式采集響應(yīng)信號(hào),運(yùn)用PolyMAX算法提取BBC總成穩(wěn)態(tài)圖,識(shí)別其模態(tài)參數(shù),試驗(yàn)結(jié)果如圖8、表4所示.

圖7 BBC總成安裝Fig.7 The BBC assembly installed

圖8 BBC總成穩(wěn)態(tài)圖Fig.8 The BBC assembly steady state diagram

表4 BBC總成模態(tài)參數(shù)Tab.4 The BBC assembly modal parameters

由表4可知,頻率為45.84 Hz時(shí),為空調(diào)安裝處的局部振動(dòng),且振幅比較大.當(dāng)汽車(chē)以某一速度且開(kāi)空調(diào)行駛過(guò)程中,空調(diào)的振動(dòng)過(guò)大,發(fā)生異響,是因?yàn)榧?lì)頻率與儀表臺(tái)橫梁總成的一階固有頻率重合,產(chǎn)生共振.建議增加儀表板橫梁總成與支架連接處的焊點(diǎn)數(shù)量,提高連接剛度;將空調(diào)連接支架板厚由原來(lái)的1.5 mm增加至3 mm,提高支架剛度,或者將空調(diào)盡量固定于BBC的某階固有振型的節(jié)點(diǎn)處,減小空調(diào)振動(dòng)時(shí)的振幅.汽車(chē)儀表板橫梁總成的整體模態(tài)頻率為90.25 Hz,處于合適的頻率范圍之內(nèi),遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的激振頻率.汽車(chē)在正常行駛或以最高速度行駛時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較高,激振頻率一般大于100 Hz［10-12］,同時(shí)也避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作的頻率范圍.其他各階模態(tài)頻率值比較大,一般都為局部振動(dòng),則進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析時(shí)要重點(diǎn)考慮儀表板橫梁總成的空調(diào)系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、腳踏板總成、中控臺(tái)總成的安裝支架等部件.

2.5 空調(diào)系統(tǒng)的振動(dòng)分析

根據(jù)空調(diào)系統(tǒng)在整車(chē)的實(shí)際約束情況［13］,在隨機(jī)白噪聲的激勵(lì)下,對(duì)空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行SIMO的采樣方法,通過(guò)分析兩處測(cè)點(diǎn)的功率譜密度,全面地考察空調(diào)系統(tǒng)的振動(dòng)能量分布.

空調(diào)L型支架的PSD圖和空調(diào)的PSD圖如圖9～10所示.對(duì)比兩圖可知,空調(diào)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)能量級(jí)大于支架處,且各方向的能量分布更為集中化.其X和Z方向在26 Hz處仍有峰值,在45～60 Hz頻帶內(nèi)的能量較小,而主要能量分布于20～40 Hz中頻段和70～80 Hz高頻段.Y方向在26 Hz處沒(méi)有峰值,在0.25～75 Hz頻帶內(nèi)的振動(dòng)能量相對(duì)其他兩個(gè)方向明顯較弱,該方向的主要能量集中在75～90 Hz高頻段內(nèi),且Y向的振動(dòng)能量在0.25～40 Hz中低頻段相對(duì)其他兩個(gè)方向較小,表明其Y向的約束剛度相對(duì)較大.

圖9 空調(diào)L型支架PSDFig.9 Air conditioning I-shaped bracket PSD

圖10 空調(diào)PSDFig.10 Air conditioning PSD

3 結(jié)論

(1)試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析參數(shù)識(shí)別適用于建立在頻響函數(shù)基礎(chǔ)上的線性模型,所以避免或平均掉頻響函數(shù)中的非線性失真是非常重要的.而周期性掃頻激勵(lì)法不能將這些非線性平均掉,所以針對(duì)駕駛室系統(tǒng),建議采用隨機(jī)白噪聲激勵(lì)法.

(2)PolyMAX方法在強(qiáng)阻尼、密集模態(tài)系統(tǒng)情況下,仍可獲得清晰的穩(wěn)態(tài)圖,從而容易實(shí)現(xiàn)物理模態(tài)的定階,結(jié)果的客觀性更好.

(3)改進(jìn)駕駛室系統(tǒng)中某個(gè)組成部分的結(jié)構(gòu)、材料,使得其剛度值改變,從而避免局部產(chǎn)生共振,提高整車(chē)的NVH性能.

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Experimental Modal Analysis of the Cab System Based on PolyM AX

ZENG Fa-lin1,RUAN Yang2,LI Jian-kang1
(1.Automotive Engineering Research Institute,Jiangsu University,Zhenjiang 212013,China;2.School of Automotive and Traffic Engineering,Jiangsu University,Zhenjiang 212013,China)

Id le vibration of automotive cab system is an important part of vehicle NVH performance.In order to meet the requirements of NVH,the dynam ic characteristics of the practical constraints of Roewe 950 cab system which consists of air conditioning system assembly,a pedal assembly,steering column assembly,assembly,instrument panel console assembly,electricalwiring system are studied using random white noise,periodic scanning incentive,pulse excitation(hammer)to the modal analysis of the cab system and sub structure,through the PolyMAX algorithm to obtain the first three natural frequencies,damping and mode.Comparison and analysis of the modal parameters obtained from random white noise excitation is best,and improved properties of the sub structure,so as to avoid the excitation frequency of the vehicle.

cab system;excitation;polyMAX;modal analysis

U463.837

A

10.3969/j.issn.1671-6833.2015.03.012

1671-6833(2015)03-0054-05

2015-01-02;

2015-03-03

江蘇省普通高校研究生科研創(chuàng)新計(jì)劃項(xiàng)目(CXLX12_0630)

曾發(fā)林(1965-),男,江蘇無(wú)錫人,江蘇大學(xué)副教授,主要從事車(chē)輛噪聲振動(dòng)分析與控制方面工作,E-mail:jsdxzfl@163.com.