摘 要:本文对整车振动特性的研究内容、模型和方法进行综述,综合分析了整车振动平顺性的研究概况,指出了整车振动平顺性研究存在的一些问题,并对未来整车振动特性研究的发展方向提出一些建议。
关键词:整车 振动 平顺性 发展动态
中图分类号:S776.29文献标识码:A文章编号:1674-098X(2012)06(a)-0008-02
车辆整车振动平顺性研究主要体现在整车平顺性的评价指标和方法、车辆平顺性的提高和改进(振动响应的求解方法、构建整车振动模型和分析主要部件总成)、路面特性对整车振动平顺性的影响,目前国内外关于整车振动特性的研究主要从这三方面进行展开。
1 整车平顺性评价指标和方法的研究
分析研究整车的振动动态特性,提高整车平顺性使汽车正常工作时其振动情况能维持在一定阈值内,从而保持乘员的舒适性。人体对整车振动的反应不仅取决于振动的频率、强度、作用方向和持续时间等振动的客观因素,人的心理与身体素质等主观因素也和其有着密切的关系。2000年张树强在《汽车理论》中总结了客观和主观两种评价车辆平顺性的方法,客观评价主要着眼影响平顺性的随机路面不平度输入特性、动力总成传动系扭振特性、人体—座椅系统特性等与车辆相关的振动系统,以车厢座椅传递到人体的加速度均方根值、悬架弹簧的动挠度和车轮与悬架之间的动载荷作为评价指标[1]。主观评价是由有经验的驾驶员和乘客按预定方式驾驶一组车辆,根据身体主观感受填写相应的主观评价表来确定车辆的平顺性[2]。
1997年国际标准化组织制定了目前最全面的IS02631/1-1997《人体承受全身振动评价第一部分:通用要求》,此标准先计算各自由度上总的加权均方根值和各输入点的振动加速度均方根,然后计算人体承受的总加速度均方根值,并和人的主观感觉来判断乘员舒适性从而解决了长时间作用的随机振动和多输入点、多轴向振动环境对人体影响时的客观评价和人体主观感觉的一致性。我国从70年代后期开始研究并参照国际标准在1996年和2007年制定了GB/T4970-1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》和GB/T13441.1-2007《机械振动与冲击人体暴露于全身振动的评价第一部分:一般要求》。从此,我国在汽车平顺性评价研究方面逐渐进入成熟阶段。2007年东北大学李朝峰引入烦恼率分析法使评价结果得到量化,打破了原来等级式的平顺性评价结果[3]。2008年同济大学马泽升将模糊综合法运用于汽车振动舒适性评价,通过多目标多级模糊逐层评价解决了不同车速、测点、路面等因素对汽车平顺性评价带来的影响。2008年公路科学研究院的周炜建立六自由度汽车悬架的振动模型后运用遗传神经网络算法分析得到基于烦恼率模型的振动舒适性评价方法。
2 整车平顺性的提高和改进研究
根据汽车振动学理论可知汽车振动系统是一个由多个振动子系统所组成的多自由度“质量一刚度一阻尼”系统,大致分为汽车车身和动力传动系两个振动系统[2]。这些不同规律的振动形式及其耦合深刻影响汽车的平顺性和使用寿命。
2.1 整车振动模型构建的研究
目前国内外学者主要根据研究目的不同将实际车辆进行不同程度的简化建立相应的研究模型进行振动分析,主要有两自由度的1/4模型、平面五自由度的1/2模型和三维整车模型。
当车身质量分布均匀时(即质量分配系数接近l),建立1/4车辆的两自由度振动系统模型[4]。此模型求解简单快捷,虽然能满足早期对汽车悬架和座椅的振动特性研究,但只能分析车身的垂直振动而不能研究纵向角振动和侧倾振动。1976年郭孔辉院士为了分析悬架系统对各种输入的响应建立了单输入2自由度车辆系统。1983年张洪欣将车辆简化为5自由度振动模型,此模型为平面五自由度的1/2车辆系统;该模型认为车辆在纵垂面上振动应用于车辆相对于纵垂面完全对称且左右车轮下的路面不平度变化完全一样时[3]。它不仅能反映前后轮在路面不平激励下的垂直振动,还能体现路面对车身纵向角振动的作用,广泛应用在悬架优化分析、汽车平顺性预测与模拟上。三维整车多自由度模型可以全面反映车身的垂直振动、纵向角振动、侧向角振动以及路面不平激励,该模型将四个车轮所受路面激励的差异及车身的侧倾对车身振动的影响考虑进来,还能将前后悬架的不同组合情况表现出来[3]。
另外,为更精确分析汽车某一部分的耦合振动,需考虑建立更加复杂的系统模型。为研究乘员座椅的振动情况,需考虑座椅和车厢的三维振动以及座椅与车厢的耦合振动,应建立相对应的十五自由度的振动模型。虽然模型更加精确,但计算精度降低,计算量大增。
2.2 动力传动系振动的研究
汽车动力传动系由动力总成、传动轴、驱动桥总成组成,是车辆振动和噪声的重要来源。基于车辆振动学可将动力传动系振动分为弯曲振动和扭转振动,主要因为发动机和路面周期性振动的频率与动力传动系的固有频率接近时导致共振。这种振动不仅影响动力传动系的正常运转产生噪声,还会引起车身的垂直振动、纵向角振动和侧倾振动。因此,建立动力传动系的振动分析模型,寻求降低振动的影响措施,是整车振动的重要研究课题之一。
依据系统的动能和势能不变的原则,将振动系统简化为由无弹性的惯性盘和无质量的弹性轴组成的当量系统,测定各零部件的结构参数建立相应的力学和数学模型计算扭振的固有特性[4]。重庆大学的刘剑运用有限元方法将传动系离散化建立多自由度动力学模型进行发动机扭转激励下的强迫振动响应分析获得整个动力传动系的动态响应特性[5]。
动力传动系弯曲振动的研究方法目前主要是模态综合法和有限元法。模态综合法的基本思想是将动力传动系分为若干子系统进行模态分析建立自由模态方程,利用约束条件简化自由度,获得自由度大大缩减又保持系统特性的组合系统方程,最后分析整个系统的固有振动特性[6-11]。2010年重庆大学魏勇在传动系扭振分析中引入摄动有限元法,介绍其在传动系扭振中的应用并取得一定成果。2012年吉林大学汽车仿真与控制重点实验室的史文库应用有限元法对某后驱动桥异常振动的汽车进行模态分析确定异常振动区为后桥一阶弯曲模态。由于车辆动力传动系结构复杂边界条件难以确定,目前有限元方法仅局限于各总成弯曲振动分析,整个动力传动系弯曲振动的有限元模型还难以实现[12-15]。
3 路面特性对整车振动平顺性的影响研究
路面不平度是使车辆产生振动的主要振源,真实路面激励的获得直接关系着分析和评价汽车振动系统的特性。因此对路面不平度进行研究取得准确的路面激励是进行汽车振动平顺性研究的重要基础工作。
国内外学者提出多种形式的频域和时域模型对路面不平度进行模拟研究,这两种模型都把路面不平度看成是各态历经的平稳随机过程,但在非平稳随机过程建立非平稳的路面激励模型目前还没有先例。
频域模型(路面功率谱密度表达式)在建立汽车路面激励模型方面得到广泛应用。频域模型首先用于单轮力学模型,此时路面激励的功率谱密度就是路面不平度的时间功率谱密度[16]。随后又出现路面对前后轮距相等的四轮汽车激励的功率谱密度矩阵[3]。在此基础上将双轮路面激励取其均值作为单轮路面激励,建立单—双—单六轮输入功率谱密度矩阵[17]。路面对汽车激励的频域研究在平稳随机过程领域已非常成熟。目前主要应用线性滤波白噪声法、三角级数法和傅里叶变换法对时域模型进行平顺性仿真。线性滤波白噪声法用一定条件的白噪声代替路面高程随机波动,经处理变换拟合出路面随机不平度[18]。三角级数法将任意路面轨迹看作一系列离散的正弦波叠加而成[18-19]。傅里叶变换法通过功率谱密度采样进行路面不平度的分析[20]。2011年吉林大学陈绍维构造了微客平面七自由度振动模型,建立基于滤波白噪声法的路面时域模型仿真出时域路面随机激励,得到微客的平顺性时域和频域仿真情况。2011年北京理工大学梁新城运用三角级数法对三维路面不平度进行仿真和可视化,并经某路面测试表明三角级数法能模拟准确的路面数据。
近年,我国林家浩教授提出的虚拟激励法由于运算高效精确在工程领域得到广泛发展。虚拟激励法将结构的平稳随机响应功率谱转化为确定性的简谐响应,依据实际激励构造虚拟激励并将虚拟激励输入振动系统,求解功率谱密度[21]。作为工程方面一种时频分析方法,虚拟激励法成了汽车振动仿真领域的研究热点。2009年吉林大学李杰教授根据路面激励的统计特征应用此法建立前后轮的虚拟路面激励,给出求解汽车振动响应量功率谱密度的算例,同时证明在对1/2汽车四自由度系统进行振动分析时虚拟激励法比傅里叶方法更简单[22]。2010年李杰教授应用多点虚拟激励法构造了路面对整车的虚拟激励从而得出汽车真实的振动功率谱密度[23]。总体来说,应用虚拟激励法研究汽车随机振动准确高效,但在汽车振动研究上的应用还不成熟,主要体现在简单的汽车低自由度振动系统模型上,因此有待深入研究发展。
4 整车振动平顺性的研究发展趋势
综合分析整车振动平顺性的研究概况可知,对整车振动平顺性的评价指标和方法、整车车身振动和动力传动系振动、路面不平度的频域时域模型等的研究已相对成熟。但对于整车车身与动力传动系耦合振动、路面不平度的时频激励模型、非平稳的路面激励模型以及虚拟激励法还有待深入研究。
综上所述,汽车整车振动平顺性的研究将主要集中在以下几方面:
(1)深入研究整车车身与动力传动系的耦合振动关系,建立真实综合反映整车车身与动力传动系耦合振动关系的的仿真模型;
(2)在路面激励方面,深入研究虚拟激励法在整车高自由度系统上的应用,研究和发展新型的路面不平度时频激励的虚拟激励模型;
(3)在非平稳随机过程领域,建立一个科学的非平稳的路面激励模型全面揭示整车在平稳随机过程和非平稳随机过程中的振动机理;
(4)研究发展更加精确的检测仪器对汽车振动特性进行充分测试,全面掌握汽车的实际振动特性;
(5)在整车研发商业应用方面,急需开发能够提供具体的汽车结构系统振动数学模型的新型商业化软件,满足工程人员的实际研究应用。
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