張湯赟，劉茵秋，李曉杰，古忠，鄒亮

(南京依維柯汽車有限公司 產(chǎn)品工程部，江蘇 南京　210028)

汽車的振動(dòng)噪聲是城市的主要噪聲源之一，給人們的工作、學(xué)習(xí)和生活帶來較大影響。世界各國對車內(nèi)外的振動(dòng)噪聲十分重視，相繼制定了汽車振動(dòng)與噪聲法規(guī)[1]。由于汽車振動(dòng)噪聲的產(chǎn)生原因非常復(fù)雜，車內(nèi)振動(dòng)噪聲與車外行駛噪聲的控制涉及眾多交叉學(xué)科，目前對噪聲的控制雖然已經(jīng)有一些被動(dòng)的方法，但要從根本上減小汽車噪聲，歸根結(jié)底還是要控制振動(dòng)的發(fā)生。

傳遞路徑分析方法(Transfer Path Analysis，TPA)是一種試驗(yàn)方法，在采集到的工況數(shù)據(jù)和傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上進(jìn)行分析，快速診斷振動(dòng)系統(tǒng)中的主振源[2]。本文以某輕型客車為例，采用傳遞路徑分析方法，識(shí)別引起該輕型客車車內(nèi)振動(dòng)的主要振源，分析振動(dòng)劇烈的原因。

1　傳遞路徑分析基本理論

1.1　TPA原理

假設(shè)系統(tǒng)為滿足疊加原理同時(shí)具有時(shí)不變特性的線性時(shí)不變系統(tǒng)，將系統(tǒng)分為激勵(lì)源、傳遞路徑及目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)3部分，傳遞路徑分析法認(rèn)為目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)為所有結(jié)構(gòu)路徑及空氣路徑的貢獻(xiàn)量(振動(dòng)加速度或者噪聲聲壓級)之和[3-6]，即

(1)

式中：yk為目標(biāo)點(diǎn)k的響應(yīng)；Hki為振源i到目標(biāo)點(diǎn)k的結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)；Fi為第i個(gè)振源的激勵(lì)載荷；Hkj為聲源j到目標(biāo)點(diǎn)k的聲學(xué)傳遞函數(shù)；Qj為第j個(gè)聲源的聲學(xué)載荷；n為結(jié)構(gòu)路徑的個(gè)數(shù)；p為空氣路徑的個(gè)數(shù)。

由式(1)可知，傳遞路徑分析流程主要分為兩部分[7-9]：

1)載荷與路徑傳遞函數(shù)識(shí)別。載荷與傳遞函數(shù)是決定每一條傳遞路徑對響應(yīng)點(diǎn)貢獻(xiàn)量大小的兩個(gè)組成部分，獲得真實(shí)、可信的載荷與傳遞函數(shù)，直接決定了是從降低振動(dòng)源或噪聲源的載荷入手，或是在衰減傳遞路徑方面考慮如何控制主要貢獻(xiàn)路徑。

2)貢獻(xiàn)量分析。通過各個(gè)路徑對目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)的貢獻(xiàn)量的識(shí)別與排序，確定影響目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)的主要貢獻(xiàn)路徑，優(yōu)化主要貢獻(xiàn)路徑是控制目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)的最有效方法。

1.2　載荷識(shí)別

由于力傳感器的布置受空間位置的限制，同時(shí)，力傳感器測得的力信號(hào)通常具有較大的偏差[10-12]，因此，載荷不便由傳感器測得。

振動(dòng)源或噪聲源的載荷識(shí)別通常采取逆矩陣法。逆矩陣法綜合考慮激勵(lì)自由度之間的耦合關(guān)系，通過測試各個(gè)激勵(lì)力與所有響應(yīng)之間的傳遞函數(shù)，建立響應(yīng)與激勵(lì)力之間的耦合關(guān)系，并采用數(shù)值計(jì)算方法識(shí)別各個(gè)激勵(lì)載荷。由系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程得:

式中am為響應(yīng)點(diǎn)m的加速度；fl為第l個(gè)激勵(lì)力；Hml為第l個(gè)激勵(lì)力到第m個(gè)響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，當(dāng)m=l時(shí)，表示原點(diǎn)傳遞函數(shù)。

通過道路試驗(yàn)測得所有響應(yīng)點(diǎn)的加速度，錘擊試驗(yàn)獲得激勵(lì)源到響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，則激勵(lì)載荷可表示為:

(2)

式中+1表示傳遞函數(shù)矩陣的廣義逆矩陣。

當(dāng)m=l時(shí)，式(2)有且僅有唯一解，出于增加估計(jì)精度的目的，一般取m=2l，求解超正定方程組的最小二乘解，即為所需識(shí)別的激勵(lì)載荷。

1.3　傳遞函數(shù)獲取

傳遞函數(shù)可以通過錘擊試驗(yàn)直接獲取，但是由于激勵(lì)在某一路徑上時(shí)，這個(gè)激勵(lì)力會(huì)通過激勵(lì)源作用到其它路徑上，從而在測量點(diǎn)產(chǎn)生來自非激勵(lì)位置的響應(yīng)，導(dǎo)致測量結(jié)果不準(zhǔn)確[13-15]。因此，為了獲取更為精確的傳遞函數(shù)，通常移除激勵(lì)源。

2　傳遞路徑試驗(yàn)

2.1　整車振動(dòng)傳遞路徑建模

車輛激勵(lì)源大體可以分為4種。

1)路面及輪胎激勵(lì)。路面不平度激勵(lì)會(huì)使輪胎以及懸架系統(tǒng)產(chǎn)生低頻振動(dòng)，通過車輪及懸架系統(tǒng)來降低其對車輛平順性的影響；

2)動(dòng)力總成激勵(lì)。發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)主要來自氣缸內(nèi)周期變化的氣體壓力、活塞運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力和曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性力矩，懸置系統(tǒng)可以有效減小發(fā)動(dòng)機(jī)傳至車身的振動(dòng)；此外，車輛行駛或者加速時(shí)，進(jìn)排氣系統(tǒng)也會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)，排氣系統(tǒng)與車身通過懸吊相連，振動(dòng)會(huì)通過懸吊傳遞到車體；

3)傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)。傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的形式主要分為彎曲振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，這兩種振動(dòng)形式不僅有各自的固有振動(dòng)特性，同時(shí)還存在一定程度的振動(dòng)耦合；

4)空氣動(dòng)力激勵(lì)。汽車在行駛過程中車身外部的空氣流場對車身內(nèi)部的空氣流場產(chǎn)生影響，并且形成振動(dòng)與噪聲。

在綜合考慮上述激勵(lì)源的基礎(chǔ)上，對整車振動(dòng)模型進(jìn)行適當(dāng)簡化，建立某輕型客車整車振動(dòng)傳遞路徑模型如圖1所示，該模型包含162條傳遞路徑。

圖1　整車振動(dòng)傳遞路徑模型

2.2　工況數(shù)據(jù)采集

車輛在B級路面上以6擋平穩(wěn)行駛，利用Test.Lab 軟件采集車速為50～110 km/h共7種勻速工況下的振動(dòng)數(shù)據(jù)。布置x、y、z三向加速度傳感器，27個(gè)單向加速度傳感器，由于采集系統(tǒng)通道限制，進(jìn)行分組采集。

1)響應(yīng)點(diǎn)。在駕駛員座椅導(dǎo)軌、第二排座椅導(dǎo)軌(圖2)和后橋上方座椅導(dǎo)軌等響應(yīng)點(diǎn)處各布置1個(gè)三向加速度傳感器。

2)激勵(lì)源主動(dòng)端。激勵(lì)源與車架之間的橡膠減振件靠近激勵(lì)源一側(cè)，即分別在發(fā)動(dòng)機(jī)3個(gè)懸置的發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)(圖3)各布置1個(gè)三向加速度傳感器，在傳動(dòng)軸中間支撐的傳動(dòng)軸側(cè)，排氣懸吊的排氣管側(cè)以及前后懸架襯套的懸架側(cè)各安裝1個(gè)單向加速度傳感器。

3)激勵(lì)源被動(dòng)端。激勵(lì)源與車架之間的橡膠減振件靠近車架一側(cè)，即分別在發(fā)動(dòng)機(jī)3個(gè)懸置的車架側(cè)各布置1個(gè)三向加速度傳感器，在傳動(dòng)軸中間支撐、排氣懸吊以及前后懸架襯套靠近車架側(cè)各安裝1個(gè)單向加速度傳感器。

4)參考點(diǎn)。由式(2)可知，為了增加逆矩陣法求取載荷的精度，需要增加額外測點(diǎn)。在各激勵(lì)源被動(dòng)端傳感器附近位置額外布置1個(gè)相應(yīng)的三向或單向加速度傳感器。

圖2　第二排座椅導(dǎo)軌處　　　　　　　　　　圖3　發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置

2.3　傳遞函數(shù)獲取

試驗(yàn)中將主動(dòng)系統(tǒng)拆除，即將圖1所示的發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸、排氣系統(tǒng)及懸架系統(tǒng)等激勵(lì)源與車架之間的橡膠減振件斷開，增加力錘傳感器，其余傳感器布置位置不變，采用力錘敲擊各激勵(lì)源被動(dòng)端，即激勵(lì)源與車架之間橡膠減振件靠近車架側(cè)的位置。

3　主振源識(shí)別

3.1　確定典型振動(dòng)工況

在Test.Lab軟件中，將路試測得的時(shí)域信號(hào)，經(jīng)過處理得到頻域信號(hào)，并在Matlab軟件中按照文獻(xiàn)[16-18]中規(guī)定的加權(quán)加速度均方根計(jì)算方法進(jìn)行編程，得到各工況下x、y、z3個(gè)方向的加權(quán)加速度均方根和總加權(quán)加速度均方根值，如圖4所示。

圖4　加權(quán)加速度均方根

由圖4可知，當(dāng)車速為50～110 km/h時(shí)，隨著車速的增加，加權(quán)加速度均方根整體呈現(xiàn)上升趨勢。當(dāng)車速為50～80 km/h，x、y、z3個(gè)方向的加速度均方根及總加權(quán)加速度均方根增長趨勢緩慢，車速為80 km/h時(shí)z向振動(dòng)的最大加速度為1.39 m/s2，人體感覺為不舒適；車速為80～90 km/h時(shí)， 3個(gè)方向的加速度均方根及總加權(quán)加速度均方根都明顯增大；車速為90～110 km/h時(shí)，3個(gè)方向的加速度均方根及總加權(quán)加速度均方根增長趨勢稍有增加；在車速為110 km/h時(shí)，振動(dòng)最為劇烈，z向振動(dòng)最大加速度為1.67 m/s2，人體感覺很不舒適。

因此，以車速為90 km/h和110 km/h工況為例，識(shí)別整車振動(dòng)的主振源。

3.2　勻速90 km/h工況主振源識(shí)別

圖5　振動(dòng)加速度頻譜曲線

駕駛員座椅導(dǎo)軌z向振動(dòng)加速度頻譜圖如圖5所示。由圖5可知：駕駛員座椅導(dǎo)軌處的z向振動(dòng)加速度主要集中于低頻段，在振動(dòng)頻率為14 Hz時(shí)振動(dòng)最劇烈，振動(dòng)加速度為0.392 m/s2。

利用Test.Lab中的Transfer Path Analysis模塊建立傳遞路徑分析模型，以采集到的工況數(shù)據(jù)和傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)，分析駕駛員座椅導(dǎo)軌z向在振動(dòng)頻率14 Hz時(shí)的振動(dòng)加速度，如表1所示。由表1可知：駕駛員座椅導(dǎo)軌z向振動(dòng)加速度較大的主要振源(按振動(dòng)加速度由大到小)依次為2#傳動(dòng)軸中間支撐z向、3#排氣懸吊z向、右懸置y向、1#傳動(dòng)軸中間支撐z向、后懸置x向和左懸置z向的振動(dòng)。

按照同樣的分析方法對駕駛員導(dǎo)軌x向和y向、第二排座椅導(dǎo)軌x、y、z向和后橋上方座椅導(dǎo)軌x、y、z向的振動(dòng)進(jìn)行分析，得到駕駛員座椅導(dǎo)軌z向振動(dòng)加速度較大的主要振動(dòng)源(按振動(dòng)加速度由大到小)依次為2#傳動(dòng)軸中間支撐z向、3#排氣懸吊z向、右懸置y向、左懸置z向、1#排氣懸吊z向和1#傳動(dòng)軸中間支撐z向的振動(dòng)。

表1　振動(dòng)頻率14 Hz時(shí)駕駛員座椅導(dǎo)軌z向的振動(dòng)加速度　m·s-2

3.3　勻速110 km/h工況的主振源識(shí)別

分析方法與勻速90 km/h工況相同，最終得到主要振源(按振動(dòng)加速度由大到小)依次為：2#傳動(dòng)軸中間支撐z向、3#排氣懸吊z向、右懸置y向、左懸置z向、1#排氣懸吊z向和1#傳動(dòng)軸中間支撐z向的振動(dòng)。這與勻速90 km/h工況的主要振源一致。

4　響應(yīng)端的振動(dòng)分析

由式(1)知，響應(yīng)端振動(dòng)劇烈的原因可能是激勵(lì)源載荷較大、系統(tǒng)傳遞特性的放大作用或者兩者共同作用所致[19-20]。以勻速90 km/h工況為例，對主要振源處的載荷以及主要振源到響應(yīng)端的傳遞函數(shù)分別進(jìn)行分析。

4.1　載荷識(shí)別結(jié)果

勻速90 km/h工況下，采用逆矩陣法求解激勵(lì)源處的載荷，圖6為6個(gè)主振源處的載荷頻譜曲線。

a)2#傳動(dòng)軸中間支撐z向、3#排氣懸吊z向、右懸置y向載荷　　　　　b) 左懸置z向、1#排氣懸吊z向、1#傳動(dòng)軸中間支撐z向載荷圖6　主振源處載荷頻譜曲線

由圖6可知，6個(gè)主要振源處的載荷主要集中在低頻段(100 Hz以下)，高頻段的載荷趨近于零。在峰值頻率14 Hz下，6個(gè)主要振源處的載荷對駕駛員座椅導(dǎo)軌z向振動(dòng)的影響程度不同(載荷越大，影響越大)，載荷由大到小依次為：3#排氣懸吊z向(6.58 N)、右懸置y向(3.85 N)、2#傳動(dòng)軸中間支撐z向(3.53 N)、1#排氣懸吊z向(2.19 N)、1#傳動(dòng)軸中間支撐z向(0.89 N)和左懸置z向(0.52 N)。這與3.2節(jié)的分析結(jié)果略有不同，原因?yàn)椋何纯紤]傳遞函數(shù)對響應(yīng)點(diǎn)振動(dòng)的影響及各條傳遞路徑之間的耦合作用。

4.2　傳遞函數(shù)分析

傳遞函數(shù)為系統(tǒng)單位輸入力引起的響應(yīng)振動(dòng)加速度，是系統(tǒng)的固有特性，與行駛工況無關(guān)，6個(gè)主要振源到駕駛員座椅導(dǎo)軌z向振動(dòng)的傳遞函數(shù)幅頻特性曲線如圖7所示。

由圖7可知，6個(gè)主振源到駕駛員座椅導(dǎo)軌z向的傳遞函數(shù)以高頻段為主(100 Hz以上)，此時(shí)的振動(dòng)傳遞較大；6個(gè)主振源到駕駛員座椅導(dǎo)軌z向的傳遞函數(shù)在35～65 Hz內(nèi)較大，但相對高頻段而言，能量傳遞較小。在14 Hz附近的振動(dòng)傳遞較小，從而可以說明，響應(yīng)點(diǎn)振動(dòng)劇烈是由于激勵(lì)源的載荷過大導(dǎo)致，與系統(tǒng)的傳遞函數(shù)關(guān)系不大。

a)2#傳動(dòng)軸z向、3#排氣懸吊z向、右懸置y向　　　　　　　　　　b)左懸置z向、1#排氣懸吊z向、1#傳動(dòng)軸z向圖7　主振源到駕駛員座椅導(dǎo)軌z向傳遞函數(shù)幅頻特性曲線

其它工況下響應(yīng)點(diǎn)振動(dòng)分析結(jié)果都表明，振動(dòng)主要是由于激勵(lì)源載荷較大所致。

5　結(jié)論

1)在綜合考慮整車激勵(lì)源的基礎(chǔ)上，建立整車振動(dòng)傳遞路徑模型。通過試驗(yàn)工況數(shù)據(jù)和傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)分析，確定典型振動(dòng)工況為90和110 km/h兩種勻速行駛工況。

2)在Test.Lab中建立傳遞路徑分析模型，分析典型振動(dòng)工況各傳遞路徑的振動(dòng)加速度，得到對振動(dòng)影響較大的主要振源為：2#傳動(dòng)軸中間支撐z向、3#排氣懸吊z向、右懸置y向、左懸置z向、1#排氣懸吊z向和1#傳動(dòng)軸中間支撐z向的振動(dòng)。

3)將6個(gè)主振源的載荷及6個(gè)主振源到響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)進(jìn)行比較，結(jié)果表明，響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)主要集中于低頻段，是由于激勵(lì)源處的載荷較大所致。

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