曾發(fā)林,阮 洋,李建康

(1.江蘇大學汽車工程研究院,江蘇鎮(zhèn)江212013;2.江蘇大學汽車與交通工程學院,江蘇鎮(zhèn)江212013)

基于PolyMAX的汽車駕駛室系統(tǒng)試驗模態(tài)分析

曾發(fā)林1,阮 洋2,李建康1

(1.江蘇大學汽車工程研究院,江蘇鎮(zhèn)江212013;2.江蘇大學汽車與交通工程學院,江蘇鎮(zhèn)江212013)

汽車駕駛室系統(tǒng)的怠速振動是整車NVH性能的重要組成部分.為了滿足NVH性能要求，考察模擬實際約束的榮威950型汽車駕駛室系統(tǒng)(空調(diào)系統(tǒng)總成、腳踏板總成、轉(zhuǎn)向柱總成、儀表臺總成、中控臺總成、電器線束系統(tǒng))的動態(tài)特性，采用隨機白噪聲激勵、周期性掃頻激勵和脈沖激勵(錘擊)對駕駛室系統(tǒng)及子結構進行模態(tài)分析，通過PolyMAX算法獲得了前3階固有頻率、阻尼和振型，對比分析其模態(tài)參數(shù)可知，隨機白噪聲激勵效果最好，并改進其子結構的特性，從而避開整車的激勵頻率.

駕駛室系統(tǒng);激勵;PolyMAX;模態(tài)分析

0 引言

汽車駕駛室系統(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)、儀表臺總成和中控臺總成等組成,它們通過儀表臺橫梁總成連接起來.良好的駕駛環(huán)境對行車安全的重要性不言而喻,對駕駛室系統(tǒng)進行動態(tài)測試也是非常有必要的.由于駕駛室系統(tǒng)結構復雜、材料的多樣性以及各總成的剛度跨度變化大,單一的測試方法不能體現(xiàn)試驗結果的可信度,多種測試方法對該復雜結構的分析是必要的.

為改善駕駛員駕駛環(huán)境,減小駕駛室系統(tǒng)各部件在汽車行駛中的振動,提升整車的NVH性能,筆者以不同的激勵方法、單點激勵多點響應及移動傳感器的方式對某型汽車的駕駛室系統(tǒng)及子結構進行試驗模態(tài)分析,通過比較3種不同的激勵方法得到的頻響函數(shù),得到最佳的激勵法和系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)識別結果,為駕駛室系統(tǒng)結構的改進和優(yōu)化提出建議,避免發(fā)生怠速共振現(xiàn)象,從而改善汽車的NVH性能.

1 試驗方案與設置

1.1 試驗條件

為了合理再現(xiàn)駕駛室系統(tǒng)的動態(tài)特性,夾具應使駕駛室系統(tǒng)按實車的姿態(tài)、方向和角度安裝到臺架,實現(xiàn)對駕駛室系統(tǒng)的3處支撐和3處約束,達到與實車相當?shù)闹魏图s束狀態(tài)［1］.建立模態(tài)試驗整體坐標系,+X方向設為車輛前進方向,+Y方向設為乘員左側水平方向,+Z設為垂直于車輛向上,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4個固定點與左右試驗臺柱相連,圖2中前圍4個安裝點與前試驗臺柱相連接,駕駛室系統(tǒng)下端兩個支架直接與臺架固定,其約束狀態(tài)與實際的約束基本一致.根據(jù)測點所在的空間位置,在LMS Geometry模塊中建立試驗模型.

1.2 試驗測試系統(tǒng)

本次試驗所用儀器如表1所示.試驗測試系統(tǒng)如圖3所示.

表1 試驗儀器列表Tab.1 Experimental equipments

圖3 試驗測試系統(tǒng)Fig.3 Experiment system

1.3 參數(shù)的設置

試驗采用LMS Test.Lab中的脈沖激勵法、隨機白噪聲激勵法、周期性掃頻激勵法對駕駛室系統(tǒng)的動態(tài)特性進行測試,參數(shù)設置如表2所示.

表2 激勵參數(shù)的設置Tab.2 Settings of incentive parameter

2 試驗結果分析

2.1 理論基礎

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

第一步:通過建立線性化的直交矩陣分式模型來確定穩(wěn)態(tài)圖,判定真實的模態(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為分子多項式系數(shù)矩陣;αr為分母多項式系數(shù)矩陣;αr、βr均為實值系數(shù),可由最小二乘法求得;p為數(shù)學模型階次;d t為采樣時間間隔;z為多項式基函數(shù).

我們現(xiàn)代人對工筆花鳥瓷畫進行解讀的時候可以見證它讓人過目難忘的藝術魅力，在品味工筆花鳥瓷畫藝術魅力的時候需要從它外在的形式美進行考究，從它的結構形式上進行探索，更重要的是需要領會其內(nèi)在的文化價值，即畫者內(nèi)心世界的表達，也就是畫面塑造的意境美。

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

在極點pr和模態(tài)參與因子已知的條件下,可以根據(jù)測量得到的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LR和UR.

2.2 3種激勵方法得到頻響函數(shù)的比較

如果被測結構具有非線性特性以及材料的剛度跨度比較大,則激勵顯得尤為重要,因為測量出來的頻響函數(shù)決定于激勵信號的性質(zhì)和量級.通過比較3種方法得到的頻響函數(shù),獲得一種更容易識別模態(tài)參數(shù)的激勵方法,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,但在測量復雜結構且材料的剛度跨度比較大時,因其激勵能量小,不能使整個結構激振起來(圖中22.49, 29.72 Hz處無波峰).實測結構上的響應信號過小、信噪比過低,導致模態(tài)測試精度不高,從而不能得到準確的頻響函數(shù).故該方法不采納.

(2)隨機白噪聲激勵法可以經(jīng)過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).但由于白噪聲激勵信號容易產(chǎn)生能量泄漏誤差,相比于周期性掃頻激勵信號,在37.5 Hz處不能激勵出明顯的波峰.對于考慮本試驗所需的模態(tài)參數(shù),該激勵法是可以采納的.

(3)周期性掃頻信號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)部阻尼比較復雜的情況下,該激勵法能激出明顯的波峰,得到試驗所需模態(tài)參數(shù),可以采納.

2.3 駕駛室系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)識別

基于LMS Test.lab軟件,檢驗測試系統(tǒng)采集試驗數(shù)據(jù)的準確性.根據(jù)隨機白噪聲激勵法采集的數(shù)據(jù),運用PolyMAX方法對采集的數(shù)據(jù)在頻域內(nèi)進行參數(shù)辨識,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.開始時的假定極點數(shù)很少,都是計算極點,標以o,表示程序在該頻率上沒有預先找到極點.隨著假定的極點數(shù)的增加,這些o就演化成f、d、v和s等,分別表明預先已找到了那個頻率、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點看作一個極點,在穩(wěn)態(tài)圖上進行拾取.對于模棱兩可的極點,不應隨便拋棄,應經(jīng)過模態(tài)驗證確認這些極點是否為物理極點,這樣就完成了系統(tǒng)極點的估計.

提取駕駛室系統(tǒng)的前3階固有頻率,結合駕駛室系統(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)振動的原因是怠速時發(fā)動機激勵通過傳動系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)傳給駕駛室的,因此,避免激勵源和駕駛室系統(tǒng)的固有頻率重合是非常重要的.發(fā)動機怠速時的激振力主要是二階往復慣性力,其頻率與車輛搭載的發(fā)動機轉(zhuǎn)速和氣缸數(shù)有關［7-8］.發(fā)動機怠速時的激振頻率計算公式:

式中:n為發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速;Z為發(fā)動機的氣缸數(shù).對于四沖程四缸的乘用車發(fā)動機,怠速轉(zhuǎn)速一般為700～1 000 r/m in,怠速時的激勵頻率一般在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

在設計駕駛室系統(tǒng)時,其一階模態(tài)值應大于發(fā)動機的怠速激勵頻率,以減少振動.對該車型,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.而方向盤整體一階固有頻率為35.04 Hz,怠速時方向盤不會發(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,應通過局部加厚或增設加強筋來增加局部剛度,以減小儀表板的局部振動,提高整車的NVH性能.

2.4 儀表臺橫梁總成的參數(shù)識別

將安裝在BBC總成上的各子系統(tǒng)拆除,按照其實際約束進行安裝,如圖7所示.采用隨機白噪聲激勵法對BBC總成進行激勵,通過多輸人多輸出(M IMO)的方式采集響應信號,運用PolyMAX算法提取BBC總成穩(wěn)態(tài)圖,識別其模態(tài)參數(shù),試驗結果如圖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,為空調(diào)安裝處的局部振動,且振幅比較大.當汽車以某一速度且開空調(diào)行駛過程中,空調(diào)的振動過大,發(fā)生異響,是因為激勵頻率與儀表臺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數(shù)量,提高連接剛度;將空調(diào)連接支架板厚由原來的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)點處,減小空調(diào)振動時的振幅.汽車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),遠離發(fā)動機怠速時的激振頻率.汽車在正常行駛或以最高速度行駛時,發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高,激振頻率一般大于100 Hz［10-12］,同時也避開了發(fā)動機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,則進行結構分析時要重點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、中控臺總成的安裝支架等部件.

2.5 空調(diào)系統(tǒng)的振動分析

根據(jù)空調(diào)系統(tǒng)在整車的實際約束情況［13］,在隨機白噪聲的激勵下,對空調(diào)系統(tǒng)進行SIMO的采樣方法,通過分析兩處測點的功率譜密度,全面地考察空調(diào)系統(tǒng)的振動能量分布.

空調(diào)L型支架的PSD圖和空調(diào)的PSD圖如圖9～10所示.對比兩圖可知,空調(diào)測點的振動能量級大于支架處,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處沒有峰值,在0.25～75 Hz頻帶內(nèi)的振動能量相對其他兩個方向明顯較弱,該方向的主要能量集中在75～90 Hz高頻段內(nèi),且Y向的振動能量在0.25～40 Hz中低頻段相對其他兩個方向較小,表明其Y向的約束剛度相對較大.

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 結論

(1)試驗模態(tài)分析參數(shù)識別適用于建立在頻響函數(shù)基礎上的線性模型,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.而周期性掃頻激勵法不能將這些非線性平均掉,所以針對駕駛室系統(tǒng),建議采用隨機白噪聲激勵法.

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

(3)改進駕駛室系統(tǒng)中某個組成部分的結構、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)新計劃項目(CXLX12_0630)

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