輕卡樣車駕駛室振動分析

駕駛員疲勞是影響整個車輛的動態特性和駕駛員舒適度的重要指標。對于輕卡而言,整車的舒適性主要針對駕駛室而言的。在駐車狀態下,某輕卡樣車發動機升速至2500r/min附近時,人體主觀感覺該樣車駕駛室有明顯的振動現象。由于這種振動發生在常用車速范圍內,因此必須加以控制。引起駕駛室振動的因素是多方面的,如何找出振動的原因是一個較為復雜的問題。1系統隔振效果評價汽車發動機大都通過彈性支承安裝在車架上,這種彈性支承又稱為懸置。動力總成懸置系統是指連接汽車動力總成(包括發動機、離合器、變速器等)與車架間的一切彈性支撐的總和。該輕卡樣車動力總成懸置系統采用三點支撐,即2個前懸置(分別稱左前懸置、右前懸置)和1個后懸置。圖1是該樣車動力總成懸置系統的布置位置示意圖,其中每一個懸置包括上下兩支架和橡膠軟墊。并稱與發動機相連的上支架為主動端支架,與副車架相連的下支架為被動端支架。對于機械系統采取隔振措施,都有一個如何評價隔振效果的問題。通常是將采取隔振措施前后結構的某個振動量做比較,以此評價隔振效果。測量動力總成懸置系統的隔振效果時,通常選擇懸置安裝點和車內座椅滑槽附近的振動量為評估對象。理論上認為,以總的穩態振動能量或表面平均振動能量密度來評價一個結構體的振動是最為合適的。故文中的振動量均選擇測點的平均振動能量。車內座椅滑槽附近的振動量是通過其測點的加速度均方根值來評估,而懸置安裝點處是通過隔振量來評估。隔振量是指發動機的激勵經過懸置傳遞到車身后振動能量衰減的大小。振動能量衰減越大,則隔振量越大,即說明懸置的隔振效果越好。但振動能量在實際中無法直接測到。由于加速度傳感器靈敏度高、頻率范圍寬、線性動態范圍大、被測信號較強等優點,因此加速度被廣泛作為直接測量對象。并且,在某種假設下,經測量得到的加速度均方值正比于平均振動能量密度。因此,通常直接測量懸置支架主動端和被動端的加速度來求出隔振量。其中,隔振量與加速度的關系為其中n為測點的采樣點數,aai為主動端采樣加速度值,api為被動端采樣加速度值。aa為主動端加速度均方根值,ap被動端加速度均方根值。TdB表示隔振量,單位為分貝(dB)。當TdB>0時,表示主動端振動能量大于被動端振動能量,即懸置對傳遞到車身的振動有衰減。TdB值越大,表示懸置的隔振效果越明顯。一般來講,商用車隔振量TdB大于13.9dB,則認為其懸置系統具有良好的隔振效果。2發動機激勵下的燃燒及阻振計算傳遞路徑分析法(TransferPathAnalysis,TPA)是一種基于試驗的振動與噪聲分析方法,可解決激勵源―路徑―響應的振動噪聲問題。該方法是一種通過分析主要振動的來源,以便于進行系統有的放矢改進設計的方法。因此,對改善汽車NVH性能更具有針對性。就該輕卡樣車而言,駕駛室的激勵源主要有路面激勵和發動機激勵。由于樣車是處于駐車狀態,因此其主要的激勵源來自發動機的振動。圖2為發動機激勵下的傳遞路徑示意圖。若要降低發動機的振動對駕駛室的影響,最有效的辦法是調整傳遞路徑上的部件參數,達到減振與隔振的目的。因此,須首先從發動機激勵源開始,對該樣車動力總成懸置系統的隔振效果進行測試。3基礎研究和結果分析3.1思想測試及測量體對于該輕卡樣車,為了初步評估該樣車動力總成懸置系統的隔振效果是否在要求范圍內,須對樣車作摸底測試。即通過測試該樣車動力總成懸置的隔振量以及車內測點的振動量,進而評估動力總成懸置系統的隔振效果。3.1.1測試設備測試儀器主要有7個三向加速度傳感器(分別標記為1-7號加速度傳感器)、轉速表和BBM振動噪聲數據采集儀及配套的分析軟件。3.1.2在有迫切需要的工況下,主要有怠速工況試驗工況的定義和選擇在整個試驗中有著相當重要的地位。試驗工況的選擇要能夠反映出動力總成懸置系統在正常的駕駛工況中的隔振效果。其中,怠速工況是常見的駕駛工況,此工況下人體對車內的振動噪聲最為敏感。升降速工況主要體現駕駛車輛時的加速和減速,此工況的測試可以反映出動力總成懸置系統在發動機大扭矩輸出下的各項性能。而原地升速工況是在整車不能外出試驗又沒有轉鼓試驗臺時代替正常加速工況。摸底測試的測試工況主要是選擇怠速工況和原地升速工況這兩種工況。3.1.3振動分析加速度定義整車前后方向為縱向,左右方向為橫向,上下方向為垂向。基于以上分析,摸底測試的內容為:1)在怠速和原地升速兩種工況下,利用BBM振動噪聲數據采集系統,分別采集各個懸置主動端和被動端以及駕駛室座椅滑槽的三向振動加速度;2)將所采集的信號導入到配套的分析軟件,經過FFT變換,將時域信號變換到頻域。其中,怠速工況下,分析帶寬為200Hz,頻率分辨率為0.5Hz。原地升速工況下,分析帶寬為1000Hz,頻率分辨率為1Hz;。3)基于公式(1),得出各測點(1~7號加速度傳感器對應1~7號共7個測點)的加速度均方根值并求出各懸置的隔振量,其中7號測點的加速度均方根值即可表征車內振動量的大小;4)將懸置的隔振量和車內測點的振動量繪制成圖表曲線,以便于分析。3.2測試結果分析3.2.1不同懸置的隔振效果怠速工況下,各懸置隔振量如表1所示。由表1可知,該輕卡樣車各懸置的隔振量最小為13.3dB,最大為21.2dB,可以認為懸置的隔振效果比較好,基本能夠滿足要求。3.2.2振動加速度值對比怠速工況下,車內測點振動加速度均方根值在5~200Hz的總和如表2所示。對于車內測點,一般要求各向振動加速度值均方根總和不要超過0.4m/s2。由表2可以看出,各向加速度均方根總和的最大值為0.194m/s2,故怠速時車內的振動滿足要求。3.2.3升速工況分析圖3給出了原地升速工況下,隨著發動機轉速的升高,車內測點在整車各方向的振動量變化曲線。對于車內測點,原地升速工況下關注的是振動量與轉速跟蹤曲線是否有異常的波動。由圖可見:在發動機轉速升速至2500r/min附近,駕駛室橫向振動加速度明顯增大,達到了0.8m/s2,此時人體感覺駕駛室振動明顯。而縱向和垂向的振動加速度變化不大,均在0.2m/s2左右。3.2.4振動衰減分析原地升速工況時,各懸置縱向、橫向和垂向的隔振量見圖4。由圖可知:經過動力總成懸置系統后,發動機傳遞到副車架上的振動均得到一定程度的衰減。其中,各懸置的垂向振動衰減明顯,縱向振動衰減尚可,橫向振動衰減不足。在垂向方向上,左前懸置和右前懸置隔振量在18dB附近微幅波動,后懸置隔振量在12dB附近微幅波動。在縱向方向上,左前懸置的隔振量在12dB左右,右前懸置和后懸置的隔振量均在16dB左右。而在橫向方向上,后懸置的隔振量不足6dB;左前懸置的隔振量隨轉速波動較大,并且在發動機轉速在2000~2500r/min之間時,左前懸置基本上沒有隔振效果(隔振量為0);右前懸置在發動機轉速升速至2500r/min之前,隔振量均不足6dB,隔振效果均不理想。3.2.5橫向隔振不理想的診斷分析由以上分析可知,摸底測試的結果與人體主觀感覺吻合。通過振動傳遞路徑分析和摸底測試,初步診斷出該輕卡樣車駕駛室振動的原因是由于動力總成懸置系統的橫向隔振不理想所致。即,在發動機轉速為2500r/min左右時,發動機工作產生的不平衡力或力矩,經動力總成懸置系統幾乎全部傳遞至前副車架,進而引起駕駛室的振動。4振動解決方案和實驗驗證4.1驅動總成懸置的選擇為了改善該輕卡動力總成懸置系統的橫向隔振效果,最常見的方法是對其動力總成懸置系統進行重新匹配和優化設計,然后再裝車測試。若采用此種方法,可能需要改變懸置的結構、懸置的安裝位置和懸置的安裝角度等,耗費時間較長,花費較大。在實際工程應用中,受整車布置的限制,懸置的安裝位置一般是很難改變,而且由于理論與實際的差別,重新匹配設計好的懸置,裝車效果也不一定理想。一般來說,懸置的靜剛度與橡膠材料的邵氏硬度有很大的聯系,邵氏硬度越大,懸置的靜剛度也就越大。為避免常見方法的以上缺點,可在不改變懸置模具的情況下,通過改變懸置橡膠材料的邵氏硬度,達到快速改變懸置靜剛度的目的。經了解,該樣車動力總成的各懸置橡膠材料的邵氏硬度均為55度。根據圖5中各懸置的隔振量曲線及結果分析,可先準備邵氏硬度分別為45度、50度和60度的懸置各一套,然后以不同的組合裝車調試。最終采取的方案是保持左前懸置和后懸置的邵氏硬度不變,將右前懸置的邵氏硬度改為50度。該樣車更換改進后的動力總成懸置,原駕駛室的振動不再存在了。利用MTS831測得改進前后各懸置剛度值,結果見表3。4.2振動加速度和隔振量按照3中所述測試方法與步驟,對更換懸置后的輕卡樣車進行測試分析。怠速工況下,各懸置主動端和被動端振動加速度與隔振量如表1所示。由表可知,改進后各懸置的隔振量最小為15.4dB,最大為26.2dB。該樣車更換懸置后,各懸置的隔振效果相對于改進前有所改善。怠速工況下,車內測點的振動量如表2所示。由表可看出:改進后各向加速度最大值為0.122m/s2,滿足車內振動量要求,且相比改進前加速度值有所降低。原地升速工況下,車內測點整車各方向的振動量與轉速跟蹤曲線見圖5。由圖可見,駕駛室縱向和垂向的振動加速度都在0.2m/s2左右,與改進前相比變化不大。橫向振動加速度在0.4m/s2左右,沒有出現明顯的波動現象。與改進前相比,振動加速度有所降低,且在發動機轉速升速至2500r/min附近,人體感覺不到駕駛室明顯振動。原地升速工況時,各懸置縱向、橫向和垂向的隔振量見圖6。由圖可看出,在垂直方向和縱向方向上,各懸置的隔振量與改進前比較,變化不大。在橫向方向上,左前懸置在發動機轉速升速至1800r/min附近時,隔振效果不是很理想,在其它轉速下,隔振量在12dB左右,相對改進前有所改善。右前懸置的隔振量在8dB左右,相對改進前有明顯的改善。后懸置的隔振量