基于OPAX的動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能評價(jià)

陳 克，徐征涵

(沈陽理工大學(xué) 汽車與交通學(xué)院，沈陽 110159)

動力總成懸置系統(tǒng)是連接動力總成和車身的彈性元件，其作用是衰減和隔離由動力總成傳遞到車身的激勵。懸置系統(tǒng)吸收振動的能力稱為懸置的隔振性能。目前，大部分學(xué)者都是利用懸置主、被動端的振動加速度計(jì)算隔振率，對懸置隔振性能進(jìn)行評價(jià)[1]，并對隔振率不達(dá)標(biāo)的懸置，通過優(yōu)化匹配彈性元件的剛度、阻尼等系統(tǒng)參數(shù)的方法[2]，使其達(dá)到最優(yōu)的隔振效果。

但這種評價(jià)方法只適用于單個懸置本身，并不能準(zhǔn)確反映動力總成懸置系統(tǒng)在整車環(huán)境下的振動激勵及對車內(nèi)振動造成的影響。因此，本文利用傳遞路徑分析方法，建立振動傳遞路徑，并根據(jù)整車振動試驗(yàn)數(shù)據(jù)，計(jì)算出隔振率并進(jìn)行傳遞路徑貢獻(xiàn)量分析，實(shí)現(xiàn)對動力總成懸置系統(tǒng)的綜合評價(jià)。

1 OPAX傳遞路徑模型建立

整車的NVH(Noise、Vibration、Harshness)問題都可以用“激勵源—路徑—接受者”這一模型來解釋，即車輛的激勵源(如動力總成、排氣管等)通過車身或連接件傳遞振動信號，引起車內(nèi)振動。OPAX方法是在傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis，TPA)和工況傳遞路徑分析(Operational Transfer Path Analysis，OTPA)基礎(chǔ)上發(fā)展而來，借鑒了OTPA簡便的優(yōu)點(diǎn)，避開了傳統(tǒng)TPA方法工作量大的缺點(diǎn)，同時又能保證所測得結(jié)果的精確度[3]。

根據(jù)OPAX技術(shù)思想，本文將汽車座椅導(dǎo)軌作為目標(biāo)點(diǎn)，方向盤、駕駛室地板作為指示點(diǎn)，建立由動力總成、懸置系統(tǒng)、車身到目標(biāo)點(diǎn)與指示點(diǎn)之間包含81條路徑的傳遞路徑模型，如圖1所示。圖1中指示點(diǎn)的作用是通過其數(shù)據(jù)識別工作載荷，以提高載荷識別精度。

圖1 車內(nèi)傳遞路徑模型

任一目標(biāo)點(diǎn)的振動是由多條路徑矢量疊加的結(jié)果，其振動總貢獻(xiàn)量可表示為

(1)

式中：yk(ω)為第k個目標(biāo)點(diǎn)總貢獻(xiàn)量；Hki(ω)為各懸置被動端至該目標(biāo)點(diǎn)的第i條路徑上的頻響函數(shù)；Fi(ω)為第i條路徑輸入端的結(jié)構(gòu)載荷；n為結(jié)構(gòu)傳遞路徑的總數(shù)目；ω表示頻率。

利用OPAX方法建立參數(shù)化載荷識別模型，并用懸置動剛度法求解各路徑輸入端的結(jié)構(gòu)載荷，表示為[4]

(2)

式中：aai(ω)、api(ω)分別表示各懸置主、被動端振動加速度；mi、ci、ki分別表示第i條路徑上彈性元件的質(zhì)量、阻尼及剛度；j為復(fù)數(shù)虛部。

理論上，指示點(diǎn)與目標(biāo)點(diǎn)一樣，其振動響應(yīng)也是由多條路徑疊加的結(jié)果。因此，任一指示點(diǎn)的振動響應(yīng)可表示為[5]

(3)

其中

式中：uq(ω)為第q個額外指示點(diǎn)的振動響應(yīng)；Hqi(ω)為各懸置被動端至該指示點(diǎn)的第i條路徑的頻響函數(shù)。

對運(yùn)行工況下采集的指示點(diǎn)數(shù)據(jù)作階次分析，若指示點(diǎn)的響應(yīng)信號中包含有m個階次切片，每個切片中包含有r個轉(zhuǎn)速采樣點(diǎn)，則式(3)可用分塊矩陣的形式表示為

[Aq][X]=[Bq]

(4)

其中

[Aq]=[D1…Di…Dn]

[X]矩陣的求解結(jié)果即為式(2)中待識別的參數(shù)，從而可計(jì)算得到各路徑的結(jié)構(gòu)載荷力，并結(jié)合試驗(yàn)測得的各路徑到目標(biāo)點(diǎn)的頻響函數(shù)，代入式(1)即可計(jì)算出每條路徑對目標(biāo)點(diǎn)的振動貢獻(xiàn)量。

2 整車振動試驗(yàn)

2.1 工況數(shù)據(jù)采集

本試驗(yàn)以某SUV為試驗(yàn)對象，駕駛室座椅導(dǎo)軌為目標(biāo)點(diǎn)；所用試驗(yàn)儀器主要為西門子公司的LMS Test.Lab振動噪聲測試配套設(shè)備；在目標(biāo)點(diǎn)、指示點(diǎn)及懸置主、被動端合適位置布置三向加速度傳感器；采樣頻率為6400Hz，帶寬為采樣頻率的一半即3200Hz，添加漢寧窗；利用軟件自帶工具去除環(huán)境噪聲。試驗(yàn)在空曠室內(nèi)、原地勻加速工況下(1500～3000r/min)進(jìn)行，測試時間為30s。以座椅導(dǎo)軌X方向?yàn)槔?，采得各測點(diǎn)時域數(shù)據(jù)信號如圖2所示。

圖2 座椅導(dǎo)軌X方向時域數(shù)據(jù)圖

2.2 頻響函數(shù)測量

為方便測量，采用互易法進(jìn)行測量懸置被動端處到車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)座椅導(dǎo)軌的頻響函數(shù)。保持傳感器位置不變，用規(guī)格為086D05的激勵力錘(量程為±22.24kN)在座椅導(dǎo)軌三方向進(jìn)行錘擊激勵，每個位置敲擊5次，在懸置被動端測量響應(yīng)，求平均得到頻響函數(shù)；對比頻響函數(shù)與相干函數(shù)，判斷其精度，相干系數(shù)越大，頻響函數(shù)結(jié)果越可靠[6]。以左懸置Z方向到座椅導(dǎo)軌X方向的頻響函數(shù)為例，如圖3所示。

圖3 左懸置Z方向到座椅導(dǎo)軌X方向的頻響 函數(shù)及相干性曲線

由圖3可以看出，在整個0～3200Hz頻率范圍內(nèi)左懸置Z方向與座椅導(dǎo)軌X方向平均相干系數(shù)為0.9，非常接近1，證明采集到的頻響函數(shù)比較可靠。

2.3 各方向振動比較

由測得的工況數(shù)據(jù)，得出座椅導(dǎo)軌各方向的振動曲線如圖4所示。

圖4 座椅導(dǎo)軌各方向振動曲線

從圖4中可以看出，在1500～2800r/min范圍內(nèi)，座椅導(dǎo)軌在X方向的振動都高于其他方向，并且在2655r/min附近達(dá)到峰值，為0.0151g。所以，本文著重對座椅導(dǎo)軌X方向進(jìn)行研究。

3 動力總成激勵下懸置隔振率分析

工程上定義懸置隔振率[7]為

(5)

式中：M、N分別表示主、被動端頻域信號下振動加速度計(jì)算出的overall level(OA)曲線。隔振率越接近100%，證明隔振性能越好。

OA曲線表示整個頻帶上的總有效值，計(jì)算OA的方式如下：將整個時域數(shù)據(jù)切割成無數(shù)個瞬時切片，計(jì)算每一幀時域數(shù)據(jù)的瞬時頻譜；然后計(jì)算這個瞬時頻譜內(nèi)的總均方根值，即RMS(Root Mean Square)值，再將每幀時域數(shù)據(jù)所對應(yīng)的RMS值連成曲線，便得到OA曲線。RMS的計(jì)算公式為

(6)

式中：s表示瞬時頻譜f1～f2之間取樣點(diǎn)的個數(shù)；A0表示f1對應(yīng)的幅值；As表示f2所對應(yīng)的幅值；At代表第t個取樣點(diǎn)的幅值。

將振動試驗(yàn)得到的三個懸置主、被動端X方向的時域數(shù)據(jù)代入式(6)中，分別得出各懸置主、被動端RMS值。將RMS值代入式(5)中，得到圖5所示的隔振率曲線。

圖5 各懸置三方向隔振率

從圖5中可看出，三個懸置各方向隔振率在1500～3000r/min區(qū)間內(nèi)均表現(xiàn)較好，達(dá)到90%以上。為進(jìn)一步研究懸置系統(tǒng)對車內(nèi)的具體影響，利用傳遞路徑的方法進(jìn)行計(jì)算分析。

4 動力總成隔振性能分析

由振動試驗(yàn)測得的工況數(shù)據(jù)，根據(jù)參數(shù)化載荷識別模型計(jì)算出結(jié)構(gòu)載荷，再結(jié)合測得的頻響函數(shù)代入式(1)中獲得各個路徑的貢獻(xiàn)量，并進(jìn)行分析。圖6為汽車勻加速工況、1500～3000r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，各個路徑對于座椅導(dǎo)軌X方向的振動貢獻(xiàn)量。由于貢獻(xiàn)量的合成是各路徑貢獻(xiàn)量分量矢量的和，不僅關(guān)注幅值的大小，還需要確定各路徑貢獻(xiàn)量與目標(biāo)點(diǎn)之間的相位關(guān)系。

圖6 各路徑貢獻(xiàn)量分析圖

圖6中特殊標(biāo)注的部分表示汽車在2655r/min附近轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，實(shí)測值、擬合值和右懸置X方向貢獻(xiàn)量同時達(dá)到振動峰值，貢獻(xiàn)能量達(dá)到0.021g。圖7為2655r/min下各路徑貢獻(xiàn)量矢量關(guān)系圖。

圖7 各路徑貢獻(xiàn)量矢量關(guān)系圖

由圖7可以看出，右懸置X方向在此轉(zhuǎn)速下為正貢獻(xiàn)，而響應(yīng)點(diǎn)在此轉(zhuǎn)速下振動幅值為0.0151g，說明右懸置X方向?qū)τ陧憫?yīng)點(diǎn)結(jié)構(gòu)振動影響較大。根據(jù)貢獻(xiàn)量排序可以看出，在1500～3000r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，對于汽車座椅的導(dǎo)軌X方向，右懸置X方向?yàn)橹饕暙I(xiàn)路徑，其次是后懸置X方向。

5 結(jié)論

利用OPAX傳遞路徑的方法對某款SUV車的隔振性能進(jìn)行分析，測量各懸置主、被動側(cè)的振動加速度并計(jì)算隔振率，同時針對動力總成對車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的振動貢獻(xiàn)量進(jìn)行分析。雖然廣義隔振率均較好，達(dá)到90%以上，但其振動仍傳入車內(nèi)，引起車內(nèi)部件的振動。因此，在研究動力總成懸置隔振性能時，單考慮懸置本身的隔振率作為評價(jià)其振動對車內(nèi)影響的指標(biāo)是不全面的。在隔振率的基礎(chǔ)上采用傳遞路徑的研究方法，可以準(zhǔn)確反映動力總成對車內(nèi)振動造成的影響程度，并且較為直觀的看出引起車內(nèi)振動的源頭，為進(jìn)一步改善汽車舒適性及汽車振動優(yōu)化提供思路。