车辆振动分析

2024-09-15

车辆振动分析（共7篇）

车辆振动分析篇1

1 前言

目前普遍采用基于Fourier变换的谱分析技术和时域统计量分析方法对车辆的振动情况进行分析。但是Fourier变换具有其固有的缺陷,即在频谱分析中对时域信号是一个统计分析结果,短时或局部的特殊信号难以在频谱分析中显示出来。所以Fourier变换技术只适于平稳信号的分析。车辆在行驶状态的振动信号是不平稳的,用Fourier分析方法和通常的时域分析方法是不能反映出车辆振动的本质特征的,这样也就使车辆的减振降噪相对变得困难。小波分析方法具有分析非平稳振动信号的优势,特别是异常振动信号的时域定位。小波分析技术在信号的时频分析中同时具有尺度伸缩(分析范围的变化)和移位(分析中心的变化)功能,这样就可以把分析中心和范围确定在感兴趣的地方进行分析。即在车辆振动信号分析时,把时域信号逐层分解,在每一分解层上都把上一层信号分解成高频和低频两部分。这样就可以对车辆的振动信号进行全面分析,检测出非正常信号,找出车辆振动的本质特征,从而对车辆的舒适性或运行状态作出客观的评价,并为车辆的减振降噪提供实际依据。

2 小波变换和多分辨分析

小波的概念是地质学家J.Morlet和A.Grossmann首先提出并成功地应用于地震信号分析处理的。目前,小波分析已经发展为一个最为活跃的数学分支和研究热点,并已广泛的应用于信号处理、图像分析、模式识别及众多的非线性科学领域。在机械故障诊断中,小波分析也已得到了广泛地高度重视,并取得了一些实际应用成果。

小波分析是傅立叶分析思想的继承和发展。小波分析发展了加窗傅立叶变换的局部化思想,它的宽度随频率增高而缩小,从而可实现对高频信号有较高的频率分辨率,而对低频信号有更长的时间分析长度,较好地实现了对信号全貌及其局部特征的双重分析。

2.1 小波变换

对于任意的函数或者信号f(x),其小波变换定义

因此,对任意的函数f(x),它的小波变换是一个二元函数。这是小波变换和傅立叶变换很不相同的地方。参数b表示分析的时间中心或时间点,而参数a体现的是以x=b为中心的附近范围的大小。因此,当时间中心参数b固定不变时,小波变换Wf(a,b)体现的是原来的函数或信号f(x)在x=b点附近随着分析和观察的范围逐渐变化时表现出来的变化情况。

2.2 多分辨分析

1988年S.Mallat在构造正交小波基时提出了多分辨分析(Multi-Resolution Analysis)的概念,从空间的概念上形象地说明了小波的多分辨率特性,将此之前的所有正交小波基的构造法统一起来,给出了正交小波的构造方法以及正交小波变换的快速算法,即Mallat算法。Mallat算法在小波分析中的地位相当于快速傅立叶变换算法在经典傅立叶分析中的地位。

关于多分辨分析的理解,下面以一个三层的分解进行说明,其小波分解树如图1所示。

从图1可以明显看出,多分辨分析只是对低频部分进行进一步分解,而高频部分则不予以考虑。分解具有关系:S=A 3+D 3+D 2+D 1。分解的最终目的是力求构造一个在频率上高度逼近L2(R)空间的正交小波基,这些频率分辨率不同的正交小波基相当于带宽各异的带通滤波器。

3 系统中振动信号的小波分析

3.1 利用MATLAB软件包进行小波分析

M A T L A B语言中包含各种工具箱,小波工具箱(Wavelet Toolbox)就是其中之一。

3.2 信号消噪处理

运用小波分析进行一维信号消噪处理是小波分析的一个重要应用之一。对信号消噪的目的就是要抑制信号中的噪声部分,从而在信号中恢复出真实信号。

从小波消噪处理的方法上说,一般有三种。

(1)、强制消噪处理。该方法把小波分解结构中的高频系数全部变为0,即把高频部分全部滤除掉,然后再对信号进行重构处理。这种方法比较简单,重构后的消噪信号也比较平滑,但容易丢失信号的有用成分。

(2)、默认阈值消噪处理。该方法利用ddencmp函数产生信号的默认阈值,然后利用wdencmp函数进行消噪处理。

(3)、给定软(或硬)阈值消噪处理。在实际的消噪处理过程中,阈值往往可以通过经验公式获得,而且这种阈值比默认阈值更具有可信度。在进行阈值量化处理中可用wthresh函数进行。

下面就以在铁路韶山8机车上采集到的数据中的一段为例子,分别用三种消噪方法进行消噪处理,并对消噪的结果加以对比。系统采样频率50Hz,取其中30秒的信号点进行分析。

图2(a)(b)(c)(d)分别为原始信号波形图、强制消噪波形图、默认阈值消噪后的信号波形图、给定软阈值消噪后的信号波形图。

从图中可以看出,强制消噪处理后的信号较为光滑,但它有可能失去信号中的有用成分。而默认阈值消噪处理和给定阈值消噪处理则在实际应用中更实用一些。

3.3 信号奇异性检测

信号中的奇异点及不规则的突变部分经常带有比较重要的信息,它是信号重要的特征之一。长期以来,傅立叶变换是研究函数奇异性的主要工具,其方法是研究函数在傅立叶变换域的衰减以推断函数是否具有奇异性及奇异性的大小。但傅立叶变换缺乏空间局部性,它只能确定一个函数奇异性的整体性质,而难以确定奇异点在空间的位置及分布情况。因小波变换具有空间局部化性质,因此,利用小波变换来分析信号的奇异性及奇异性位置和奇异度的大小是比较有效的。

此处用默认阈值消噪后的信号为原始信号源s,用d b 1小波分解信号到第六层,波形如图3所示。

从图中看到,在该信号的小波分解中,第一层(d1)和第二层(d2)的高频部分将信号的不连续点显示得相当明显,因为信号的断裂部分包含的是高频部分。由图上可以看出,信号不连续点的时域定位非常精确,即该点在时域中(t≈1、15、27秒)等处的一个非常小的范围之内。这种情况一般在小波分解的第一层和第二层高频中判断。

此处有力地说明了小波分析比传统的傅立叶分析有更大的优越性。如果这种信号用傅立叶分析方法进行,在频域中是无法检测出信号在时域中的突变点的,而在小波分析中,这种突变点的特征就表现得相当明显。

4 结论

从以上论述可知,小波分析方法具有分析非平稳振动信号的优势,特别是对异常振动信号的时域定位。把小波分析应用到车辆振动信号的检测中,为车辆运行状态分析提供了更新、更可靠的手段。在分析方法上提供了一种新的分析技术,为车辆振动本质特征的研究拓宽了理论基础。

参考文献

[1]冉启文.小波变换与分数傅立叶变换理论及应用[M].哈尔滨工业大学出版社.2001.3

[2]胡昌华等.基于MATLAB的系统分析与设计:小波分析[M].西安电子科技大学出版社.1999.12

[3]师汉民等.机械振动系统[M].华中理工大学出版社.1992.11

[4]樊振江.机械振动及其计算机辅助测试技术[M].机械工业出版社.1996.

路面刻槽引起的车辆振动分析篇2

1 水泥混凝土路面刻槽

1.1 刻槽参数

水泥混凝土路面刻槽主要有5个参数,即槽型、槽宽、槽深、槽间距和槽走向。常用的刻槽形状有矩形、V形、梯形三种。

1.2 水泥混凝土路面矩形刻槽的函数描述

将水泥混凝土路面刻槽在空间坐标系下用函数描述出来。

如图1所示的矩形刻槽,用函数描述为:

$y_{0} (x) = - \sum_{n = 1}^{m} {h {U [x - a - (n - 1) L] - U [x - a - b - (n - 1) L]}} (1)$

其中:y0(x)表示在x处的竖向位移;a表示刻槽的起始位置距原点的位置; b表示槽宽;h表示槽深; L表示槽间距;m表示刻槽的个数;U(x)表示单位阶梯函数。

2 车辆振动模型

车辆是一个复杂的多自由度振动系统,因此要准确描述车辆的实际振动是一个复杂的问题。为了实际研究的需要,可以把车辆振动系统进行适当的模型简化。本文采用的是双自由度的1/4车辆振动模型,未考虑轮胎阻尼[3]。如图2所示。

图2中:m1表示非悬挂系统质量(车轮质量);m2表示悬挂系统质量(车身质量);k1表示轮胎刚度;k2表示悬架刚度;c2表示悬架阻尼;y1表示车轮的竖向位移;y2表示车身的竖向位移;y0表示路面刻槽的函数。

根据牛顿第二定律,该双自由度1/4车辆振动模型的运动微分方程为:

${\begin{cases} m_{1} \ddot{y}_{1} + k_{1} (y_{1} - y_{0}) - c_{2} (\dot{y}_{2} - \dot{y}_{1}) - k_{2} (y_{2} - y_{1}) = 0 \\ m_{2} \ddot{y}_{2} + c_{2} (\dot{y}_{2} - \dot{y}_{1}) + k_{2} (y_{2} - y_{1}) = 0 \end{cases} (2)$

3 振动方程的求解

3.1 车轮的竖向位移

将式(2)做下列化简: $ξ_{2} = \frac{c_{2}}{2 \sqrt{m_{2} k_{2}}} ‚ ω_{1} = \sqrt{\frac{k_{1}}{m_{1}}} ‚ ω_{2} = \sqrt{\frac{k_{2}}{m_{2}}} ‚ μ = \frac{m_{2}}{m_{1}}$ 。式(2)改写为:

${\begin{cases} \ddot{y}_{1} + ω_{1}^{2} (y_{1} - y_{0}) - 2 μ ξ_{2} ω_{2} (\dot{y}_{2} - \dot{y}_{1}) - \\ μ ω_{2}^{2} (y_{2} - y_{1}) = 0 \\ \ddot{y}_{2} + 2 ξ_{2} ω_{2} (\dot{y}_{2} - \dot{y}_{1}) + ω_{2}^{2} (y_{2} - y_{1}) = 0 \end{cases} (3)$

式(3)中,y0、y1、y2都是时间t的函数。

水泥混凝土路面刻槽的函数可表示为y0=y0(x)=y0(vt),其中x=vt,v为车速,将y0=y0(vt)带入振动方程,注意到y0、y1、y2都是时间t的函数,因此要做下列变换,将其转化为x的函数:

$\dot{y}_{1} = \frac{d y_{1}}{d t} = \frac{d y_{1}}{d x} \frac{d x}{d t} = v \frac{d y_{1}}{d x}$ ; $\dot{y}_{2} = \frac{d y_{2}}{d t} = \frac{d y_{2}}{d x} \frac{d x}{d t} = v \frac{d y_{2}}{d x}$ ;

$\ddot{y}_{1} = \frac{d}{d t} (\frac{d y_{1}}{d t}) = \frac{d}{d x} (v \frac{d y_{1}}{d x}) = v^{2} \frac{d^{2} y_{1}}{d x^{2}}$ 。

式(3)可以化为:

${\begin{cases} v^{2} \ddot{y}_{1} + ω_{1}^{2} (y_{1} - y_{0}) - 2 v μ ξ_{2} ω_{2} (\dot{y}_{2} - \dot{y}_{1}) - \\ μ ω_{2}^{2} (y_{2} - y_{1}) = 0 \\ v^{2} \ddot{y}_{2} + 2 v ξ_{2} ω_{2} (\dot{y}_{2} - \dot{y}_{1}) + ω_{2}^{2} (y_{2} - y_{1}) = 0 \end{cases} (4)$

式(4)中,y0、y1、y2都是x的函数。

将式(4)进行拉普拉斯变换:令Y0=L(y0);Y1=L(y1);Y2=L(y2); $L (\ddot{y}_{1}) = s^{2} Y_{1} - s y$ $_{1} (0) - \dot{y}_{1} (0)$ ; $L (\ddot{y}_{2}) = s^{2} Y_{2} - s y$ $_{2} (0) - \dot{y}_{2} (0)$ ; $L (\dot{y}_{1}) = s L$ (y1)=sY1; $L (\dot{y}_{2}) = s L$ (y2)=sY2;y1(0)=0; $\dot{y}_{1} (0) = 0$ ;y2(0)=0; $\dot{y}_{2} (0) = 0$ 。

则振动方程变为:

${\begin{cases} s^{2} v^{2} Y_{1} + ω_{1}^{2} (Y_{1} - Y_{0}) - 2 v μ ξ_{2} ω_{2} s (Y_{2} - Y_{1}) - μ ω_{2}^{2} (Y_{2} - Y_{1}) = 0 \\ s^{2} v^{2} Y_{2} + 2 v μ ξ_{2} ω_{2} s (Y_{2} - Y_{1}) + ω_{2}^{2} (Y_{2} - Y_{1}) = 0 \end{cases} (5)$

解式(5)得到

$Y_{1} = \frac{ω_{1}^{2} (s^{2} v^{2} + 2 s v ξ_{2} ω_{2} + ω_{2}^{2})}{s^{4} v^{4} + 2 s^{3} v^{3} (1 + μ) ξ_{2} ω_{2} + 2 s v ξ_{2} ω_{1}^{2} ω_{2} + ω_{1}^{2} ω_{2}^{2} + s^{2} v^{2} (ω_{1}^{2} + (1 + μ) ω_{2}^{2})} Y_{0} (6)$

令 $G (s) = \frac{ω_{1}^{2} (s^{2} v^{2} + 2 s v ξ_{2} ω_{2} + ω_{2}^{2})}{s^{4} v^{4} + 2 s^{3} v^{3} (1 + μ) ξ_{2} ω_{2} + 2 s v ξ_{2} ω_{1}^{2} ω_{2} + ω_{1}^{2} ω_{2}^{2} + s^{2} v^{2} (ω_{1}^{2} + (1 + μ) ω_{2}^{2})}$

则Y1=G(s)Y0,对Y1进行拉普拉斯逆变换,则得到

y1=L-1(Y1)=L-1(G(s)Y0)=L-1(G(s))×L-1(Y0) (7)

G(s)的逆变换用海维赛德展开式[4]进行求解,令g(x)=L-1(G(s)),则,

y1=L-1(G(s))×L-1(Y0)=g(x)×y0(x)=∫ $_{0}^{x}$ g0(x-τ)y0(τ)dτ (8)

车轮的竖向位移y1即可求解。

3.2 车辆的附加动荷载与冲击系数

由路面刻槽引起的附加动荷载为:

Pd=k1(y1-y0)

由路面刻槽引起的冲击系数为:

$i = \frac{Ρ_{d m a x}}{Ρ_{0}}$

其中: P0=(m1+m2)g,g=9.8N/kg;Pdmax是附加动荷载的最大值;i为冲击系数。

4 冲击系数计算实例

为了研究各参数对于冲击系数的影响,本文应用Mathematica软件,编写程序计算了速度、刻槽参数和冲击系数的关系,对路面刻槽引起的车辆振动进行了分析。本文以某载重汽车为研究对象计算了冲击系数,计算中用到的车辆模型参数如表1[5]:

4.1 速度对冲击系数的影响

4.1.1 正弦刻槽间距与速度对冲击系数的影响

将路面刻槽假定为正弦形,采用正弦函数 $y_{0} = h s i n (\frac{2 π}{λ} x)$ 对其进行描述,其中h为刻槽的纵向起伏的幅值,λ为槽的间距,x为沿车辆行驶方向的长度,λ为路面的竖向起伏。分别计算λ=3m、λ=0.3m、λ=0.03m时不同行车速度下的冲击系数。

图3给出了三种路面刻槽状态时,车速与冲击系数的关系,从中可以发现以下特点:

(1)当槽间距λ=3m时,随着车速的增加,冲击系数出现了两个峰值。峰值的出现与车辆振动模型的固有频率有关,即在峰值附近,车辆振动模型发生了共振现象。随着槽间距的减小,冲击系数出现峰值时的车速降低,但在正常行车速度(10～120km/h)下的冲击系数趋于稳定。

(2)在槽间距一定时,冲击系数并不是随车速增大而一直增大,在车速较大时,冲击系数随车速的增大不明显甚至还略有减小。

(3)随着槽间距的减小,车速对冲击系数的影响越来越小,当槽间距小于一定值时,车速几乎不对冲击系数产生影响。

4.1.2 矩形、V形、梯形刻槽路面速度对冲击系数的影响

图4是在槽宽为4mm、槽深为4mm、刻槽间距为20mm时,矩形、V形、梯形刻槽路面中速度与冲击系数的关系。可以得出:

(1)对于矩形、V形、梯形刻槽路面,当行车速度大于等于10km/h时,随着车速的增加,冲击系数变化不大,因此在研究刻槽对冲击系数的影响时,可以忽略速度的影响。

(2)当槽宽、槽深、刻槽间距相同时,矩形刻槽路面的冲击系数最大,梯形刻槽路面次之,V形刻槽路面的冲击系数最小。

4.2 刻槽参数对冲击系数的影响

为了研究槽深、槽宽、槽间距等刻槽参数对冲击系数的影响,调查发现,路面刻槽的槽深集中在3～6mm,槽宽为3～5mm,槽间距为10～50mm。因此刻槽参数取值尽量与实际情况保持一致。由图4车速与冲击系数的关系知,在实际的路面刻槽中,正常行车条件下速度对于冲击系数的影响可以不予考虑,所以在下边的计算过程中,忽略速度的影响。

4.2.1 槽深与冲击系数的关系

假定刻槽槽宽为4mm,槽间距为20mm,得到槽深与冲击系数的关系:

由图 5可以看出在矩形、V形、梯形刻槽路面中,当刻槽的槽宽与槽间距不变时,随着刻槽深度的增加,冲击系数增大。槽深与冲击系数间具有良好的线性关系。

4.2.2 槽宽与冲击系数的关系

假定刻槽的槽深为4mm,槽间距为20mm,得到槽宽与冲击系数的关系:

由图6可以看出在矩形、V形、梯形刻槽路面中,当矩形刻槽的槽深与槽间距不变时,随着刻槽宽度的增加,冲击系数增大。槽宽与冲击系数间具有良好的线性关系。

4.2.3 槽间距与冲击系数的关系

假定刻槽的槽深为4mm,槽宽为4mm,得到槽间距与冲击系数的关系:

由图7看出在矩形、V形、梯形刻槽路面中,当矩形刻槽的槽宽与槽深一定时,随着刻槽间距的增大,冲击系数逐渐减小,并趋向于0。

5 结论

本文用函数对水泥混凝土路面的刻槽进行了描述,然后将其作为输入激励,分析了双自由度1/4车辆振动模型的振动反应,求出了不同状态下的冲击系数。主要结论如下:

(1)当刻槽间距小于一定值时,车辆速度对冲击系数几乎不产生影响。

(2)槽深、槽宽与冲击系数呈线性关系,并随着槽深、槽宽的增大而增大;而随着槽间距的增大,冲击系数则越来越小,并趋向于0。

(3)在开口槽宽、槽深、槽间距一定的状态下,矩形刻槽的冲击系数最大,梯形刻槽次之,而V形刻槽的冲击系数最小。

摘要：建立了双自由度的1/4车辆振动模型,把路面刻槽的函数作为输入激励,对路面刻槽引起的车辆振动进行了分析。分析结果表明:行车速度对于冲击系数的影响很小,可以忽略不计;而随着路面刻槽槽深和槽宽的增大、槽间距的减小,车辆的冲击系数会增大。

关键词：路面刻槽,车辆振动分析,冲击系数,刻槽参数

参考文献

[1]黄永东,刘超飞.国内外水泥混凝土路面硬刻槽应用现状分析[J].交通标准化,2008.

[2]杨万桥.基于人-车-路相互作用的沥青路面平整度评价方法研究[D].长安大学硕士论文,2009.05.

[3]王直民,张土乔,吴小刚.车辆对不平整路面的随机动压力分析[J].科技通报,2006.

[4]袁洪君.工程数学—数学物理方程[M].高等教育出版社,2007.6.

车辆振动分析篇3

在地铁车辆的结构设计中,设计人员首先考虑的是车体结构的静强度和刚度,这样难免会使车辆结构局部存在不合理之处。车辆结构振动特性对整个车辆性能有十分重要的影响。当所受激振力的频率与车辆结构某一固有频率接近时,就可能产生很高的动应力,造成车辆结构的强度破坏,或产生不允许的大变形,破坏车辆结构的性能。因此,具有足够的刚度是车辆结构设计的基本要求。同时,随着铁路不断提速,由线路不平顺等原因引起的随机激扰的频域加宽,导致车辆垂向和横向振动加速度增大,并通过转向架作用于车体,以较高频率激励出车体的弹性振动[1]。

本文从模态分析、谐响应分析两个方面来讨论地铁车辆的振动规律。首先对地铁车辆有限元模型进行模态分析,其目的是可以直观地看出发生耦合的频率与振型,同时为谐响应提供必要的依据。在谐响应分析中,主要讨论车辆在空压机激励下车体上选定节点的振动规律。最后对现有满足条件的橡胶垫刚度进行了优化,以得到更适当的橡胶垫刚度值。

1 谐响应分析理论

谐响应分析是确定一个结构在已知频率的正弦载荷作用下结构响应的技术[2]。其输入为已知大小和频率的谐波载荷,或者为同一频率的多种载荷,可以是相同或不相同的。其输出为每一个自由度上的谐位移,通常和施加的载荷不相同,或者是其他多种导出量,如应力和应变等。

谐响应分析有以下三种分析方法:完全法,该方法是三种方法中最容易使用的方法,它采用完整的系统矩阵计算谐响应(没有减缩矩阵),矩阵可以是对称的或者非对称的;减缩方法,该方法通常采用主自由度和减缩矩阵来压缩问题的规模,主自由度处的位移被计算出来后,其解可以扩展到初始的完整自由度集上;模态叠加法,该方法通过对模态分析得到的振型乘以因子并求和来计算出结构的响应。

本文采用模态叠加法进行分析计算[3]。设一个具有黏性阻尼的多自由度系统,它的各广义坐标上有同频率、同相位的正弦力Psinωt作用,则系统的强迫振动微分方程为

$Μ \ddot{x} + C \dot{x} + Κ x = Ρ \sin ω t (1)$

采用正则坐标xN代替原有坐标x,建立下述互不耦合的正则坐标的强迫振动方程式

$Ι \ddot{x}_{Ν} + C_{Ν} \dot{x}_{Ν} + Κ_{Ν} x_{Ν} = Ρ_{Ν} \sin ω t (2)$

即

$\begin{array}{l} \ddot{x}_{Ν j} + C_{Ν j} \dot{x}_{Ν j} + ω_{j}^{2} x_{Ν j} = Ρ_{Ν j} \sin ω t \\ (j = 1, 2, \dots, n) (3) \end{array}$

式(3)中PN=ATNP,将式(3)改写为

$\begin{array}{l} \ddot{x}_{Ν j} + 2 ζ_{j} ω_{j} \dot{x}_{Ν j} + ω_{j}^{2} x_{Ν j} = Ρ_{Ν j} \sin ω t \\ (j = 1, 2, \dots, n) (4) \end{array}$

式(4)是一组相互独立的方程,其中每一个都可以像单自由度系统问题一样单独求解,得到每个正则坐标为

$\begin{array}{l} x_{Ν j} = \frac{Ρ_{Ν j}}{ω_{j}^{2}} \frac{1}{\sqrt{(1 - λ_{j}^{2})^{2} + (2 ζ_{j} λ_{j})^{2}}} \sin (ω t - φ_{j}) \\ (j = 1, 2, \dots, n) (5) \end{array}$

式(5)中λj=ω/ωj,ζj=CNj/2ωj,φj=arctan[2ζjλj/(1-λ $_{j}^{2}$ )]。

则系统在激励Psinωt下的响应为

式(6)中 $A_{Ν i}^{(j)} = \frac{1}{\sqrt{Μ_{i}}} A^{(j)}$ ,A $_{Ν i}^{(j)}$ 为第j阶正则振型,A(j)为第j阶主振型。

2 地铁车辆结构系统的谐响应分析

2.1 有限元模型的建立

利用前处理软件Hypermesh对国内某地铁车辆进行建模,得到整车有限元模型。用于划分网格的几何形状几乎全从设计中各处厚度的中面提取,其中包括车顶、底架、侧墙、端墙等都用相对等厚度的薄壳单元进行模拟,车体上的侧墙纵向梁、上边梁、侧柱、车顶弯梁、纵向梁及端墙主柱、角柱等均用梁单元模拟。空压机与空调的连接及空调与车顶是用橡胶垫连接的,这里用弹簧单元模拟橡胶垫。车体大型设备及重要的设备以集中质量的形式施加在各自的质心位置,其他设备以均布力的形式加在各自的位置上。计算模型中,焊缝以焊缝节点重合的形式模拟。该有限元模型共有149 036个节点和201 925个单元。

2.2 模态计算及结果

这里求解模态时考虑到实际情况,需要在空簧底端加上约束,然后求解约束模态。图1是一阶垂弯模态,图2是空压机激励频率下的振动模态。表1列出了车体主要模态振型下的频率值。

空压机额定转速r=2 900 r/min,极对数p=2,那么振动频率f=r/(60p)=24.17 Hz。从上面知道空调平顶处的固有模态频率为18.093 Hz,而空压机激励频率主要在24.17 Hz,故不会引起空调平顶产生共振。同时从图2看出在空压机的激励频率下车顶并不会产生较大振动,故在该转速下还是比较安全的。

2.3 车体谐响应分析

为了解整车振动响应情况,一共选取了9个截面,每个截面上提取了8个节点。考虑到实际振动情况,这里对1、2、3、4节点取垂向位移响应,对5、6、7、8节点取横向位移响应(5、6节点为门窗集中质量点处)。具体如图3、4所示。

通过在两空压机质量点处Z向加幅值为500 N的正弦激励,频率范围在0—60 Hz,亦即输入激励为500sinωt,ω∈(0,60),由此得到车体各截面上各节点的频率响应曲线。如图5是截面1节点1的频率响应曲线,在激励频率是17.5 Hz时该点位移幅值为0.278 4 mm。为了对所提取的72个节点的频率响应曲线进行综合考虑,这里将各截面上的1、2、5节点出现最大振幅的频率记出,列出对应于不同截面的节点的频率—位移曲线,如图6—图8所示。

易见振幅较大处出现在10.73 Hz、11.7 Hz、17.3 Hz附近,避开了24.17 Hz的激励频率,不会引起很大的振动。

同理,在X向加幅值为500N的正弦激励时,振幅较大处出现在10.73 Hz、12.08 Hz附近,在Y向加幅值为500 N的正弦激励时,振幅较大处出现在5.87 Hz、10.68 Hz附近,均避开了24.17 Hz的激励频率,不会引起很大的振动。

2.4 刚度优化

在空压机的激励下,为了使车体各部分振动幅值达到较小的状态,则对橡胶刚度值的优化显得十分必要。这里使空压机与空调之间的橡胶刚度值保持不变,优化空调与车顶安装座的橡胶刚度值。同时,在之前的计算中发现在Z向加激励对车体各部分的影响明显更大,那么在这里仅讨论在Z向加激励,以代表车体振动的综合情况。

本文中空调与车顶安装座的橡胶轴向静刚度值为kst=725 N/mm,那么变化刚度值,分别对kst=525 N/mm、kst=625 N/mm、kst=825 N/mm、kst=925 N/mm进行分析,比较在这些刚度值下地铁车辆上选定节点的位移幅值,如图9所示。最后得出在kst=625 N/mm时,车体各部分的振动幅值会有很明显的降低,故建议把刚度值改小到kst=625 N/mm左右。

3 总结及建议

通过有限元软件ANSYS分析和研究了国内某地铁车辆中间车的固有振动特性,得到了系统的若干阶固有频率和振型;在此基础上分析了中间车在简谐激振力作用下的响应,得到了车体各部位的振动特性。考虑到作为振动源的空压机及其采取的隔振措施,并对其刚度值进行了优化,得出如下结论:

1) 空压机的振动并不会使车体各部分产生较大的振动,避免了产生共振;采取的隔振措施合理,起到了应有的隔振作用。

2)建议将空调与车顶安装座的橡胶堆静刚度值改小kst=625 N/mm左右,这样在相同的振源下车体各部分的振动幅值会很明显地减小,起到更好的隔振作用。

3) 根据文献4《车体振动评估技术的进展》可知,车体的自振频率与乘客的多少及乘车状态无关,只是随着乘客的增加,车体振动加速度幅值减小[4]。那么该地铁车在搭载乘客后,空压机的振动不仅不会使受电弓及车体各部分产生较大的振动,反而有可能使各部分振动幅值降低。

参考文献

[1]石芳.基于I—DEAS的高速客车谐响应分析.铁道机车车辆工人,2008;(12):23—27

[2]周长城,胡仁喜,熊文波.ANSYS11.0基础与典型范例.北京:电子工业出版社,2007

[3]高淑英,沈火明.线性振动教程.北京:中国铁道出版社,2003

车辆振动分析篇4

车辆结构振动不仅严重影响乘员的乘坐舒适性、工作效能和货物的安全可靠运输, 还会降低车辆结构可靠性和作业效率。因此, 采取有效措施改善车辆结构振动特性对于提高车辆平顺性具有十分重要的意义。

减小车辆结构振动可通过改善车辆底盘、发动机和车身等子系统间的耦合关系实现, 主要技术手段为优化发动机悬置系统和车身悬置系统等, 国内外学者对此进行了大量研究。Cheng等[1]在车辆子系统模型基础上研究了车身-车架耦合动力学特性;Ozaki等[2]建立了车身-车架耦合振动系统简化模型, 基于模型优化了车身悬置;Madjlesi等[3]基于振动传递函数研究了车辆振动系统, 提高了车身悬置系统隔振性能;Courteille等[4]对车辆子系统耦合特性进行了研究, 通过优化发动机悬置改善了车辆NVH性能;Yuan等[5]针对车辆悬置元件性能进行了研究, 对车身-车架悬置连接匹配进行了优化分析。钱振为等[6]将车辆系统划分为三类子结构来研究耦合振动特性;史文库等[7]基于四端参数理论, 分析了弹性基础对悬置系统隔振性能的影响;靳永军等[8]建立了动力总成-车身动力学模型, 基于整车环境对动力总成悬置进行了优化。

综上所述, 国内外学者主要通过优化发动机-底盘或车身-底盘系统的耦合关系来改善车辆振动特性。本文在此基础上以“发动机-底盘-车身”系统为研究对象, 综合考虑底盘、发动机和车身等子系统的耦合振动特性, 建立了弹性支承耦合振动系统模型。基于状态空间理论考察了悬置参数对系统耦合程度的影响, 分析了车辆子系统耦合与系统状态衰减的关系, 并对车辆子系统衰减特性进行了多目标参数优化, 旨在改善“发动机-底盘-车身”耦合系统振动特性, 提高车辆平顺性。

1 弹性支承耦合振动系统状态空间描述

1.1 弹性支承耦合振动系统动力学建模

图1所示的弹性支承耦合振动系统由支承子结构0和n个被支承子结构组成, 被支承子结构i通过弹性连接点j和支承子结构0连接, 子结构i所受广义激励矢量为Fdi。支承子结构0和被支承子结构i的动力学方程为

式中, q0、qi分别为支承子结构0和被支承子结构i的位移;M0、Mi分别为支承子结构0和被支承子结构i的质量矩阵;Ki, j、Ci, j分别为被支承子结构i在弹性连接点j处的主刚度矩阵和阻尼矩阵;n、m分别为被支承子结构和弹性连接点的数量;Ai, j、Bi, j分别为弹性连接点j处的刚度和阻尼主轴的方向余弦矩阵;下标BR表示参考坐标转支承点随体坐标;Ei, i, j、E0, i, j分别为被支承子结构i在弹性连接点j处相对于自身和支承结构0的位移转换矩阵。

1.被支承子结构1 2.支承子结构0 3.被支承子结构i4.被支承子结构i的弹性连接点j

1.2 耦合振动系统状态空间描述及分析

基于状态空间理论, 对由子结构和相连接的弹性支承组成的耦合振动子系统进行描述[9], 取状态变量

由式 (1) 、式 (2) 可知, 子结构所受激励由系统外部载荷和通过弹性连接点传递的相互作用力组成, 状态空间方程中的系统输入分为外部载荷项和与其相连接的子系统状态变量相关的耦合作用项, 该两项可表示为

式中, A为反映子系统动力学特性的系统矩阵;G为反映子系统间状态相互影响的耦合作用矩阵;B为子系统输入矩阵, 表征外部载荷对系统状态的影响;U0、Ui分别为支承子结构0和被支承子结构i的外部激励。

由式 (4) 可得耦合振动系统状态空间方程:

记耦合振动系统的系统矩阵为

式中, Ad为无耦合作用的系统矩阵;Ti为反映子系统i对耦合系统特性影响的矩阵。

为分析子系统i对耦合系统特性的影响程度, 将矩阵Ti和Ac的F-范数之比定义为子系统i的耦合系数:

由定义可知耦合系数μi和子系统i对系统特性的影响程度正相关。

本文拟研究系统耦合对振动特性的影响, 为表征系统的振动衰减特性, 引入矩阵

由文献[10]可知, 矩阵H的2范数可衡量系统的衰减特性, 在临界阻尼范围内与系统对能量的衰减能力呈负相关关系。定义相对衰减系数

相对衰减系数εi用来表征子系统i的耦合作用对系统振动衰减特性的影响, 与子系统耦合对系统振动衰减的贡献度呈负相关性。

2 车辆模型建立及振动传递特性分析

针对某型越野车“发动机-底盘-车身”耦合系统建立动力学模型进行研究。其中, 车身为非承载式多点弹性支承结构, 发动机布置方式为前置, 车身和发动机分别通过6点和4点弹性元件支承在底盘上。

模型假设车辆沿纵向中心线左右对称, 各部分均在平衡位置微幅振动;考虑底盘、发动机和车身等结构的垂直、侧倾与俯仰方向自由度;发动机激励作用于其质心处, 路面激励将车轴传递至悬架的激励集中至底盘质心处。

如图2所示, K、C分别为弹性元件的刚度和阻尼, 下标s、e、b分别表示悬架、发动机和车身悬置, 下标f、m、r分别表示悬置位置为前、中、后。悬置元件布置位置参数如图3所示。

根据弹性支承耦合振动系统状态空间理论, 对车辆振动系统进行研究, 基于模型分析悬置系统参数对“发动机-底盘-车身”系统耦合作用的影响, 研究车辆振动衰减特性和系统耦合作用的关系, 并以相对衰减系数最小化为优化目标, 对耦合振动系统进行参数优化。

本文拟采用优化前后的系统传递函数为依据, 验证耦合振动系统参数优化对车辆振动状况的改善。对于“发动机-底盘-车身”耦合振动系统, 外部激励主要有路面激励和发动机激励, 底盘、发动机和车身等结构振动响应可通过不同激励下的振动响应进行线性叠加求取。

建立“发动机-底盘-车身”耦合振动系统的状态空间方程, 以耦合振动系统状态变量为系统输出, 传递函数表达式为

式中, U (s) 为外部激励;s为Laplace算子。

式 (16) 展开可得

式中, Fij为以子系统i所受外部载荷为输入、子系统j的状态变量为响应的传递函数。

3 数值计算及分析

3.1 试验设计

以“发动机-底盘-车身”耦合振动系统弹性元件的刚度、阻尼及布置位置等30个参数为设计变量, 以发动机、车身悬置子系统耦合系数和相对衰减系数为考察指标, 对耦合振动系统进行参数分析, 考察设计变量对系统耦合的影响, 研究系统耦合和振动衰减的关系。

因设计变量较多, 利用试验设计方法在设计空间获取有限设计点, 将有限点的分析结论外推至整个设计空间。本文采用拉丁超立方设计构成模型参数的设计样本空间。拉丁超立方设计属于充满空间设计, 可使输入组合相对均匀地填满设计空间, 且各试验变量水平只使用一次[11]。设计变量的取值范围为原方案参数±10%的区间, 取10 000组变量组合进行计算。

通过设计变量在某水平时所有参数组合的响应均值对设计变量与考察指标间的关系进行分析。由于悬置元件阻尼较小, 相比刚度和布置位置等参数对子系统间的耦合作用影响小, 故此处首先分析悬置元件刚度和布置位置对子系统耦合系数的影响, 再分析设计空间内子系统耦合系数和相对衰减系数的关系。

3.2 悬置参数对子系统耦合的影响分析

图4所示为发动机悬置位置和子系统耦合系数的关系, 发动机前悬置到发动机质心的纵向距离l5和发动机悬置子系统耦合系数μ1呈正相关, 增大该距离可增大发动机和底盘俯仰方向振动耦合作用;增大发动机后悬置到发动机质心的纵向距离l6可减小发动机运动状态和底盘俯仰方向的振动耦合, 故l6和μ1呈负相关。发动机前后悬置到发动机质心的横向距离l7和l8主要影响发动机运动状态与底盘侧倾方向运动的相互耦合, 均和发动机悬置子系统耦合系数μ1呈正相关。

图5所示为车身悬置位置和子系统耦合系数的关系。车身悬置到车身质心的纵向距离l10、l11和l12与车身悬置子系统耦合系数μ2呈正相关;车身前后悬置点纵向位置l10和l12对子系统耦合系数μ2的影响较中悬置点纵向位置l11大;悬置点至车身质心的横向距离l13、l14和l15由于设计变量基准值相同, 故对子系统耦合系数μ2的影响大致相同。由图4、图5可知, 子结构悬置点相对底盘质心的纵 (横) 向距离主要影响子结构运动状态和底盘俯仰 (侧倾) 运动的耦合作用, 从而对子系统耦合系数产生影响。

图6、图7所示为发动机悬置刚度和车身悬置刚度对子系统耦合系数的影响。悬置子系统刚度和该子系统耦合系数基本正相关, 这是由于增大刚度可有效增大悬置系统力传递率, 增大被支承子系统和支承子系统的相互作用。

由图4~图7可知, 发动机悬置子系统耦合系数μ1和车身悬置子系统耦合系数μ2负相关。将样本空间内的子系统耦合系数进行二次曲线回归, 两者相互关系如图8所示, 即发动机和底盘的耦合作用增大时, 车身和底盘的耦合作用减小。

3.3 子系统耦合对振动衰减特性的影响分析

图9、图10所示为由样本空间中的设计变量计算所得的发动机悬置和车身悬置系统的相对衰减系数与子系统的耦合系数的关系 (用以考察子系统耦合作用对车辆系统振动衰减特性的影响) 。

由图9可知, 当车身悬置子系统耦合系数μ2一定时, 发动机悬置子系统耦合系数μ1和发动机悬置子系统相对衰减系数ε1负相关, 即增大发动机和底盘的耦合关系有利于“发动机-底盘-车身”耦合系统的减振。由图10可知, 当发动机悬置子系统耦合系数μ1一定时, 车身悬置子系统相对衰减系数ε2随车身悬置子系统耦合系数μ2先减小后增大, 则当车身和底盘的耦合程度处于较低水平时, 增大耦合关系有利于耦合系统的减振, 当车身和底盘的耦合程度超过某一水平时, 增大车身和底盘的耦合关系会导致“发动机-底盘-车身”耦合系统振动衰减能力的下降。由图9、图10亦可知, 发动机 (车身) 悬置子系统耦合系数和子系统相对衰减系数的关系随车身 (发动机) 悬置子系统耦合系数变化, 即车身-底盘和发动机-底盘耦合作用分别对系统振动衰减特性存在交互影响, 因此综合考虑发动机-底盘和车身-底盘耦合关系以优化“发动机-底盘-车身”耦合系统是必要的。

4 模型优化及验证

4.1 耦合系统振动特性多目标优化

本文以相对衰减系数最小化为优化目标, 对弹性支承耦合振动系统中的子系统进行参数优化, 实现“发动机-底盘-车身”耦合系统减振。研究结果表明, 发动机-底盘耦合作用和车身-底盘耦合作用对“发动机-底盘-车身”系统振动衰减性能贡献的最大点处于不同范围, 即发动机悬置子系统相对衰减系数ε1和车身悬置子系统相对衰减系数ε2不可能同时处于最小值。针对可能存在冲突的优化目标, 采用非支配序列遗传算法进行多目标优化[12], 获取多目标优化问题的Pareto最优解集, 并基于此进行最优解的选取。

以发动机悬置子系统相对衰减系数ε1和车身悬置子系统相对衰减系数ε2最小化为目标, 以“发动机-底盘-车身”耦合振动系统弹性连接点的刚度、阻尼及布置位置参数等30个参数为优化变量, 并使优化变量的取值范围为原方案参数±10%的区间。采用非支配序列遗传算法进行多目标优化计算, 其中, 种群大小为100, 最大进化代数为300, 交叉概率为0.9, 交叉分布指数为10, 变异分布指数为20。

4.2 优化结果分析及验证

本文提出的“发动机-底盘-车身”系统可综合考虑发动机-底盘和车身-底盘耦合关系, 为分析其优势, 笔者分别以各子系统相对衰减系数最小化为目标, 相关耦合子系统弹性连接点参数为优化变量, 采用遗传算法进行优化计算, 将研究结果与上节的多目标优化计算进行对比。对比结果如图11所示, 由多目标优化计算所得Pareto解个数为100, 点A和点B分别为其他子系统参数不变时单独针对车身-底盘和发动机-底盘耦合关系进行优化分析的结果。由图11可知, 采用非支配序列遗传算法进行多目标优化所得Pareto最优解集的任意点均可表明处于该处的任何一个目标函数在不使其他目标函数恶化的条件下已无法进一步改进。因此, 以“发动机-底盘-车身”系统为研究对象, 综合考虑发动机-底盘和车身-底盘系统耦合关系进行优化分析具有优势。

在Pareto最优解集中, 选取发动机悬置子系统相对衰减系数ε1与车身悬置子系统相对衰减系数ε2之和最小点为优化结果, 对优化计算的正确性进行验证。优化前后耦合系统性能参数如表1所示。

优化后, 发动机悬置子系统相对衰减系数ε1与车身悬置子系统相对衰减系数ε2分别减小69.14%和35.30%, 发动机子系统耦合系数μ1增大10.12%, 车身子系统耦合系数μ2减小5.6%。增大发动机-底盘耦合作用且减小车身-底盘耦合作用有利于减小相对衰减系数。为验证相对衰减系数的优化对车辆振动状况的改善, 针对优化前后的子系统传递函数进行频域分析。基于式 (17) 分别考察以发动机振动和路面不平度为激励的底盘、发动机和车身子结构在0~20Hz内频域内的响应特性, 以传递函数矩阵的F-范数衡量不同激振源单位激励下受振体子系统的响应, 并以优化前传递函数峰值为基准对频响曲线进行归一化处理, 计算结果如图12~图14所示。

由图12~图14可知, 优化后, 底盘、发动机和车身等子系统在以路面激励为系统输入下的频响在0~20 Hz内的积分均值相对变化分别为-15.1%、-15.7%和-9.0%, 以发动机激励为系统输入的频响曲线在0~20Hz内的积分均值相对变化分别为-15.7%、0.6%和-6.5%, 除发动机对自身激励的系统响应相对增大0.6%外, 其余子系统的振动响应均减小6%以上。因此, 该优化方法可有效改善“发动机-底盘-车身”耦合系统振动特性, 提高车辆平顺性。

5 结论

(1) 基于状态空间理论对弹性支承耦合振动系统进行了分析, 提出并建立了子系统耦合系数和相对衰减系数的数学表达式。

(2) 采用拉丁超立方设计对“发动机-底盘-车身”耦合振动系统进行参数研究, 考虑了子系统耦合对系统振动衰减的关系, 分析了悬置特性参数和布置参数对系统耦合程度的影响。

(3) 以相对衰减系数最小化为目标, 采用非支配序列遗传算法进行了多目标优化, 获取了Pareto最优解集, 并通过车辆子系统对路面激励和发动机激励的传递函数进行了验证。结果表明, 综合考虑发动机-底盘和车身-底盘系统耦合关系对“发动机-底盘-车身”耦合系统进行优化分析可有效改善系统振动特性, 提高车辆平顺性。

参考文献

[1]Cheng J C, Le J.Challenge Face by Truck Frontal Crash Analysis[C]//Proceedings of the International Conference and Exhibit, Computers in Engineering.Dearborn, 1994:607-607.

[2]Ozaki T, Matsumoto S.Booming Noise Reduction on Body/frame Structured SUV by Analytical Mode Control[C]//Society for Experimental Mechanics.Proceedings of IMAC-XX:A Conference on Structural Dynamics.Los Angeles, 2002:283-289.

[3]Madjlesi R, Khajepour A, Schubert B, et al.A New Approach on Mounting Systems Optimization[C]//2003International Mechanical Engineering Congress and Exposition.Dynamic Systems and Control.Washington D C, 2003:963-970.

[4]Courteille E, Léotoing L, Mortier F, et al.New Analytical Method to Evaluate the Powerplant and Chassis Coupling in the Improvement Vehicle NVH[J].European Journal of Mechanics-A/Solids, 2005, 24 (6) :929-943.

[5]Yuan W, Wang X, Han S.Optimal Mount Selection with Scattered and Bundled Stiffness Rates[C]//SAE2006World Congress&Exhibition.Reliability and Robust Design in Automotive Engineering.Detroit, 2006:211-211.

[6]钱振为, 徐石安, 陈立明.汽车发动机悬置系统结构动态参数的选择与子系统之间的匹配[J].汽车工程, 1988 (4) :56-64.Qian Zhenwei, Xu Shian, Chen Liming.Optimal Structural Dynamic Parameters of Engine Mounting System through Proper Matching of Vehicle Subsyst[J].Automotive Engineering, 1988 (4) :56-64.

[7]史文库, 林逸.发动机悬置支承在弹性基础上的隔振特性分析[J].汽车技术, 1998 (7) :18-24.Shi Wenku, Lin Yi.Analysis of Vibration Insulation Charactoristic of Engine Suspension on the Elastic Basis[J].Automobile Technology, 1998 (7) :18-24.

[8]王峰, 靳永军, 张建武.基于整车模型的动力总成悬置振动仿真及优化[J].振动与冲击, 2008, 27 (4) :134-138.Wang Feng, Jin Yongjun, Zhang Jianwu.Vibration Simulation and Optimization of a Powertrain Mounting System Based on a Full Vehicle Model[J].Journal of Vibration and Shock, 2008, 27 (4) :134-138.

[9]钟民军, 胡世峰, 史铁林, 等.基于状态空间理论单自由度隔振系统性能的研究[J].中国机械工程, 2009, 20 (9) :1037-1040.Zhong Minjun, Hu Shifeng, Shi Tielin, et al.Study on the Performance of SDF Vibration Isolation System Based on State-space Theory[J].China Mechanical Engineering, 2009, 20 (9) :1037-1040.

[10]徐树方.控制论中的矩阵计算[M].北京:高等教育出版社, 2011.

[11]Olsson A, Sandberg G, Dahlblom O.On Latin Hypercube Sampling for Structural Reliability Analysis[J].Structural Safety, 2003, 25 (1) :47-68.

减速带行驶车辆振动仿真篇5

在城市化进程不断加快,车辆剧增的今天,为控制车辆在市区的行驶速度,有必要在城市主要人口密集路段,尤其是学校、广场等人车流量较大的路段和路口附近设置减速带[1,2,3]。减速带可以迫使高速行驶的车辆减速,保护行人安全,以减少交通悲剧的发生。当前,国内多数城市的市区道路,甚至有不少乡村公路都设置了减速带。这里以一辆驶过某路段减速带的采用被动悬架的车辆为研究对象,对该车辆的振动状况进行仿真研究,仿真结果形象直观的反映了减速带对行驶车辆的影响。

2 车辆振动模型

当车辆通过减速带时,首先对车轮造成冲击,驾驶员在驾驶室内,感受的是车身的振动。车轮与车身通过悬架相连,悬架是一套较为复杂的系统。其性能不但影响汽车的乘坐舒适性,还对车辆的通过性、稳定性以及附着性能产生重大影响。每一个悬架都由起缓冲作用的弹性元件、起传力和稳定作用的导向机构以及减震器组成[4]。

由于本文主要研究的是车辆振动与道路不平度、车速之间的关系,因此采用车身与车轮双质量振动模型进行分析。汽车悬架的双质量振动模型示意图如图1。其运动方程[5]为:

其中:m1为非簧载即车轮质量;m2为簧载即车身质量;K为悬架刚度;Kt为车轮刚度;C为减振器阻尼系数;z1为车轮偏离其平衡位置的距离,表示车轮垂向速度,表示加速度;z2为车身偏离其平衡位置的距离,表示车身垂向速度,表示加速度;q为路面不平度,这里体现了减振带的特性。

根据车辆振动运动方程(1),建立其状态空间方程。令:

3 减速带描述

当前道路上设置的减速带形式较为多样,而城市市区道路上的减速带主要是针对轿车设置的,多为间隔带状减速带。以某市世纪广场附近一减速带为例,该减速带为五条间隔0.02m,宽0.04m,高0.01m的带状凸起。当车辆行驶到这些凸起时,车轮会受到冲击,造成车轮及车身颠簸振动。而减速带对车轮的冲击状况会随车速的变化而变化,即减速带模型是一与车速有关的函数。假设车辆行驶速度为V,则单束减速带模型为:

当车辆通过减速带时,减速带会对车辆的悬架系统造成冲击,如果冲击过大超过悬架的承受范围,会造成车轮定位的改变,进而使车辆在行驶过程中表现出一些跑偏、油耗增加等不良现象[8]。

4 仿真与结论

运用Matlab[6]仿真软件,当车速为10m/s时,结合式(3)给出的车辆振动模型和式(4)给出的减速带模型,对车辆行驶在该单束减速带时的车轮和车身振动情况进行仿真,仿真结果如图2所示。仿真参数[5]为:m1=24kg、m2=240kg、K=9475N/m、Kt=85270N/m、C=754N·s/m。

从仿真结果中可以看出,当车辆在减速带行驶时,车轮和车身会产生明显振动,振幅迅速增加;车辆驶过减速带后车轮振动会在0.4s内消失,但车身仍会振动3s左右。驾驶员在车身内会感到异常颠簸,迫使车辆减速。充分体现了设置道路减速带的作用。

参考文献

[1]杨英武,韩舟轮等.车辆通过减速带引起的振动分析[J].振动工程学报,2007-5:502-506.

[2]庄表中,孔祥韶.车辆通过路面上的减速带时会引起周边环境振动[J].振动与冲击,2007-9:165.

[3]任玉晓.基于ADAMS/CAR的汽车通过减速带时的平顺性及行驶安全性研究[D].西安,长安大学硕士学位论文,2009.

[4]电石.过减速带你准备好了吗[J].当代汽车,2007-1:81.

[5]孙任云,付百学.汽车电器与电子技术[M].北京:机械工业出版社,2009.

车辆液压系统的振动噪声及其检排篇6

1. 液压系统元件引起的噪声

吸空现象是造成液压泵噪声过高的主要原因之一。当油液中混入空气后, 易在其高压区形成气穴现象, 并以压力波的形式传播, 造成油液振荡, 导致系统产生气蚀噪声。其主要原因有:液压泵的滤油器、进油管堵塞或油液粘度过高, 均可造成泵进油口处真空度过高, 使空气渗入;液压泵、先导泵轴端油封损坏, 或进油管密封不良, 造成空气进入;油箱油位过低, 使液压泵进油管直接吸空。

溢流阀易产生高频噪声, 主要是先导阀性能不稳定所致, 如由于滑阀与阀孔配合不当或锥阀与阀座接触处被污物卡住、阻尼孔堵塞、弹簧歪斜或失效等使阀芯卡住或在阀孔内移动不灵, 先导阀前腔压力高频振荡引起空气振动而产生的噪声。换向阀调整不当, 使换向阀阀芯移动太快, 造成换向冲击, 因而产生噪声与振动。液压换向阀在工作时, 液压阀的阀芯支持在弹簧上, 当其频率与液压泵输油率的脉动频率或与其它振源频率相近时, 会引起振动, 产生噪声。

油液中混有空气或液压缸中空气未完全排尽, 在高压作用下产生气穴现象而引发较大噪声;缸头油封过紧或活塞杆弯曲, 在运动过程中也会因别劲而产生噪声。

机械振动, 如油管细长, 弯头多而未加固定, 在油流通过时, 特别是当流速较高时, 容易引起管子抖动;电动机和液压泵的旋转部分不平衡, 或在安装时对中不好, 或联轴节松动等, 均能产生振动和噪声。管路死弯过多或固定卡子松脱也能产生振动和噪声。

2. 液压系统噪声与振动的处理方法

为减少噪声, 必须对噪声源进行实际调查, 测量分析液压系统的声压级, 进行频率分析, 从而掌握噪声源的大小及频率特性, 采取相应办法, 当液压泵工作中出现较高噪声时, 应首先对上述部位进行检查, 发现问题及时处理。

液压泵内部元件过度磨损, 如柱塞泵的缸体与配流盘、柱塞与柱塞孔等配合件的磨损、拉伤, 使液压泵内泄漏严重, 当液压泵输出高压、小流量油液时将产生流量脉动, 引发较高噪声。此时可适当加大先导系统变量机构的偏角, 以改善内泄漏对泵输出流量的影响。液压泵的伺服阀阀芯、控制流量的活塞也会因局部磨损、拉伤, 使活塞在移动过程中脉动, 造成液压泵输出流量和压力的波动, 从而在泵出口处产生较大振动和噪声。此时可对磨损、拉伤严重的元件进行刷镀研配或更换处理。

液压泵配流盘也是易引发噪声的重要元件之一。配流盘在使用中因表面磨损或油泥沉积在卸荷槽开启处, 都会使卸荷槽变短而改变卸荷位置, 产生困油现象, 继而引发较高噪声。在正常修配过程中, 经平磨修复的配流盘也会出现卸荷槽变短的后果, 此时如不及时将其适当修长, 也将产生较大噪声。在装配过程中, 配流盘的大卸荷槽一定要装在泵的高压腔, 并且其尖角方向与缸体的旋向须相对, 否则也将给系统带来较大噪声。

油液中混入空气, 在先导阀前腔内形成气穴现象而引发高频噪声。此时, 应及时排尽空气并防止外界空气重新进入;针阀在使用过程中因频繁开启而过度磨损, 使针阀锥面与阀座不能密合, 造成先导流量不稳定、产生压力波动而引发噪声, 此时应及时修理或更换;先导阀因弹簧疲劳变形造成其调压功能不稳定, 使得压力波动大而引发噪声, 此时应更换弹簧。

液压缸的噪声, 须及时排尽空气;缸头油封过紧或活塞杆弯曲, 须及时更换油封或校直活塞杆。管路噪声, 在管路布置上应尽量避免死弯, 对松脱的卡子须及时拧紧。

溢流阀不稳定, 如由于滑阀与阀孔配合不当或锥阀与阀座接触处被污物卡住、阻尼孔堵塞、弹簧歪斜或失效等使阀芯卡住或在阀孔内移动不灵, 应注意清洗、疏通阴尼孔;对溢流阀进行检查, 如发现有损坏, 或因磨损超过规定, 则应及时修理或更换。

换向阀调整不当, 使换向阀阀芯移动太快, 造成换向冲击。在这种情况下, 若换向阀是液压换向阀, 则应调整控制油路中的节流元件, 使换向平稳无冲击, 可通过改变管路系统的固有频率, 变动控制阀的位置或适当地加蓄能器, 则能防振降噪。

油管噪声应采取的措施有:液压管路应尽量固定, 避免出现急弯。避免频繁改变液流方向, 无法避免时应做好减振措施。整个液压系统应有良好的减振措施, 同时还要避免外来振源对系统的影响。较长油管应彼此分开, 适当加设支承管夹;调整液压泵的安装精度;重新安装联轴节, 保证同轴度小于0.1mm等。

针对液压系统噪声的处理, 一是选择质量好的液压泵或液压马达, 二是加强维修和保养, 例如若齿轮的齿形精度低, 则应对研齿轮, 满足接触面要求;若叶片泵有困油现象, 则应修正配油盘的三角槽, 消除困油;若液压泵轴向间隙过大而输油量不足, 则应修理, 使轴向间隙在允许范围内;若液压泵选用不对, 则应更换。还可在液压缸上设置排气装置, 以便排气。另外在使用后, 使执行件以快速全行程往复几次排气, 也是常用的方法。

3. 齿轮泵振动与噪声故障的检排实例

CB-B型齿轮泵的泵体与两侧端盖为直接接触的硬密封, 若接触面的平面度达不到规定要求, 则泵在工作时容易吸入空气;同样, 泵的端盖与压盖之间也为直接接触, 空气也容易侵入;若压盖为塑料制品, 由于其损坏或因温度变化而变形, 也会使密封不严而进入空气。排除这种故障的方法是:当泵体或泵盖的平面度达不到规定的要求时, 可以在平板上用金钢砂按“8”字形路线来回研磨, 也可以在平面磨床上磨削, 使其平面度不超过5μm, 并需要保证其平面与孔的垂直度要求;对于泵盖与压盖处的泄漏, 可采用涂敷环氧树脂等胶粘剂进行密封。

对泵轴一般采用骨架式油封进行密封。若卡紧唇部的弹簧脱落, 或将油封装反, 或其唇部被拉伤、老化, 都将使油封后端经常处于负压状态而吸入空气, 一般可更换新油封予以解决。

油箱内油量不够, 或吸油管口未插至油面以下, 泵便会吸入空气, 此时应往油箱内补充油液至油标线;若回油管口露出油面, 有时也会因系统内瞬间负压而使空气反灌进入系统, 所以回油管口一般也应插至油面以下。

泵的安装位置距油面太高, 特别是在泵转速降低时, 因不能保证泵吸油腔有必要的真空度造成吸油不足而吸入空气。此时应调整泵与油面的相对高度, 使其满足规定的要求。

吸油滤油器被污物堵塞或其容量过小, 导致吸油阻力增加而吸入空气;另外, 进、出油口的口径较大也有可能带入空气。此时, 可清洗滤油器, 或选取较大容量、且进出口径适当的滤油器。如此, 不但能防止吸入空气, 还能防止产生噪声。

泵与联轴器的连接因不合规定要求而产生振动及噪声。应按规定要求调整联轴器。

因油中污物进入泵内导致齿轮等部件磨损拉伤而产生噪声。应更换油液, 加强过滤, 拆开泵清洗;油液的黏度高也会产生噪声, 必须选用黏度合适的油液。

泵内零件损坏或磨损严重将产生振动与噪声:如齿形误差或周节误差大, 两齿轮接触不良, 齿面粗糙度高, 公法线长度超差, 齿侧隙过小, 两啮合齿轮的接触区不在分度圆位置等。此时, 可更换齿轮或将齿轮对研。同时, 轴承的滚针保持架破损、长短轴轴颈及滚针磨损等, 均可导致轴承旋转不畅而产生机械噪声, 此时需拆修齿轮泵, 更换滚针轴承。

齿轮轴向装配间隙过小;齿轮端面与前后端盖之间的滑动接合面因齿轮在装配前毛刺未能仔细清除, 从而运转时拉伤接合面, 使内泄漏大, 导致输出流量减少;污物进入泵内并楔入齿轮端面与前后端盖之间的间隙内拉伤配合面, 导致高低压腔因出现径向拉伤的沟槽而连通, 使输出流量减小, 对上述情况应分别采用以下措施修复:拆解齿轮泵, 适当地加大轴向间隙即研磨齿轮的端面;用平面磨床磨平前后盖端面和齿轮端面, 并清除轮齿上的毛刺 (不能倒角) ;经平面磨削后的前后端盖其端面上卸荷槽的深度尺寸会有变化, 应适当增加宽度。

液压系统噪声与振动的来源及传播是一个复杂的问题。它不仅与元件结构、加工和装配质量有关, 而且与系统设计、安装和使用维护都有密切的关系。

车辆振动分析篇7

通常在针对乘/载员座椅处的振动测试中, 一般会选取特定的越野路面作为试验场地, 并以特定速度条件进行相关测试内容。传感器位置安装在样车驾驶员座椅、炮长座椅以及乘载室左排后座椅处, 系统由12 V直流电瓶供电, 从行驶平顺性以及乘坐舒适性考虑, 一般要求乘/载员座椅处加速度不大于2G。在评价轮式装甲车辆性能中, 除乘/载员座椅处的振动参数外, 动力舱位置处的振动状态也是非常重要的评价指标。

1 国内外研究现状

国内外研究人员对于军用装甲车辆动力系统振动测试技术的研究一直不曾停止, 丹麦BK公司以计算机为基础开发的PLUSE多分析仪, 可以多通道、多点同时采样, 完成全面综合的测试。美国国家仪器有限公司 (National Instruments, 简称NI) 推出可应用于噪音、振动和平顺性 (NVH) 测试、机器状态监测与音频测试应用的新版分析与信号处理工具———NI声音和振动测量套件7.0。此外, NI推出了NI USB-4432型号, 它是一款便携式的总线供电驱动的动态信号采集模块, 可应用于高精度的声音与振动测试[1]。日本理音RION公司研发的振动参数测试与分析系统, 通过压电式加速度探头采集振动信号, 能精密测试振动并提供比较全面的测试方案[2]。

我国的坦克装甲车辆在从仿制走向自行设计的过程中, 已经进行了一些基本动态参数的测试, 目前在国内, 此类测试仪器大多是利用高精度的传感器、数据采集卡和相应的数据处理软件完成了车辆某些局部区域的动态参数测试。通常此类测试仪器较大而且不易安装, 引线多, 而且应用的环境也比较有限, 测试的距离不能太远。对传感器与数据采集卡之间的引线布放也有很高的限制, 在恶劣的现场环境中, 测试仪器抗振动与抗电磁干扰的能力也有限, 不易于高温、高电磁干扰环境下的动态参数, 很难应用在动力舱内部测试当中。

2 被测环境分析与测试系统设计

2.1 被测环境分析

在针对整车进行动力舱振动测试中, 进行动态测试获取振动数据属于新概念动态测试的研究范畴, 要求测试仪器整体置于动力舱内, 承受与被测对象相同环境的影响, 获取行车过程中动力舱的实时振动参数。要想实现该套测试系统, 在设计上必须考虑如下几点。

1) 测试空间比较狭小, 测试仪器体积受限。为了实现整车高紧凑性、高机动性的目的, 并且最大程度降低车身高度, 在车辆各系统设计方面强调集成化、模块化, 舱内各种装置器件排列更加紧密使得动力舱的空间几乎已经没有再增大的可能[3]。

2) 在车辆动力舱中, 存在着很强的电磁干扰, 这对测试仪器的抗干扰特性有很高的要求。各类负载、开关类部件、电子控制单元等部件产生的电磁干扰相互影响, 从而产生更杂的电磁环境[4]。

3) 动力系统工作产生的高频振动。发动机各缸交替压缩工作, 产生高频周期冲击。此外动力系统高速运行, 造成动力舱局部可能产生90℃以上的高温[5], 这也是设计测试系统必须考虑的因素。

2.2 测试系统设计

2.2.1系统总体设计

动力舱内振动测试系统分为舱内部分和车载部分:舱内部分由振动传感器、信号调理电路、CPLD控制电路、采集存储电路以及电源管理模块构成。当测试系统开始工作时, 在微处理器芯片的控制下, AD转换电路开始采集经滤波放大后的电信号, 并存储数据。车载部分主要是以计算机和配套软件为主, 在计算机上通过USB通信接口读取存储器中压力数据, 进行分析处理等操作。测试系统原理框图 (见图1) 。

通过对测试环境进行分析, 在设计该套测试系统时, 必须遵循以下原则。

1) 抗干扰设计原则。为克服车辆动力舱内存在的电磁干扰, 测试系统采用了双层组合屏蔽的壳体来屏蔽外界的干扰环境, 保护内部电路。要想有效抑制强电磁带来的负面效应, 就必须选择高电导率、高磁导率的材料。但目前还没有此类材料的进一步研究和应用。因此, 本次屏蔽体的设计采用了双层混合屏蔽的设计。当外界强磁场过来以后, 先通过外层磁导率较低、不易饱和的材料将电场屏蔽并将磁场强度衰减到较低的程度, 然后再用内层高磁导率材料来提供较高的电磁屏蔽效能[6]。其次, 系统电路板的PCB制作和元器件选型也要考虑电磁兼容性[7], 此外, 选用必须选用集成度高的元器件, 使电路尽可能简单化, 降低受干扰的概率。此外, 将系统金属外壳与车体结构连在一起, 以提供稳定的低阻抗电气通路, 使仪器良好接地, 并提供电源电流返回通路, 防静电、防雷电和抗干扰的性能。

2) 抗高温抗振动设计原则。在保护测试电路不受强电磁影响的基础上, 利用隔热特性较好的陶瓷纤维纸将电路模块进行高温防护, 并使用环氧树脂将防护后的整套电路灌封固化于屏蔽壳体中。通过加工制后的陶瓷纤维具备了质量轻、耐高温、热稳定性好、极低的导热率、比热小, 抗拉强度高、化学性能稳定及耐机械震动等优点, 适合应用于动力舱这种高温、振动的测试环境中。这样不仅使电路有了较好的高温防护特性, 而且是测试电路在多工况下条件下不受振动冲击的影响。

3) 微体积设计原则。动力舱内部狭小的安装空间决定了测试仪器体积微型化的必要性。通过甄选集成化高、小体积的传感器和芯片, 精简电路的设计, 做到精确测量而不浪费硬件性能;存储测试技术本身在仪器的微体积方面就有很大的优势, 采用模拟电路、数字电路单独的模块化设计减小电路的体积, 各模块最后通过柔性连接灌封于抗干扰壳体中进一步缩小测试仪器的体积。选择外层高导体铝和内层高磁导率的坡莫合金作为屏蔽材料, 利用着两种材料的特性来实现测试系统的轻型化和高抗干扰性的设计。

2.3 低功耗设计

测试系统采用5 V锂电池供电, 为防止电源电压波动损坏电路或者影响测试精度, 故采用电源管理芯片LP5996为测试系统供电, 具体电路见第112页图2。电池电源VCC接入芯片输入管脚, 输出管脚分别输出VDD、VEE, 其值均为3.3 V, 其中VDD为数字电路部分电源, VEE为模拟电路部分电源, 分别通过来自单片机信号ONA、ONB控制, 通过单片机控制此二引脚的高低电平输出, 可以实现系统的分时/分区供电管理, 使得系统可按测试的需求开启或关闭系统内各部分电路模块, 来实现测试系统的低功耗, 提高系统在井下压力测试中的实用性。

2.4 数据采集控制设计

数据采集控制单元用于产生存储器与AD转换器配合工作所需的时序信号以及逻辑信号, 并由单片机给存储器发送写指令以及存储数据首址, AD转换器将采集来的模拟信号转化成数字信号缓存至XCR3064, 与此同时循环写入给存储器, 以此作为比较触发控制单元的信号输入。在没有达到设定好的压力触发阈值之前, AD转换器采集到的压力信号将循环写进存储器, 当满足触发阈值条件时, 负延迟控制单元通过比较触发控制单元启动, 数据采集一定时间后停止工作并进入待读数状态。单片机与CPLD配合工作实现数据采集过程的原理见图3。

3 结论

1) 在元器件的甄选中, 尽量选取耐高温高压的芯片作为测试系统硬件部分, 并将电源与电路部分焊接置于壳体中, 因此在器件选取中, 芯片的低功耗也成为主要的考虑因素。

2) 在软件方面, 整体编程必须围绕低功耗设计, 便于仪器的多次使用和保证测试过程中的可靠性。

3) 设计耐压壳体及其防护结构, 使得在高压高冲击环境下确保内部电路不受损坏。

参考文献

[1]Rubinol, Bonnel, Krasenbrink.Development of an official test method for on-board PM measurements from heavyduty diesel engines in the European Union[R].SAE Paper, 2007:61-94.

[2]葛振华, 施展.车辆振动测试系统研究[J].数据采集与处理, 2008 (9) :200-204.

[3]范锦彪.存储测试技术在坦克装甲车辆中的测试研究[D].太原:中北大学, 2001.

[4]张戟, 孙泽昌.现代汽车电磁兼容理论与设计基础[M].北京:清华大学出版社, 2009:60-82.

[5]毕小平, 黄小辉, 王普凯.装甲车辆动力舱温度场试验[J].装甲兵工程学院学报研究, 2009 (2) :26-28.

[6]肖胜武.多参数智能电子测试仪的研究[D].太原:中北大学, 2009.

【车辆振动分析】推荐阅读：

强迫振动分析07-25

振动信号分析09-14

振动原因分析05-24

输液管道振动分析06-03

机械振动与模态分析06-15

汽轮机振动分析08-02