1、某 重型卡车驾驶室振动测试与诊断*孙加平1张袁元2李舜酩2刘建娅2（1北汽福田诸城汽车厂，山东 262200）（2南京航空航天大学 能源与动力学院，南京 210016）The testing and diagnosis of the truck cab vibrationSUN Jia-ping1， ZHANG Yuan-yuan2， LI Shun-ming2， LIU Jian-ya2（1BeiQi FuTian Automobile CO.， LTD， Shandong 262200， China）（2College of Energy and Power Engineering， Na
2、njingUniversity of Aeronautics and Astronautics， Nanjing 210016， China）文章编号： 1001-3997（ 2010） 09-0213-02【摘 要 】针对某重型卡车驾驶室在各常用车速下振动过大的问题，搭建了相应的振动测试平台，对其振动特性进行了研究分析 。通过对该车驾驶室 、各悬置处常用车速下振动进行试验测试，分析了驾驶室振动信号，得到了振动响应的主要频率成分；分析了各信号之间相关性和振动子系统的传递特性，得到了板簧 、悬置 、驾驶室和车体的振动传递效果；分析了影响整车振动的主要激励源特性，结合信号响应的频域组成和系统传递特
3、性，综合得到造成驾驶室振动过大的主要激励源为车轮，同时板簧和车体的传递特性有待改善 。关键词：振动；测试；模态；传递特性；悬置件【Abstract】The vibration test platform was built for the problem that the truckcab have a heavy vibration in the usual speeds， and its vibration characteristics were studied. Though testing the signal from the caband some suspension posi
4、tions in usual different speeds， the signalscomponents in frequency domain andvibration systemstransfer characteristics were analyzed， and the correlation of signals were studied， the modalcharacteristics of cab and frame system were calculated and tested， the results that the most main excitationso
5、urce is the wheel， and transfer characteristics of the leaf spring and frame system are worse are acquired.Key words： Vibration； Test； Mode； Transfer characteristics； Suspension中图分类号： U463.32 文献标识码： A来稿日期： 2009-11-05 基金项目：国家自然科学基金项目（ 50675099）1 振动测试平台搭建与位置描述通过驾驶室地板处 、驾驶室悬置处 、变速箱悬置处 、悬架（板簧）处传感器测量，信号经
6、采集器处理后存到计算机，整车结构和整车振动测试系统示意图，如图 1、2 所示 。图 1 重卡结构示意图 图 2 振动测试系统对于较为成熟的工程应用，振动的平稳随机信号处理以傅立叶变化为主，通过对信号进行去异常点 、去多项式趋势项 、平滑 、加窗截断与频率平均等去噪处理，研究信号的频率成分，峰值对应频率的变化规律，传递过程中信号的相干性，传递特性等，进而分析引起振动过大的主要原因 。2 驾驶室地板信号分析功率谱密度对各工况振动的定量分析有着很重要的意义 。地板处振动主要表现为低频振动，相对地板处，发动机等激励源所引起的高频振动传递过程中得到了有效的衰减，如图 3、4 所示 。x、y、z 方向遵循
7、车辆坐标系，分别为前后 、左右 、上下方向 。如表 1 所示，结合图 3、4 说明，在不同车速下，驾驶室振动能量主要集中在低频，有如下主要的特征频率： 3.05Hz、3.36Hz、3.66Hz、3.97Hz、4.88Hz，以及它们的倍频（信号处理时，频率间隔为 0.3Hz，考虑频率误差，其他峰值基本为特征频率的倍频），振动能量集中在人体敏感的频率范围内；同时，频率随着车速变化而变化，推测激励源可能与某旋转部件有关 。图 3 驾驶室 50km/h 垂直方向自功率谱（全频段）图 4 驾驶室 65km/h 垂直方向自功率谱（全频段）表 1 驾驶室各车速下自功率谱峰值与对应频率，各车速下加速度均方根值
8、驾驶室地板处传感器整车东华多通道采集器计算机存储、显示驾驶室悬置处传感器（上 下）变速器悬置处传感器（上 下）悬挂（板簧）处传感器（上 下）车速（ km/h） 65z 向 65y 向峰值对应频率与幅值（ Hz， m/s2）加速度均方根（ m/s2）1.79 1.0745z 向 50z 向 55z 向1.16 1.37 1.544.88 0.0814.34 0.2619.23 0.319.46 0.0114.34 0.2027.47 0.053.05 0.4712.51 0.1818.62 0.263.66 0.2710.99 0.1018.31 0.023.97 0.1215.87 0.092
9、0.14 0.04频率（ Hz）0.500.250.00功率谱/（m/s2 ）2/Hz）0 50 100ActiveLine#1Peak#X Y01 3.66 0.2702 10.99 0.10频率（ Hz）0.500.250.00功率谱/（m/s2 ）2/Hz）0 50 100ActiveLine#1Peak#X Y01 19.23 0.3102 14.34 0.2603 4.88 0.08123Machinery Design Manufacture机械设计与制造第 9 期2010 年 9 月2133 系统部件振动传递特性研究3.1 板簧传递特性分析（ a）板簧上的自功率 （ b）板簧下的
10、自功率（ c）板簧上下相干函数 （ d）板簧上下传递函数图 5 50km/h 车速时左中板簧测试参数如图 5 所示，相干函数在关注的激励频率 3.66Hz 处幅值为1，响应完全由板簧下激励产生 。图 5（ a） 、（ b）分析，板簧能较好的滤掉激励中的高频影响，对激励中的低频有放大作用 。由于动态测试数据大多存在漂移 、非线性特征，统计所有车速，拟合板簧的频响函数（如图 6，表 2 所示），在关注的激励频率范围内，有放大激励效果 。板簧传递率计算：TD=响应加速度均方根值激励加速度均方根 值100 （ 1）（ a）左前板簧 （ b）右前板簧 （ c）左中板簧（ d）右中板簧 （ e）左后板簧
11、（ f）右后板簧图 6 板簧在各车速下的统计频响函数图表 2 板簧传递函数峰值与频率列表综合板簧总的传递率分析，（如表 3 所示），板簧传递效果较差，传递函数的峰值都在小于激励频率，将板簧频响函数峰值向低频移动，使激励频域区处于板簧的下坡处，板簧能改善隔振效果 。根据统计的偏频和传递效率，前 、中板簧可以减小刚度移动其放大区域，以尽量远离关注的激励频率（ 3.054.88） Hz，或是增加阻尼减小共振峰值，从而优化其传递特性 。表 3 板簧传递率列表3.2 驾驶室悬置件传递特性分析驾驶室的悬置是橡胶悬置，如图 7 所示，其传递特性与一般弹性元件传递特性不符合，呈现非线性特征，同时在所关注激励频
12、率范围内，传递放大系数比较平坦，从固有频率即刚度特性优化方向考虑，改善的空间较小 。总的隔振效率在 70%左右，能起到一定的减振效果 。如表 4 所示 。表 4 驾驶室悬置传递率列表图 7 驾驶室前左悬置不同车速下的统计频响函数3.3 驾驶室和车架的模态分析振动在传递过程中，经过了驾驶室 、车架，同样也可以把驾驶室和车架作为系统的传递途径来分析，研究其固有模态特性是否放大或衰减振动能量（尤其是特征频率）；同时，在 65km/h时（结合驾驶的水平 、垂向振动分析，如图 4， 8所示），驾驶室左右晃动的主要频率贡献为 14.34Hz（最大） 、27.47Hz（次之） 、9.46Hz（次之），并不符
13、合车速的变化规律，分析传递过程中是否发生了某阶模态共振，如表 57所示 。图 8 65km/h 横摆（水平）方向自功率谱表 5 驾驶室自由模态频率表 6 车体计算自由模态频率表 7 车体约束模态频率图 9 65km/h 车体振动垂直方向自功率谱图 10 变速箱悬置处信号自功率谱位置 峰值频率 峰值（ a）（ e）（ f）左前左后右后2.75.04.61.41.51.9（ b）（ c）（ d）右前左中右中2.72.72.71.42.62.1车速 左前 TD 左中 TD 左后 TD455055651.81.31.42.61.31.41.41.80.90.50.91.10.40.200 10 200
14、.40.200 10 2010.500 10 2010500 10 20500 5 10 15500 5 10 15500 5 10 15500 5 10 15500 5 10 15500 5 10 15车速 km/h 前右悬置4565下1.72.3TD0.730.7150551.62.00.670.62后左悬置上 TD 下 上1.2 0.71 1.5 1.11.2 0.52 2.4 1.71.2 0.75 1.8 1.21.3 0.65 2.1 1.3频率（ Hz）50传递函数0 5 10 15频率（ Hz）0.500.250.00功率谱/（m/s2 ）2/Hz）0 50 100Active
15、Line #1Peak#X Y01 14.34 0.2002 27.47 0.0503 9.46 0.01123阶数 4 5试验 /Hz计算 /Hz52.546.554.350.11 2 317.0 34.8 41.516.5 32.1 42.2阶数 4 5频率 /Hz 23.1 34.81 2 34.2 10.3 17.1阶数 4 5试验频率计算频率34.835.739.740.31 2 316.5 20.8 29.315.8 21.2 29.5频率（ Hz）0.500.380.250.130.00功率谱/（m/s2 ）2/Hz）0 50 100ActiveLine #1Peak#X Y01
16、 4.88 0.1502 19.23 0.0603 27.47 0.03123频率（ Hz）0.100.050.00功率谱/（m/s2 ）2/Hz）0 50 100X:14.34Y1:0.09第 9 期孙加平等：某重型卡车驾驶室振动测试与诊断214基 于概率的桁架结构随机振动响应分析研究*戴 君（西安文理学院 机械电子工程系，西安 710065）Random vibration response analysis of truss structures based on probabilityDAI Jun（ Department of Mechatronic Engineering， Uni
17、versity of Arts and Science， Xian 710065， China）文章编号： 1001-3997（ 2010） 09-0215-02【摘 要 】研究了具有随机物理参数和几何参数的桁架结构在随机振动激励下的动力响应问题 。从结构在随机振动激励下其振动响应在频率域上的表达式出发，利用求解随机变量函数矩的方法和求解随机变量数字特征的代数综合法，导出了桁架结构的位移响应均方值和应力响应均方值的均值 、方差和变异系数的计算表达式 。通过算例分析了结构物理参数和几何参数的随机性对桁架结构在随机振动激励下动力响应随机性的影响，得出了若干有用的结论，为随机桁架结构的动力设计奠定了
18、基础 。关键词：随机参数；桁架结构；随机振动；数字特征【Abstract】The random vibration response of truss structure with stochastic parameters under randomexcitation is investigated. From the expressions of structural random response in the frequency domain，computational expressions for the mean value and standard deviation of t
19、he mean square value of the random displacement and stress response are developed by means of the random variables functional momentmethod and the algebra synthesis method. The influences of the randomness of the structural parameters onthe structural dynamic responses are investigated through a num
20、erical example and some useful conclusions are obtained to build up foundation of further dynamic design of random truss structure.Key words： Random parameter； Truss structure； Random vibration； Numerical characteristics中图分类号： TK124 文献标识码： A1 引言目前， Monte Carlo 法3、摄动法4和其它随机有限元方法5被广泛应用于随机结构的动力分析中 。Mon
21、te Carlo 方法具有普遍性，但计算量太大；摄动法可以减少计算工作量，但由于省略高阶项4 激励源分析激励源 1：发动机（四缸四冲程） 。对多缸机而言，由于曲轴曲拐角度的合理分布和配置，使各缸之间产生的部分惯性力相互抵消和平衡 。整机振动的激励源主要来自倾覆力矩7，见式（ 2） 。f=ni/60c （ 2）式中： n发动机转速， r/min； i发动机缸数； c冲程系数，四冲程为 2。发动机常用转速（ 8001850） r/min，其激振频率范围为（ 2662） Hz。与所关注影响振动的特征频率基本上没有关系，可以排除其影响 。激励源 2：变速箱 。车速 50km/h 时，发动机转速为 13
22、50r/min，直接档工作，变速比为 1，则变速箱的激励频率为 1350/60=22.5Hz；同时对变速箱测试点的频谱进行分析（见图 10） 。理论计算与实际测试频谱不一致，可以排除其影响 。激励源 3：车轮 。车轮不平衡力引起的振动，考虑转速表误差 =16%，车速， D车轮直径 。f=v（ 1-） /3.6D （ 3）车速（ km/h）： 45、50、55、65；计算基频（ Hz）： 3.29、3.66、4.02、4.75。车轮激励与驾驶室 、各测点振动能量贡献频率的主要成分十分接近，同时也随着车速变化，判断是主要激励源 。激励源 4：路面激励试验路面为 B 级路面，路面统计空间频率在 0.
23、011m-1n2.83m-11，在常用车速范围内（ 30100km/h）下，时间频率范围为f=（ 0.3328.3） Hz，包含了影响人体舒适的主要频率，路面在这个频率段所有能量贡献基本一样；同时，路面激励也是不可抗拒无法避免的激励 。排除路面激励影响 。综合考虑，判断主要激励为车轮，影响因素为其不平衡力 。5 结论（ 1）研究振动传递过程中的信号，能够识别系统的特征信息 。通过对主要激励源到驾驶室的传递途径中的振动信号频率成分 、信号相关性和振动能量研究，分析出驾驶室振动过大的原因；（ 2）前 、中板簧和驾驶室悬置件放大了特征频率处激励，优化传递途径的振动特性，能有效的减小驾驶室振动响应；（
24、 3）驾驶室和车体也是振动传递的途径，其传递特性通过系统模态来研究，优化其固有特性，避开激励频率，能减小振动传递；（ 4）分析了主要激励源特性，从振动的源头优化振动，试验证明能取得较好效果 。参考文献1余志生 . 汽车理论 M . 北京：机械工业出版社， 2008： 202-2502潘作峰，周振平 .汽车座椅弹簧的优化设计与分析 D .吉林大学学报， 20043姜永胜，王其东 .汽车振动信号后处理的研究 D .合肥工业大学学报， 2006来稿日期： 2009-11-18 基金项目：西安文理学院院级重大课题资助项目（ zd200903）Machinery Design Manufacture机械设计与制造第 9 期2010 年 9 月 215
