基于“源-通道-接收体”模型的汽车异常振动故障诊断

贝绍轶 赵景波 雷卫宁 汪 伟 邓书朝

1.江苏理工学院汽车与交通工程学院，常州，2130012.奇瑞汽车股份有限公司,芜湖，241006

0 引言

汽车NVH性能已经成为评价汽车品质最核心的指标。在汽车使用过程中，异常振动已成为严重影响汽车NVH性能的主要问题之一[1-2]。众所周知，汽车的异常振动会使驾乘人员感觉到不舒适、疲劳，甚至引发振动疾病，或使运输的货物损坏；同时，异常振动会加剧某些部件的疲劳失效，缩短汽车的使用寿命；另外，整车的异常振动会使车轮与路面之间的载荷产生波动，进而影响其附着效果，以及汽车的操纵稳定性和制动性能，所以，对汽车异常振动的故障诊断与系统解决该问题是十分必要的[3-7]。机械结构中的异响现象是非常常见的，国内外学者做了许多研究工作。文献[8]对发动机的异响诊断方法进行了研究，提出使用对称点图形(SDP)技术将时域范围的振动信号转变为由镜像对称点组成的雪花状对称图形，突出信号间的差异性，并提出SDP图形与LMS算法相结合，能够很好地判断发动机是否产生异响。文献[9]采用多种方法(如频谱分析法、传递路径分析法、近场测量法、铅包覆法等)，对汽车怠速异响噪声源进行快速识别，并利用模态分析技术对噪声源的结构进行优化，达到了降低噪声源辐射噪声的目的。文献[10]针对国内某款重型商用车驾驶室存在的高频抖动与轰鸣问题，利用比利时LMS公司的Test.lab ODS分析软件,对样车故障原因进行快速定位，提出整改措施并进行试验验证，彻底解决了该车在特定车速下的异常振动问题。文献[11]对某MPV车传动轴异响进行了研究，采用的试验方法包括整车道路试验及传动轴异响台架试验，建立了异响与传动轴振动评估量之间的关系，为优化设计及生产过程提供了重要的参考依据。文献[7]针对某款SUV车身异常振动问题进行ODS (operational deflection shape)分析，发现异常振动由发动机的横向运动引发，通过提高发动机安装处三脚架的刚度可提高整车的NVH性能。

本文研究的对象是某汽车公司生产的一款新型皮卡车，样车在90～110 km/h范围内出现异常振动现象，具体表现如下：驾驶室底板出现明显振动，并且是间歇式的，乘员明显感受到底板、座椅处的异常振动。本文引入“源-通道-接收体”振动模型，主要进行了基于道路行驶振动测试的振源识别和基于车身/车架模态试验和车身/轮胎总成偏频测试的传递路径分析。最后，分别从振源和传递路径两个方面提出样车的改进措施。

1 振源识别

汽车使用过程中产生异常振动的原因错综复杂，故障表现的形式也多种多样，但从振动产生的机理来看，任何一种振动都可以用“源-通道-接受体”这个模型来表示，如图1所示。为了分析与控制振动，可以从振动源、传递通道和接收体三个方面来考虑。首先是要减小源的振动；其次是对源与接收体之间的传递通道进行控制，切断或使其衰减；最后是对接受体进行保护[12]。

图1 “源-通道-接受体”振动模型Fig.1 Source-path-receiver vibration model

1.1 试验目的

试验是进行汽车异常振动故障诊断的有效手段。对汽车振动系统进行相关物理量的测试及其信号分析，能判明振动激励源及其振动性质，即可以查清干扰力的来源、激振水平,揭示其内在规律，了解振动响应的频率组成和能量分布情况，为制定改进措施和设置结构优化的参数提供充分的试验依据。道路试验是最真实、最直接的试验方法，能如实地再现故障汽车的振动响应[9]。

针对皮卡样车四挡与五挡90～110 km/h车速下产生异常振动的情况，在高速公路上进行道路行驶振动试验，检测整车在行驶中各种激励(路面、传动轴、发动机、车轮)对整车相关部位所产生的响应值，从时域和频域两个方面分析该车的振动特性。时域可以直观地显示振动状况随车速的变化，频域可以分析出振动各峰值所对应的频率，从而确定振源所在，分析引起振动的原因，为改善该车的振动特性提供参考。

1.2 试验仪器和设备

试验仪器和设备的选用取决于所用的测量方法和信号分析方法。常用的测量方法有机械、光学和电测方法。电测法是目前应用最广泛的测量方法，本文采用电测法对样车进行道路行驶振动测试，本次试验所用到的试验仪器和设备见表1。

表1 试验仪器和设备Tab.1 Test apparatus and equipment

1.3 测点布置

为使试验真实地反映实际情况，并使试验结果具有可比性，且满足试验操作的方便和快速，有必要结合实际状况，对试验时测点的布置进行有针对性的选择，并满足以下原则：①测点处振动状况应能大体上反映所考察的对象，应能避免测点处明显的局部振动。②测点处平整，且能保证传感器的主轴方向与所测方向一致，否则需布置安装支架。③对于振动对比试验，还需保证相应测点位置一致[8-9]。

针对皮卡样车在特定车速下的异常振动问题进行的道路行驶振动测试主要选取4个测点，具体分布见表2，且在每次测试时尽可能保证测点位置的一致。考察汽车振动舒适性时，一般是比较座椅处的振动状况，但考虑到座椅处的振动响应常受到试验人员体重、坐姿及与振动测试垫接触状况的影响而产生较大变化，导致其试验可比性得不到保障，故常选用驾驶室底板测点作为最主要的考察指标。为使传感器方便安装，常将测点置于副驾驶座椅导轨外侧。

表2 测点布置Tab.2 Measuring point arrangement

1.4 测试工况

参考GB/T 4970-1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》，根据厂家提供的客户反映情况和初步测试结果，针对皮卡样车90～110 km/h车速下产生的异常振动问题，测试主要以四挡80～120 km/h、五挡80～120 km/h车速在高速公路上进行。重复进行两轮测试，以减小随机误差。每个挡位速度变化间隔10 km/h，例如：四挡80 km/h、90 km/h、100 km/h、110 km/h、120 km/h。测试过程中尽量使样车以恒定速度沿直线行驶，采样时间维持在120 s左右。

1.5 试验数据处理及分析

1.5.1时域数据处理及分析

利用DHDAS动态信号采集分析系统对测试过程中采集的信号进行处理，得到换胎前后不同挡位各测试车速下各测点的垂向加速度有效值，见表3～表6。

由表3～表6可以看出，换胎前各测点垂向加速度的有效值随着车速的增大总体呈上升趋势，振动随车速的增大而增大，但在车速为100 km/h处存在微小的峰值，而换胎后加速度有效值也符合整体上升的趋势。根据试验时的主观感受，换胎后特定车速下的异常振动仍然存在。

表3 四挡(换胎前)各测点垂向加速度有效值

表4 四挡(换胎后)各测点垂向加速度有效值Tab.4 The fourth gear (after changing tire) vertical acceleration effective value of each measuring point m/s2

表5 五挡(换胎前)各测点垂向加速度有效值Tab.5 The fifth gear (before changing tire) vertical acceleration effective value of each measuring point m/s2

表6五挡(换胎后)各测点垂向加速度有效值

Tab.6Thefifthgear(after changing tire)verticalaccelerationeffectivevalueofeachmeasuringpointm/s2

测点编号车速(km/h)809010011012013.23.844.084.976.421.201.181.281.581.8133.602.783.234.456.6740.400.500.620.760.81

1.5.2频域数据处理及分析

由于本次试验的主要目的是找到皮卡样车特定车速下异常振动的振源，进而从根本上解决其异常振动的问题，故需要根据挡位和车速的不同对测试数据进行细致处理，从频域方面甄别测试数据所表征的样车运行状态。基于测试过程中采集的时间里程信号，得到各挡位不同测试车速下各测点的加速度自功率谱，进而得到不同挡位下发动机、车轮、传动轴等理论激励频率与实际激励频率。四挡、五挡下各主要激励源的理论与实际激励频率见表7～表8。

由各测点加速度自功率谱可以得出，1号、4号测点加速度功率谱密度峰值集中出现在低频段，2号测点激振频率分布范围较宽，高低频段都涉及，3号测点主要是高频激励。1号、4号测点的激励频率为9～13 Hz，与车轮在不同车速下的9.00 Hz、10.25 Hz、10.75 Hz、12.50 Hz、13.25 Hz等频率非常接近，由此可以判断，1号、4号测点的振动主要是由车轮激励引起的，而2号测点在低速(80～90 km/h)时的振动主要原因是车轮激振，高速(100～120 km/h)时的振动则主要是由于发动机激励。3号测点的振动峰值频率和发动机2阶倍频接近，可以确定是由发动机激励引起的。

表7 四挡下发动机、车轮、传动轴理论与实际激励频率Tab.7 The fourth gear of engine, wheel, drive shaft theory and actual excitation frequency

表8 五挡下发动机、车轮、传动轴理论与实际激励频率Tab.8 The fifth gear of engine, wheel, drive shaft theory and actual excitation frequency

图2 各挡位不同车轮激励频率下座椅点处振动对比Fig.2 Vibration contrast of seats under each gear in different wheel excitation frequencyies

由于4号测点(副驾驶座椅处)处最能反映乘客对样车的主观感受，故重点考察4号测点座椅处的激励频率，该激励反映了传递到车身底板的异常振动信息。从四挡、五挡、五挡(带空调)4号测点处不同测试车速下车轮激励频率的振动对比图(图2)可以看出，4号测点加速度功率谱密度在12 Hz频率(车速为110 km/h)处有明显的峰值，说明该车在高速下的异常振动是由车轮引起的。五挡的情况和四挡基本一致，所以能更加确定振动与发动机无关，振动主要是由车轮引起的。但换胎之后振动情况没有得到改善，考虑可能是由于车轮定位内、外止口尺寸不符合技术条件要求，有较大的偏差，造成车轮总成不同心、车轮径向跳动量增大。

2 传递路径测试分析

通过对样车的道路行驶振动测试分析，可以确定样车特定车速下异常振动的振源是车轮总成，它在特定车速范围内的转动频率激起了整车的异常振动，尤其是车速为110 km/h、车轮转动频率为12 Hz左右时，激起的振动幅值达到最大，严重影响了样车的驾乘舒适性。对传递路径进行测试分析，确定是样车的哪些系统或部件对车轮特定车速下的激振产生放大作用。整车很多系统都有可能与该频段存在同频，若逐一排查，工作量大且盲目，根据前人研究的经验，本文将重点放在车轮总成、车架、车身上，分别进行了车身/车轮总成的偏频试验、车架/车身模态试验，基于测试结果判断是否与车轮激振频率发生耦合。

2.1 车身/车轮总成偏频试验

参照GB 4783-84《汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法》，考虑到实验室现有条件，选用滚下法对样车进行车身与车轮总成的偏频测试。测试过程中，样车空载，悬架系统的弹性元件、减振器以及缓冲块均符合技术标准要求，轮胎花纹完好，轮胎气压符合技术标准所规定的数值。

考虑到加速度传感器安装的方便性与稳固性，本文在左前轮上摆臂、右前轮上摆臂、左前侧车架(左前轮轴上方)、右前侧车架(右前轮轴上方)、左后悬架板簧、右后悬架板簧、左后侧车架(左后轮轴上方)、右后侧车架(右后轮轴上方)8个测点安装加速度传感器，进行样车车身与车轮总成的偏频测试，如图3所示。

将测试采集的加速度信号进行频谱分析，采用低通滤波，截止频率为20 Hz，采样间隔取20 ms，分辨率取0.05 Hz。经偏频试验后测得样车车身、车轮总成的偏频，见表9。

车轮总成前后偏频分别为12.25 Hz和13.6 Hz左右，考虑到样车前悬架为独立悬架，车轮跳动频率要略大于该值，装载后要略小于该值。所以，结合样车道路振动测试结果，可以看出车轮总成的偏频与车轮激振频率较为接近，会放大振动的作用。

表9 车身、车轮总成的偏频Tab.9 Partial frequency of the body and wheel assembly Hz

2.2 车架/车身模态试验

由上文中道路行驶振动试验与车身/车轮偏频试验可以确定，样车异常振动的原因是特定车速下车轮的激振频率与车轮总成的偏频发生了耦合，使得激振作用被放大。为了进一步研究振动的传递路径，对样车的车架与白车身(驾驶室)进行模态试验分析，确定车架、车身的模态频率与振型，了解样车的基本动态特性，为振动传递路径分析提供依据。测试系统的原理图见图4，图5为车架/车身模态试验现场图。

图4 模态测试系统原理图Fig.4 Schematic diagram of modal test system

图5 车架/车身模态试验现场图Fig.5 Frame/body modal test site map

利用东华测试技术有限公司的DHMA实验模态分析系统进行车架/车身的模态参数识别。提取车架的前6阶模态参数，见表10。提取车身的前4阶模态参数，见表11。

表10 车架试验模态参数Tab.10 Test modal parameters of the frame

表11 车身试验模态参数Tab.11 Test modal parameters of the body

通过车架和车身模态试验，得到了车架和车身模态频率参数与振型，掌握了车架和车身的基本动态属性。样车车身基频较高，各阶频率相互错开，与外界激励频率不一致。车架一阶扭转频率与一阶弯曲频率相近，仅相差1 Hz，频率分布特性不佳。另外，关键在于该频率与整车振动测试中车轮特定车速下的激励频率倍频相近，会放大外界激励振动效应，这是车架动态参数重点需要调整的方面。

3 异常振动原因的确定及控制

3.1 异常振动的原因

根据振源-传递通道-接收体的分析方法，对样车进行了车身/车轮偏频测试和车架/车身的模态试验测试，结果表明：样车左侧车轮总成偏频为12.25 Hz，与110 km/h车速下车轮的激励频率12 Hz接近；车架一阶弯曲频率与一阶扭转频率间隔仅为1 Hz，分布不合理，且一阶弯曲频率与样车110 km/h车速下车轮激励频率的倍频相接近；车身的模态频率分布合理，且与激励频率相互错开。因此，可以确定样车异常振动的原因如下：样车特定车速(110 km/h)下的车轮转动频率、左侧车轮偏频和车架一阶弯曲固有频率三者之间产生了耦合，异常振动由车轮总成产生，经车架放大后传递到车身，使该车乘座舒适性变差。

3.2 异常振动的控制

(1)考虑到目前整车企业仅对轮胎进行选配安装，轮胎相关的研发工作主要集中于各轮胎企业，就整车而言，要让轮胎适应整车性能，而不是整车适应轮胎性能。所以，从消除振源的角度考虑，应更换动平衡好、动态性能相匹配的轮胎。

(2)从改善传递路径的角度考虑，应对车架进行再设计，使其模态分布符合工程要求；对悬架的隔振性能进行匹配和优化；在车身或车架的连接处采取适当的隔振措施。

4 结论

(1)基于整车道路行驶振动测试方法，对样车特定车速下的异常振动问题进行了振源识别。四挡及五挡情况下4号测点加速度功率谱在12 Hz处有明显峰值，确定了振源为车轮，而非发动机。

(2)利用车身/车轮总成偏频试验和车架/车身模态试验结果(车轮总成前后偏频分别为12.25 Hz、13.6 Hz，车架一阶扭转模态频率为21.87 Hz，车架一阶扭转模态频率与车轮总成偏频的倍频接近)，确定了异常振动的放大路径为车轮-车架-车身。

(3)基于“振源-传递路径-接收体”分析方法，确定样车异常振动的原因并提出了合理的控制措施。

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