对汽车平顺性评价方法的探讨与建议

2010年(第32卷)第1期

汽车工程AutomotiveEngineering

2010(Vo.l32)No.1

2010016

对汽车平顺性评价方法的探讨与建议

徐中明,张志飞,贺岩松

1,2

(11重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆 400030; 21重庆大学机械工程学院,重庆 400030)

[摘要] 首先分析了现行国家标准GB4970)19965汽车平顺性随机输入行驶试验方法6与国际上通行的人体振动评价标准ISO2631)1997的区别。通过道路试验测量了驾驶员坐垫、靠背和脚部的平移振动以及坐垫的旋转振动共10个方向的振动。分析发现汽车中人体振动的峰值因子一般小于9;而按照GB4970和ISO2631的试验数据对比表明,GB4970在一定程度上低估了人体振动。分析各方向振动所占的比例发现,坐垫垂向振动、靠背前后振动和坐垫侧倾振动影响最大。最后提出了对汽车平顺性评价方法的建议。

关键词:汽车;平顺性;振动;测量;评价

OntheEvaluationMethodofVehicleRideComfort

XuZhongming,ZhangZhifei&HeYansong

1,2

11ChongqingUniversity,StateKeyLaboratoryofMechanicalTransmission,Chongqing 400030;

21CollegeofMechanicalEngineering,ChongqingUniversity,Chongqing 400030

[Abstract] ThedifferencesbetweenISO2631)1997(Mechanicalvibrationandshock2Evaluationofhumanexposuretowholebodyvibration)andGB4970)1996(Methodofrandominputrunningtest2Automotiveridecom2fort)areanalyzedfirs.tThenvibrationson10directionsincludingthetranslationalvibrationsofsupportingseatsur2

face,seatbackandfeetaswellastherotationalvibrationsofsupportingseatsurfacearemeasuredbyroadtests.Itisfoundbyanalysisthatingeneralthecrestfactorofhumanbodyvibrationinvehicleislessthan9,andthecom2parisonbetweentestdatashowsthatcomparedwithISO2631)1997,theGB4970)1996underestimateshumanbodyvibrationtocertainexten.tTheanalysisonthepercentageofvibrationoneachdirectionrevealsthattheverti2calvibrationofseatsurface,theforeandaftshakeofseatbackandtherollingshockofseatsurfacearemostsignifi2can.tFinallysomesuggestionsontheevaluationmethodofvehicleridecomfortareputforward.

Keywords:vehicle;ridecomfort;vibration;measurement;evaluation

车平顺性随机输入行驶试验方法6

[13]

是参照

前言

汽车的平顺性是保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能

[1]

ISO2631)1985制定的,而GB4970)19965汽车平顺性随机输入行驶试验方法6

[10,12]

ISO2631)1997的草案。

[14]

也主要参考了

。汽车行驶现行汽车平顺性评价方法存在许多问题,而且目前国内对汽车平顺性特征的分析不够全面。因此作者仔细分析了GB4970标准,并通过实车试验分析了汽车平顺性的特点,讨论了汽车平顺性的评价方法,指出了问题,提出了建议。

时,人体处于全身振动环境中,应参照全身振动评价方法评价汽车平顺性。现在主要由ISO2631)1997、

[2-5]

BS6841)1987、吸收功率法评价振动对人体的影响。ISO标准在我国汽车平顺性评价中得到了应用,开展了许多研究

[6-12]

,而且GB4970)19855汽

*重庆市科委重点攻关项目(2007AC6017)资助。

原稿收到日期为2009年3月26日,修改稿收到日期为2009年5月18日。

# 74#汽车工程2010年(第32卷)第1期

中评价舒适性时的建议,见表1。

1 我国汽车平顺性评价现状

国内对汽车平顺性的评价主要依据ISO2631标

准和吸收功率法。20世纪90年代左右,文献[8]利用ISO2631和吸收功率法对汽车平顺性进行了评价。文献[9]和文献[10]利用ISO2631评价汽车平顺性,文献[11]分析了ISO2631中存在的问题。

文献[12]介绍了ISO2631)1997的草案,并引用国外的汽车平顺性试验结果对汽车平顺性的评价方法提出了建议。GB4970)1996颁布日期早于ISO2631)1997,它参照的是ISO2631)1997的草案,与正式版本还有些细微的差别。草案以峰值因子等于12来区分基本和辅助评价方法,而正式版本以峰值因子等于9来区分。

标准规定安装在座椅上的传感器应能测量座椅面x、y、z3个坐标轴方向的平移振动,即前后、左右和垂直的振动。标准给出了坐垫3个轴向的频率加权系数。

评价指标采用加权加速度均方根值,可按3个轴向分别表示,也可采用3个轴向加权加速度均方根之和。

标准的附录中给出了计算3个轴向加权加速度均方根值的方法为

awo=[(114axw)+(114ayw)+azw]

1/2

表1 不舒适程度与加权加速度均方根值的关系

加权振级/dB

110110~116114~120118~124112~128126

加权加速度均方根/m#s-210

不舒适程度没有不舒适有一点不舒适比较不舒适不舒适很不舒适极不舒适

(2)利用修正座椅面加权系数来代替座椅面水平振动,关于其准确性的相关研究报道较少。在ISO2631)1997中,计算振动评价指标时,给

出了时域法和频域法两种方法,但国内对汽车平顺性的分析仅限于频域法,采用时域法的报道很少见,这就是无法获知峰值因子的原因。

2 汽车平顺性试验与分析

为了分析汽车平顺性的特征,尤其是峰值因子的大小和轴向加权系数的确定,以更合理地评价汽车平顺性。以某116L轿车为例进行汽车平顺性道路试验,选择郊区平直沥青道路,路面条件良好。试验时汽车等速行驶,采集时间为90s。试验车速为30、40、50和60km/h。

按照ISO2631规定的坐姿模型(图1),测量12个轴向的振动。

(1)驾驶员坐垫和靠背沿3个轴的平移振动用坐垫传感器来测量。

(2)以驾驶员座椅下图1 ISO2631)1997规定方支架的振动来代表脚的的人体坐标系(坐姿)振动。

(3)坐垫处绕3个轴的旋转振动不易测量,以车身上的旋转振动等同于坐垫处的旋转振动,利用2个加速度传感器检测旋转振动。

所有传感器的低频频率范围低至011Hz,满足测量要求。

由于汽车平顺性指的是汽车振动对人体舒适性的影响,故参照ISO2631)1997中对舒适性的评价方法,对汽车平顺性试验数据进行分析,并与GB4970)1996进行对比。

评价振动对舒适性的影响时,ISO2631)1997

(1)

式中:axw、ayw和azw分别为x向、y向和z向的加权加速度均方根值。

GB4970)1996采用的是基本评价方法:加权加速度均方根值,但是国内几乎没有对汽车中振动的峰值因子(峰值因子是加权加速度时间历程的峰值与加权加速度均方根值的比值)进行过报道,仅限于借鉴国外的数据

[12]

。

GB4970)1996只考虑了座椅面3个平移振动,且水平轴向加权系数为114,是基于以下两点考虑

[4]

。

(1)ISO2631中评价振动对健康的影响时,就

考虑这3个轴向,且水平轴向的加权系数为114。

(2)在评价振动对舒适性的影响时,ISO2631规定座椅靠背的水平振动可用座椅面水平振动来代替,加权系数修正为114。

作者认为上述考虑存在如下问题。

(1)汽车平顺性考虑的是振动对健康人乘坐舒适性的影响,应归为振动对舒适性的影响,且国内联系平顺性主客观指标时,采用的是ISO2631附录C

2010(Vo.l32)No.1徐中明,等:对汽车平顺性评价方法的探讨与建议# 75#

给出了基本评价方法和辅助评价方法。

(1)基本评价方法即用加权加速度均方根值aw评价,

aw=

况下各轴向振动的峰值因子和r的平均值和标准偏差见表3。

表3 各轴向振动的峰值因子和r的平均值

1/2

a(t)d(2)

部位坐垫x向坐垫y向坐垫z向坐垫rx向坐垫ry向靠背x向靠背y向靠背z向脚y向脚z向

峰值因子平均值[***********][***********]6168

标准差[***********][***********]0180

平均值[***********][***********]1147

r标准差[***********][***********]0109

式中:a(t)为按频率加权系数滤波后的加速度时域信号,m/s;T为暴露时间,s。

(2)辅助评价方法即运行加速度均方根值和振动剂量值VDV

。单轴向的振动剂量值定义为

VDV=

T1/4

a(t)d0

(3)

运行加权加速度均方根值主要针对瞬态振动或间歇性的瞬态振动,即在整个时间内,求出短时间内

的加权加速度均方根值aw(t0),aw(t0)的最大值即最大瞬态振动值MTVV。

当峰值因子>9或满足式(4)时,用辅助评价方法代替基本评价方法来评价振动。

VDVawT

1/4

试验表明,等速行驶时,驾驶员所承受的各轴向振动峰值因子的平均值小于9,各轴向r的平均值基本在115左右,r

综上可知,汽车等速行驶时,振动的峰值因子一般不超过9,r不超过1175。按照ISO2631,应该采用基本评价方法,即以振动加权加速度均方根值来评价汽车中人体承受的振动。

212 ISO2631与GB4970的对比

按照ISO2631中评价舒适性的方法计算10个轴向振动的矢量和av1,按照GB4970计算坐垫3个轴向振动加权加速度均方根值的矢量和av2,按照ISO2631评价舒适性的方法计算了坐垫3个轴向、靠背2个水平振动的矢量和av3。

表4列出了av1、av2、av3以及av2/av1和av2/av3。

表4 GB4970与ISO2631的对比

工况[1**********]平均值标准差

av1/m#s-2

\1175或

MTVV

\115aw

(4)

以加权加速度均方根值为指标进行评价时,对于多输入点、多轴向振动,首先计算各轴向加权加速均方根值awi(i代表具体轴向),再按照轴加权系数(见表2)计算总的加权加速度均方根值av。

1/2

(kiawi)

(5)

i=1

表2 各轴的频率加权系数和轴加权系数

部位坐垫x向坐垫y向坐垫z向坐垫rx向坐垫ry向坐垫rz向靠背x向靠背y向靠背z向脚x向脚y向脚z向

频率加权系数

wdwdwkwewewewcwdwdwkwkwk

轴加权系数k

[***********][**************]

av2/m#s-2

av3/m#s-2

(av2/av1)/(av2/av3)/

%[***********][***********][1**********]9

%[***********][***********][1**********]

[***********][***********][***********]013330

[***********][***********][***********]012238

[***********][***********][***********]012695

标准的附录中给出了加速度均方根值与人的不舒适感觉之间的关系,见表1。211 汽车平顺性的特点

按照ISO2631规定的频率加权系数设计数字滤波器,对加速度时间信号进行滤波,可得到峰值因子、aw、VDV等指标,并按式(4)计算了r。10个工

通过对表4的分析表明:

(1)按GB4970分析的结果av2只是ISO2631分

析结果av1的6714%左右,二者相差3dB,即GB4970低估了人体实际承受的振动;

(2)av2与av3的比值为8019%左右,说明ISO2631提出的把坐垫水平方向振动的轴加权系数修正为114,并不能弥补靠背水平振动的影响。213 各轴向振动的影响

以多轴向加速度均方根值的矢量和为指标。按照轴加权系数k计算其矢量和,并按式(6)计算加权后的各轴向加权加速度均方根值与总的加权加速度均方根值的比值pi,如图2所示。

pi=

kiawi

3 对汽车平顺性评价方法的建议

根据对汽车平顺性特点的分析,建议依据ISO2631中评价振动对舒适性影响的方法来评价汽车平顺性。测量时,要求车辆匀速行驶,而且应同步记录车速信号。

评价汽车平顺性时,若测量所有轴向振动,会给试验增加难度,因此寻找近似方法,满足评价的精度和试验的方便性。提出如下3种方案。

(1)考虑坐垫z向、靠背x向、坐垫x向旋转振动以及脚z向振动,其合成振动占总振动的92%,但随车速增加而变小。

(2)考虑坐垫、靠背的3个平移振动,坐垫x向旋转振动以及脚z向振动,其合成振动占总振动的97%,且不随车速变化而变化。

(3)考虑坐垫、靠背的3个平移振动,脚z向振动,其合成振动约为总振动的88%,且不随车速变化而变化。

由于旋转振动的测量较为繁琐,靠背、坐垫的3个线振动以及脚的z向振动的合成振动与总振动的比值较稳定(88%左右),不受车速影响,而且测试方便,因此推荐以靠背、坐垫的3个平移振动和脚的

(6)

i=1

(kiawi

)

图2 各轴向振动的比例pi

z向振动来评价平顺性,并除以019进行修正。

由图2可知,坐垫z向、靠背x向和坐垫rx向所占比例最大,平均值分别为5819%、5316%和3819%;脚z向、坐垫ry向和坐垫x向的振动与合成振动的比值次之,分别为2515%、2214%和1814%;脚y向和靠背y向最小,在10%以下。随着车速的增加,坐垫z向、靠背x向振动所占的比例有变小的

趋势,坐垫x向、靠背水平振动则有增加的趋势,其他轴向振动变化较小。各轴向pi如表5所示。

表5 各轴向加权加速度均方

根值所占的比例(舒适)

部位坐垫x向坐垫y向坐垫z向坐垫rx向坐垫ry向靠背x向靠背y向靠背z向脚y向脚z向

pi的平均值/%

[***********][***********]15

4 结论

文中进行了汽车平顺性试验,得到汽车振动的峰值因子,指出了现行汽车平顺性国家标准存在的

问题,对汽车平顺性评价方法提出了建议。但由于试验车型较少,因此需更多试验数据对文中的结论进行检验。

参考文献

[1] 余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,1996.

[2] InternationalStandardOrganization.ISO2631-1)1985.Evalua2

tionofHumanExposuretoWhole2bodyVibration2Part1:GeneralRequirements[S].1985.

[3] BritishStandardsInstitution.BS6841)1987.MeasurementandE2

valuationofHumanExposuretoWhole2bodyMechanicalVibrationandRepeatedShock[S].1987.

[4] InternationalStandardOrganization.ISO2631-1)1997.Mechanical

Vibration2MeasurementandEvaluationofHumanExposuretoHand2transmitted7Vibration2Part1:GeneralRequirements[S].1997.

(下转第44页)

213 层次总排序

根据A与B和B与C之间的判断矩阵及其层与层之间排序的结果,得到了噪声源层各因素对目标层的权值,即各噪声源的总排序。由于发动机表

面向外辐射的机械噪声大小与其表面积成正比,故尚须考虑各部分面积的影响。进气管的噪声与机械噪声的性质不同,属于空气动力性噪声,在综合面积因素影响排序时不考虑它。总排序结果见表4。

表4 噪声源识别总排序结果

B1010456

C1C2C3C4C5C6

[***********][1**********]1

B[***********][***********]9014608

B[***********][***********]5012532

B[***********][***********]8012178

[***********][1**********]3B5011098

无面积排序权值[***********][***********]

序号546231

[***********]3001056

[***********][1**********]8

[***********][**************]98

34152

面积因素面积/m2

正规化

权值

总排序

序号

从表4可以看出,是否考虑部件表面积影响得

到的排序结果不同。不考虑面积因素时,对评价点噪声影响较大的部件依次是:缸盖、齿轮室罩、油底壳,而进气管、水箱和油箱的影响较小。考虑面积因素时,影响较大的部件是:齿轮室罩、缸盖、水箱。可见面积大的薄壁部件是辐射噪声的主要部件,降噪重点就要对其进行改进,如降低激励力、增加辐射面的刚度等,抑制其噪声辐射。缸盖处的噪声较大,主要是由于燃烧激励对缸盖的冲击较大,使其振动加剧,产生了较大的噪声。考虑面积因素后,油底壳对噪声评价点的贡献最小,主要原因在于油底壳正对声压测量侧面的面积很小,但其总表面积并不小,因此它的表面辐射噪声也不能忽视。

噪声,应用层次分析法对发动机噪声源进行了识别与排序,找出影响发动机噪声大小的主要部件为齿轮室罩和缸盖,是降噪的重点。

在构建判断矩阵时选用了辐射噪声信号,而非表面振动速度信号,可以排除振动表面声辐射比和A计权等因素的影响,减少了误差,使分析结果更准确、更可信。

参考文献

[1] 赵玫,周海亭,陈光冶,等,机械振动与噪声学[M].北京:科学

出版社,2004:217-219.

[2] 黄贯虹,方刚.系统工程方法与应用[M].广州:暨南大学出版

社,2005:79,84-93.

[3] 梁兴雨,舒歌群.基于相干功率谱分析的复杂柴油机噪声源识

别[J].内燃机学报,2006,24(4):344-350.

[4] 刘月辉,郝志勇,付鲁华,等.车用发动机表面辐射噪声的研究

[J].汽车工程,2002,24(3):213-216.

3 结论

根据噪声源的特点,通过测量发动机表面辐射

(上接第76页)

[5] LundstromR,HolmlundP.AbsorptionofEnergyDuringWhole2

bodyVibrationExposure[J].1998,215(4):789-799.

[6] 顾俊芳,张新.国外地面车辆行驶平顺性的道路试验及评价方

法[J].振动、测试与诊断,1983(4):39-44.

[7] 吴志成,陈思忠,杨林,等.越野车辆平顺性评价方法研究[J].

兵工学报,2007,28(11):1393-1396.

[8] 王秉刚,张志光,孟祥符.对汽车平顺性物理量评价指标的试

验验证及讨论[J].汽车技术,1982(3):2-7.

[9] 马广发.汽车平顺性的试验研究及评价指标的探讨[J].汽车

工程,1983(1):20-27.

JournalofSoundandVibration,

[10] 卢士富.GB报批稿5客车平顺性评价指标及限值6的实践

[J].客车技术与研究,1990,12(3):221-225.

[11] 卢士富.关于国际标准ISO2631的认识和修改[J].西安公路

学院学报,1993,13(4):58-63.

[12] 赵六奇,刘锋.参照国际标准ISO2631的新草案修订汽车平

顺性的评价方法[J].汽车工程,1993,15(6):371-377.

[13] GB4970)1985汽车平顺性随机输入行驶试验方法[S].长春

汽车研究所,1985.

[14] GB4970)1996汽车平顺性随机输入行驶试验方法[S].长春

汽车研究所,1996.

2010年(第32卷)第1期

汽车工程AutomotiveEngineering

2010(Vo.l32)No.1

2010016

对汽车平顺性评价方法的探讨与建议

徐中明,张志飞,贺岩松

1,2

(11重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆 400030; 21重庆大学机械工程学院,重庆 400030)

关键词:汽车;平顺性;振动;测量;评价

OntheEvaluationMethodofVehicleRideComfort

XuZhongming,ZhangZhifei&HeYansong

1,2

11ChongqingUniversity,StateKeyLaboratoryofMechanicalTransmission,Chongqing 400030;

21CollegeofMechanicalEngineering,ChongqingUniversity,Chongqing 400030

Keywords:vehicle;ridecomfort;vibration;measurement;evaluation

车平顺性随机输入行驶试验方法6

[13]

是参照

前言

汽车的平顺性是保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能

[1]

ISO2631)1985制定的,而GB4970)19965汽车平顺性随机输入行驶试验方法6

[10,12]

ISO2631)1997的草案。

[14]

也主要参考了

时,人体处于全身振动环境中,应参照全身振动评价方法评价汽车平顺性。现在主要由ISO2631)1997、

[2-5]

BS6841)1987、吸收功率法评价振动对人体的影响。ISO标准在我国汽车平顺性评价中得到了应用,开展了许多研究

[6-12]

,而且GB4970)19855汽

*重庆市科委重点攻关项目(2007AC6017)资助。

原稿收到日期为2009年3月26日,修改稿收到日期为2009年5月18日。

# 74#汽车工程2010年(第32卷)第1期

中评价舒适性时的建议,见表1。

1 我国汽车平顺性评价现状

国内对汽车平顺性的评价主要依据ISO2631标

标准规定安装在座椅上的传感器应能测量座椅面x、y、z3个坐标轴方向的平移振动,即前后、左右和垂直的振动。标准给出了坐垫3个轴向的频率加权系数。

评价指标采用加权加速度均方根值,可按3个轴向分别表示,也可采用3个轴向加权加速度均方根之和。

标准的附录中给出了计算3个轴向加权加速度均方根值的方法为

awo=[(114axw)+(114ayw)+azw]

1/2

表1 不舒适程度与加权加速度均方根值的关系

加权振级/dB

110110~116114~120118~124112~128126

加权加速度均方根/m#s-210

不舒适程度没有不舒适有一点不舒适比较不舒适不舒适很不舒适极不舒适

(2)利用修正座椅面加权系数来代替座椅面水平振动,关于其准确性的相关研究报道较少。在ISO2631)1997中,计算振动评价指标时,给

出了时域法和频域法两种方法,但国内对汽车平顺性的分析仅限于频域法,采用时域法的报道很少见,这就是无法获知峰值因子的原因。

2 汽车平顺性试验与分析

按照ISO2631规定的坐姿模型(图1),测量12个轴向的振动。

(1)驾驶员坐垫和靠背沿3个轴的平移振动用坐垫传感器来测量。

(2)以驾驶员座椅下图1 ISO2631)1997规定方支架的振动来代表脚的的人体坐标系(坐姿)振动。

(3)坐垫处绕3个轴的旋转振动不易测量,以车身上的旋转振动等同于坐垫处的旋转振动,利用2个加速度传感器检测旋转振动。

所有传感器的低频频率范围低至011Hz,满足测量要求。

由于汽车平顺性指的是汽车振动对人体舒适性的影响,故参照ISO2631)1997中对舒适性的评价方法,对汽车平顺性试验数据进行分析,并与GB4970)1996进行对比。

评价振动对舒适性的影响时,ISO2631)1997

(1)

式中:axw、ayw和azw分别为x向、y向和z向的加权加速度均方根值。

[12]

。

GB4970)1996只考虑了座椅面3个平移振动,且水平轴向加权系数为114,是基于以下两点考虑

[4]

。

(1)ISO2631中评价振动对健康的影响时,就

考虑这3个轴向,且水平轴向的加权系数为114。

(2)在评价振动对舒适性的影响时,ISO2631规定座椅靠背的水平振动可用座椅面水平振动来代替,加权系数修正为114。

作者认为上述考虑存在如下问题。

(1)汽车平顺性考虑的是振动对健康人乘坐舒适性的影响,应归为振动对舒适性的影响,且国内联系平顺性主客观指标时,采用的是ISO2631附录C

2010(Vo.l32)No.1徐中明,等:对汽车平顺性评价方法的探讨与建议# 75#

给出了基本评价方法和辅助评价方法。

(1)基本评价方法即用加权加速度均方根值aw评价,

aw=

况下各轴向振动的峰值因子和r的平均值和标准偏差见表3。

表3 各轴向振动的峰值因子和r的平均值

1/2

a(t)d(2)

部位坐垫x向坐垫y向坐垫z向坐垫rx向坐垫ry向靠背x向靠背y向靠背z向脚y向脚z向

峰值因子平均值[***********][***********]6168

标准差[***********][***********]0180

平均值[***********][***********]1147

r标准差[***********][***********]0109

式中:a(t)为按频率加权系数滤波后的加速度时域信号,m/s;T为暴露时间,s。

(2)辅助评价方法即运行加速度均方根值和振动剂量值VDV

。单轴向的振动剂量值定义为

VDV=

T1/4

a(t)d0

(3)

运行加权加速度均方根值主要针对瞬态振动或间歇性的瞬态振动,即在整个时间内,求出短时间内

的加权加速度均方根值aw(t0),aw(t0)的最大值即最大瞬态振动值MTVV。

当峰值因子>9或满足式(4)时,用辅助评价方法代替基本评价方法来评价振动。

VDVawT

1/4

试验表明,等速行驶时,驾驶员所承受的各轴向振动峰值因子的平均值小于9,各轴向r的平均值基本在115左右,r

212 ISO2631与GB4970的对比

表4列出了av1、av2、av3以及av2/av1和av2/av3。

表4 GB4970与ISO2631的对比

工况[1**********]平均值标准差

av1/m#s-2

\1175或

MTVV

\115aw

(4)

1/2

(kiawi)

(5)

i=1

表2 各轴的频率加权系数和轴加权系数

部位坐垫x向坐垫y向坐垫z向坐垫rx向坐垫ry向坐垫rz向靠背x向靠背y向靠背z向脚x向脚y向脚z向

频率加权系数

wdwdwkwewewewcwdwdwkwkwk

轴加权系数k

[***********][**************]

av2/m#s-2

av3/m#s-2

(av2/av1)/(av2/av3)/

%[***********][***********][1**********]9

%[***********][***********][1**********]

[***********][***********][***********]013330

[***********][***********][***********]012238

[***********][***********][***********]012695

标准的附录中给出了加速度均方根值与人的不舒适感觉之间的关系,见表1。211 汽车平顺性的特点

按照ISO2631规定的频率加权系数设计数字滤波器,对加速度时间信号进行滤波,可得到峰值因子、aw、VDV等指标,并按式(4)计算了r。10个工

通过对表4的分析表明:

(1)按GB4970分析的结果av2只是ISO2631分

析结果av1的6714%左右,二者相差3dB,即GB4970低估了人体实际承受的振动;

(2)av2与av3的比值为8019%左右,说明ISO2631提出的把坐垫水平方向振动的轴加权系数修正为114,并不能弥补靠背水平振动的影响。213 各轴向振动的影响

pi=

kiawi

3 对汽车平顺性评价方法的建议

根据对汽车平顺性特点的分析,建议依据ISO2631中评价振动对舒适性影响的方法来评价汽车平顺性。测量时,要求车辆匀速行驶,而且应同步记录车速信号。

评价汽车平顺性时,若测量所有轴向振动,会给试验增加难度,因此寻找近似方法,满足评价的精度和试验的方便性。提出如下3种方案。

(1)考虑坐垫z向、靠背x向、坐垫x向旋转振动以及脚z向振动,其合成振动占总振动的92%,但随车速增加而变小。

(2)考虑坐垫、靠背的3个平移振动,坐垫x向旋转振动以及脚z向振动,其合成振动占总振动的97%,且不随车速变化而变化。

(3)考虑坐垫、靠背的3个平移振动,脚z向振动,其合成振动约为总振动的88%,且不随车速变化而变化。

(6)

i=1

(kiawi

)

图2 各轴向振动的比例pi

z向振动来评价平顺性,并除以019进行修正。

趋势,坐垫x向、靠背水平振动则有增加的趋势,其他轴向振动变化较小。各轴向pi如表5所示。

表5 各轴向加权加速度均方

根值所占的比例(舒适)

部位坐垫x向坐垫y向坐垫z向坐垫rx向坐垫ry向靠背x向靠背y向靠背z向脚y向脚z向

pi的平均值/%

[***********][***********]15

4 结论

文中进行了汽车平顺性试验,得到汽车振动的峰值因子,指出了现行汽车平顺性国家标准存在的

问题,对汽车平顺性评价方法提出了建议。但由于试验车型较少,因此需更多试验数据对文中的结论进行检验。

参考文献

[1] 余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,1996.

[2] InternationalStandardOrganization.ISO2631-1)1985.Evalua2

tionofHumanExposuretoWhole2bodyVibration2Part1:GeneralRequirements[S].1985.

[3] BritishStandardsInstitution.BS6841)1987.MeasurementandE2

valuationofHumanExposuretoWhole2bodyMechanicalVibrationandRepeatedShock[S].1987.

[4] InternationalStandardOrganization.ISO2631-1)1997.Mechanical

Vibration2MeasurementandEvaluationofHumanExposuretoHand2transmitted7Vibration2Part1:GeneralRequirements[S].1997.

(下转第44页)

213 层次总排序

根据A与B和B与C之间的判断矩阵及其层与层之间排序的结果,得到了噪声源层各因素对目标层的权值,即各噪声源的总排序。由于发动机表

表4 噪声源识别总排序结果

B1010456

C1C2C3C4C5C6

[***********][1**********]1

B[***********][***********]9014608

B[***********][***********]5012532

B[***********][***********]8012178

[***********][1**********]3B5011098

无面积排序权值[***********][***********]

序号546231

[***********]3001056

[***********][1**********]8

[***********][**************]98

34152

面积因素面积/m2

正规化

权值

总排序

序号

从表4可以看出,是否考虑部件表面积影响得

噪声,应用层次分析法对发动机噪声源进行了识别与排序,找出影响发动机噪声大小的主要部件为齿轮室罩和缸盖,是降噪的重点。

参考文献

[1] 赵玫,周海亭,陈光冶,等,机械振动与噪声学[M].北京:科学

出版社,2004:217-219.

[2] 黄贯虹,方刚.系统工程方法与应用[M].广州:暨南大学出版

社,2005:79,84-93.

[3] 梁兴雨,舒歌群.基于相干功率谱分析的复杂柴油机噪声源识

别[J].内燃机学报,2006,24(4):344-350.

[4] 刘月辉,郝志勇,付鲁华,等.车用发动机表面辐射噪声的研究

[J].汽车工程,2002,24(3):213-216.

3 结论

根据噪声源的特点,通过测量发动机表面辐射

(上接第76页)

[5] LundstromR,HolmlundP.AbsorptionofEnergyDuringWhole2

bodyVibrationExposure[J].1998,215(4):789-799.

[6] 顾俊芳,张新.国外地面车辆行驶平顺性的道路试验及评价方

法[J].振动、测试与诊断,1983(4):39-44.

[7] 吴志成,陈思忠,杨林,等.越野车辆平顺性评价方法研究[J].

兵工学报,2007,28(11):1393-1396.

[8] 王秉刚,张志光,孟祥符.对汽车平顺性物理量评价指标的试

验验证及讨论[J].汽车技术,1982(3):2-7.

[9] 马广发.汽车平顺性的试验研究及评价指标的探讨[J].汽车

工程,1983(1):20-27.

JournalofSoundandVibration,

[10] 卢士富.GB报批稿5客车平顺性评价指标及限值6的实践

[J].客车技术与研究,1990,12(3):221-225.

[11] 卢士富.关于国际标准ISO2631的认识和修改[J].西安公路

学院学报,1993,13(4):58-63.

[12] 赵六奇,刘锋.参照国际标准ISO2631的新草案修订汽车平

顺性的评价方法[J].汽车工程,1993,15(6):371-377.

[13] GB4970)1985汽车平顺性随机输入行驶试验方法[S].长春

汽车研究所,1985.

[14] GB4970)1996汽车平顺性随机输入行驶试验方法[S].长春

汽车研究所,1996.

对汽车平顺性评价方法的探讨与建议

相关文章