楊志剛，邵林，李凱敏，鄧超，劉頂平

（陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院，陜西 西安 710200）

重型卡車駕駛室振動傳遞函數(shù)分析和優(yōu)化

楊志剛，邵林，李凱敏，鄧超，劉頂平

（陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院，陜西 西安 710200）

試驗測試和分析表明，駕駛室地板振動不僅會導(dǎo)致座椅振動，惡化駕乘舒適性，并且會產(chǎn)生噪聲，影響車輛的NVH性能。本文對駕駛室地板的振動進行了分析，計算了某重卡駕駛室地板的傳遞路徑響應(yīng)和模態(tài)貢獻量，并與試驗測試結(jié)果進行了對比?；诮?jīng)過校核的仿真模型，對駕駛室地板結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化，提供了改進方案。對改進方案的分析顯示，在發(fā)動機怠速激勵頻率下，座椅導(dǎo)軌的振動加速度峰值降低了3.1dB，NVH性能獲得了顯著的改善。

NVH；傳遞路徑；振動傳遞函數(shù)；模態(tài)貢獻量

CLC NO.:U469.2Document Code:AArticle ID:1671-7988(2015)07-54-04

引言

近年來，隨著社會的發(fā)展，人們對重卡的要求除了基本的動力性、承載性外，越來越關(guān)注重卡的乘坐舒適性、室內(nèi)噪聲等NVH性能，而駕駛室地板的振動與這些性能有直接的關(guān)系，地板的振動會導(dǎo)致座椅導(dǎo)軌的振動，并且引發(fā)室內(nèi)空氣振動產(chǎn)生噪聲。因此考察駕駛室地板的振動對于提升車輛的NVH性能具有重要的意義[1]。

本文通過試驗測量了怠速工況下駕駛室懸置被動側(cè)的加速度數(shù)據(jù)，利用懸置動剛度法求解得到懸置被動側(cè)的激振力，并將其加載到對標(biāo)后的整備車身有限元模型上，計算出駕駛室地板關(guān)鍵點的加速度振動響應(yīng)，并與試驗測試的響應(yīng)進行對比，兩者RMS值誤差小于2dB。根據(jù)計算結(jié)果，利用模態(tài)貢獻量分析法得到貢獻量最大的地板薄弱部位，并對薄弱處進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以降低地板的振動。

1、整備車身的對標(biāo)

1.1 有限元模型及試驗?zāi)Ｐ?/p>

為了得到準(zhǔn)確的振動響應(yīng)，首先需要保證整備車身有限元模型的精度，因此需對整備車身模型進行模態(tài)對標(biāo)。本文利用有限元軟件建立的整備車身模型如圖1所示，其中節(jié)點數(shù)量為1397950，單元數(shù)量為1707673。

模型主要包括白車身、內(nèi)外飾、座椅、擋風(fēng)玻璃、進氣扁管等。圖2中的試驗車身與有限元模型狀態(tài)一致，模型中忽略了螺栓、面漆、部分零部件等對仿真精度無明顯影響的因素，而忽略后會降低網(wǎng)格數(shù)量，節(jié)約計算時間。

1.2 整備車身模態(tài)對標(biāo)

由于對整備車身地板振動影響最大的懸置激勵頻率往往較低，而且駕駛室整體模態(tài)頻率也較低[2]，因此考察了駕駛室前4階模態(tài)，試驗及仿真計算結(jié)果如表1所示，從表中可以看出兩者頻率誤差≤10%，模態(tài)振型置信度MAC值≥70%，模型精度滿足要求，為后續(xù)的響應(yīng)計算提供了很好的模型基礎(chǔ)[3]。

表1 試驗與仿真模態(tài)對標(biāo)

2、駕駛室地板關(guān)鍵點響應(yīng)計算

2.1 振動響應(yīng)原理

基于頻域的振動分析中，假定駕駛室系統(tǒng)為線性的，在此前提下車內(nèi)目標(biāo)點的振動是由各個路徑上的工作載荷乘以相應(yīng)路徑的傳遞函數(shù)疊加之后得到的[4],一條路徑上的振動響應(yīng)計算公式為:

如果有n條路徑，那么總的目標(biāo)點的響應(yīng)是各路徑的貢獻量的線性疊加，計算公式為:

因此對于響應(yīng)計算分析來說，需要得到激勵載荷和傳遞函數(shù)，具備了這兩項輸入，即可利用上面的公式計算得到系統(tǒng)的響應(yīng)。

2.2 懸置載荷

本文采用動剛度法獲得怠速工況下10-80Hz駕駛室懸置被動測的懸置載荷力，動剛度法利用駕駛室室懸置的動剛度與懸置的位移相乘即得到了怠速工況下的力，可以表示為:

2.3 振動傳遞數(shù)函

激勵位置為駕駛室4個懸置被動端，如圖7所示，鑒于駕乘人員腳部地板的振動以及座椅導(dǎo)軌的振動會直接對駕乘人員的乘坐舒適性產(chǎn)生影響，因此選擇駕駛室左前地板、右前地板、座椅導(dǎo)軌處為振動響應(yīng)輸出點，如圖8所示。

傳遞函數(shù)的計算結(jié)果為各輸入點3方向激勵到各輸出點的傳遞函數(shù)矩陣，由于地板的Z向振動是對振動特性影響最為顯著的，因此關(guān)鍵傳遞函數(shù)的數(shù)量共為36個，圖9所示為左前懸置X方向激勵對各響應(yīng)點Z方向響應(yīng)的傳遞函數(shù)曲線[5]。

2.4 關(guān)鍵點響應(yīng)對標(biāo)

利用測得的懸置載荷便可求出駕駛室座椅地板關(guān)鍵點的加速度振動響應(yīng)，并與試驗測試的振動響應(yīng)、TPA進行比較。TPA是利用試驗測試傳遞函數(shù)與動剛度法識別的懸置載荷得到的振動響應(yīng)，如圖10～12所示。從圖中可以看出三者的吻合程度很高，通過三者的RMS值計算，得出兩者誤差小于2dB，因此整備車身有限元模型可以很好的預(yù)測實際振動響應(yīng)。

2.5 模態(tài)貢獻量分析

由于駕駛室地板振動的峰值主要集中在30Hz和60Hz，分別對應(yīng)發(fā)動機的三階和六階激勵頻率。而振動響應(yīng)除受激勵影響外，車身的傳遞特性也有很大影響，可以通過修改車身結(jié)構(gòu)，降低車身的振動傳遞率來降低關(guān)鍵位置的振動。

由于座椅導(dǎo)軌直接影響駕駛員的乘坐舒適性，因此對座椅導(dǎo)軌進行模態(tài)貢獻量分析，分析結(jié)果如圖13所示，通過分析得出對座椅導(dǎo)軌振動貢獻最大的模態(tài)是第112階模態(tài)和147階模態(tài)，對30Hz附近的振動峰值，這兩階模態(tài)的貢獻占主導(dǎo)地位，兩階模態(tài)產(chǎn)生的振動響應(yīng)與總響應(yīng)的對比如圖14所示，從圖中可以看出兩階模態(tài)的疊加響應(yīng)與總響應(yīng)相差不大，改善這兩階模態(tài)的振動對于降低地板的振動響應(yīng)會有很好的效果。

3、優(yōu)化方案

3.1 地板結(jié)構(gòu)改進

基于上述分析，對于座椅導(dǎo)軌的振動，從模態(tài)貢獻量方面來看，第112階模態(tài)和147階模態(tài)引起的振動對總振動的貢獻量非常大，因此想要降低該點的振動，對這兩階結(jié)構(gòu)模態(tài)改進會比較有效[6]，第112階模態(tài)和147階模態(tài)的陣型如圖15、圖16所示，從兩階模態(tài)的振型上看出，存在明顯的地板一階和二階振動，并且這兩階模態(tài)的頻率與發(fā)動機怠速點火激勵頻率接近，要降低座椅導(dǎo)軌振動響應(yīng)，需要改進地板的抗彎性能，提高地板一階振動和二階振動的頻率。

為了增加駕駛室地板的抗彎性能，在兩階模態(tài)振型峰值處增加了兩個加強板，厚度均為1.5mm，加強板的位置如圖17、圖18所示。

3.2 改進后座椅導(dǎo)軌響應(yīng)對比

將加強板加入到模型后，對改進后的駕駛室地板振動響應(yīng)進行計算，并將計算的結(jié)果與原始模型進行對比，原始模型和改進后模型的結(jié)果比較如圖19所示，原始模型座椅導(dǎo)軌在30Hz附近的加速度峰值為-12.0dB， 修改后模型在30Hz的加速度峰值為-15.1dB，降低了3.1dB。

4、結(jié)論

1.整備車身的計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)的頻率誤差≤10%，模態(tài)振型MAC≥70%，保證了仿真模型的計算精度，可為后期仿真預(yù)測提供基礎(chǔ)；

2.駕駛室地板振動響應(yīng)計算結(jié)果與測試結(jié)果誤差小于2dB，說明仿真結(jié)果的可靠，可以利用仿真模型來預(yù)測實車駕駛室地板的振動響應(yīng)；

3.通過模態(tài)貢獻量的分析，得出駕駛室112階和147階模態(tài)對座椅振動響應(yīng)的貢獻量最大，為此察看兩階模態(tài)的振型，發(fā)現(xiàn)駕駛室地板振動劇烈，因此對其添加了兩處加強板，提高了抗彎能力，并再次進行響應(yīng)分析，得出修改后模型在30Hz的加速度峰值為-15.1dB，降低了3.1dB。

[1] 程銘.輕型貨車駕駛室結(jié)構(gòu)建模研究及模態(tài)仿真分析[D].北京林業(yè)大學(xué)，2008.

[2] 馬天飛，王登峰，劉文平.重型商用車駕駛室白車身的模態(tài)分析與實驗研究 [J].汽車工程.2008，:31（7）:616-619.

[3] 夏國林，張代勝.轎車白車身模態(tài)分析與振型相關(guān)性研究 [J].計算機應(yīng)用.2008，（1）:39-41.

[4] 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動[M].北京:北京理工大學(xué)出版社，2006.

[5] 詹福良，徐俊偉.Virtual.Lab Acoustics聲學(xué)仿真計算從入門到精通[M].西安:西北工業(yè)大學(xué)出版社，2008.

[6] 李學(xué)修.輕卡車身模態(tài)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[D].上海交通大學(xué)，2007.

Analysis and Optimization for Vibration Transfer Function of a Cab of Heavy-Duty Truck

Yang Zhigang, Shao Lin, Li Kaimin, Deng Chao, Liu Dingping
(Automotive Engineering Research Institute, Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd., Shaanxi Xi’an 710200）

According to the test and analyzing, vibration of the cab floor will cause the seat track vibrating,worsen the ride comfort, meanwhile,and produce noise, influence the performance of NVH. By analyzing the vibration of the cab floor,the response of transfer paths and the modal contribution was calculated,and a comparison with the test result was made. Base on the adjusted simulation model, the structure of the cab floor was optimized, and an improved case was delivered. The analysis of the improved structure showed that at idle speed, the peak of the acceleration signal was reduced by 3.1 dB, the performance of NVH was significantly improved.

NVH; transfer path; vibration transfer function; modal contribution

U469.2

A

1671-7988(2015)07-54-04

楊志剛，就職于陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院。