李雪城， 譚繼錦， 孫 劍(合肥工業(yè)大學(xué)，合肥 230009)

隨著汽車的不斷發(fā)展與普及，消費者對于汽車的各項性能提出了更高的要求，其中,作為乘員能直接感受到的汽車NVH(Noise、Vibration、Harshness)性能尤為突出.汽車系統(tǒng)復(fù)雜，幾乎每一個總成系統(tǒng)都會涉及到NVH問題，并進而影響到整車的NVH性能.

模態(tài)分析是研究汽車NVH性能的重要方法，模態(tài)匹配是基于模態(tài)分析對結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率合理分布的研究.汽車座椅是車身中的重要附件，是汽車振動系統(tǒng)中減振環(huán)節(jié)中的一環(huán)，汽車座椅直接與人體接觸，其性能會直接影響人們對一輛車優(yōu)劣的評價.座椅相關(guān)性能參數(shù)的改變對汽車其他的使用性能不產(chǎn)生影響，相應(yīng)改進方案也易于實施，是實現(xiàn)車身NVH目標(biāo)的組成部分[1-2].

文中基于車身模態(tài)匹配策略，確立汽車座椅的NVH目標(biāo)，并對汽車座椅NVH性能最基本的指標(biāo)——振動模態(tài)進行了有限元分析及試驗研究,獲得了汽車座椅骨架的基本模態(tài)參數(shù)，并對座椅結(jié)構(gòu)進行基于模態(tài)匹配策略的動態(tài)特性優(yōu)化設(shè)計.

1 座椅模態(tài)匹配策略與流程

1.1 模態(tài)匹配策略

模態(tài)分析是對結(jié)構(gòu)動態(tài)特性進行評價的基礎(chǔ)，模態(tài)匹配則是結(jié)構(gòu)動態(tài)特性匹配的核心內(nèi)容.車身模態(tài)匹配的基本原則是在設(shè)計上保證各子系統(tǒng)的模態(tài)頻率不與發(fā)動機等激勵頻率發(fā)生共振.車身及其附件主要低頻振動頻率處在5～100 H范圍，很有可能出現(xiàn)模態(tài)耦合的情況.在設(shè)計過程中，模態(tài)匹配的理想狀態(tài)是系統(tǒng)自身的模態(tài)彼此解耦，同時相鄰系統(tǒng)的模態(tài)頻率相互錯開[3].文中以車身作為模態(tài)匹配參照，重點對座椅振動模態(tài)頻率進行控制.

1.2 座椅模態(tài)匹配流程

根據(jù)汽車NVH設(shè)計及模態(tài)匹配策略，將整個匹配過程分成概念設(shè)計、虛擬設(shè)計和樣件試制3個階段，在各個階段采取相應(yīng)的控制措施，嚴(yán)格遵守匹配策略[4].為避免各系統(tǒng)之間產(chǎn)生共振，在制定模態(tài)目標(biāo)時，綜合考慮整車模態(tài)規(guī)劃及相鄰系統(tǒng)模態(tài)頻率，同時要滿足顧客的期望和市場的競爭需求、遵從政策法規(guī)和公司技術(shù)水平的制約及避開發(fā)動機與路面激勵的激勵頻率等.在上述多因素影響的情況下，可以按照圖1所示流程設(shè)定座椅NVH目標(biāo).

圖1 NVH目標(biāo)設(shè)定流程

座椅是直接固定在車身上的，車身的振動頻率會對座椅產(chǎn)生直接的影響.理想的汽車座椅要求其固有頻率不能與車身產(chǎn)生共振，并且能夠衰減來自車身的振動.研究表明，人體對于4～8 H頻段內(nèi)的振動最為敏感.因此，在進行座椅正向開發(fā)時，要盡量避免這些頻率范圍.目前推薦的座椅固有頻率基頻為14～20 H[5].

2 汽車座椅NVH目標(biāo)驗證——模態(tài)分析與試驗

汽車座椅NVH目標(biāo)的實現(xiàn)與驗證主要是通過CAE分析、樣品試驗以及優(yōu)化，獲得滿足性能要求的最優(yōu)產(chǎn)品.汽車座椅NVH基礎(chǔ)性能即是其模態(tài)參數(shù)，包含模態(tài)頻率和模態(tài)振型.獲取結(jié)構(gòu)模態(tài)參數(shù)的方法有計算模態(tài)分析與試驗?zāi)B(tài)分析兩種.文中結(jié)合這兩種方法，針對某款汽車座椅，利用有限元分析軟件Hyperworks仿真得到其計算模態(tài)，通過模態(tài)試驗得到該座椅試驗?zāi)B(tài)參數(shù).

2.1 座椅有限元模態(tài)分析

座椅計算模態(tài)有限元分析與優(yōu)化流程如圖2所示[6].

圖2 有限元分析與優(yōu)化流程

2.1.1 座椅骨架有限元建模

利用三維建模軟件CATIA建立該座椅骨架模型，主要包括靠背、座墊、靠背與座墊的結(jié)合部件以及滑軌等,座椅骨架材料為Q235[7].材料參數(shù)如表1所示.

表1 材料參數(shù)

將建好的模型導(dǎo)入Hypermesh中進行網(wǎng)格劃分.網(wǎng)格采用殼單元為主.座椅骨架有限元模型如圖3所示.

圖3 汽車座椅骨架模型

2.1.2 有限元模態(tài)求解

對于汽車座椅模態(tài)分析，一般關(guān)注的是其低階工作頻率[8].在Hyperworks軟件中使用RADIOSS求解器對座椅有限元模型進行約束模態(tài)分析.座椅實際安裝狀態(tài)是將座椅的4個地腳固定在車身地板上，故在進行仿真分析時，約束座椅4個地腳的全部自由度，提取座椅前100 H約束模態(tài)參數(shù).

2.2 汽車座椅模態(tài)試驗

2.2.1 汽車座椅模態(tài)試驗方案

座椅的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率主要由其骨架決定，模態(tài)振型可以用座椅骨架來顯示.在進行模態(tài)測量時，可以直接在座椅的骨架上布置傳感器，如圖4所示.

圖4 座椅模態(tài)測試傳感器安置

(1)測點選擇.測點選取以能正確反映座椅模態(tài)振型為原則.對于汽車座椅，最值得關(guān)注的是座椅靠背的一階縱向彎曲模態(tài)和一階橫向彎曲模態(tài).在布置測點時，應(yīng)重點關(guān)注座椅靠背的縱向和橫向測點的選取.測點布置方案如圖5所示.

圖5 座椅模態(tài)測點布置

(2)約束方式.座椅的約束方式為將座椅通過4個地腳用螺栓固定在車身底板上.

(3)激勵方式.激勵方式采用錘擊法，用力錘擊提供脈沖激勵，采用單點激勵多點響應(yīng)的方法獲取頻響函數(shù).

(4)頻率范圍.座椅靠背的模態(tài)頻率與發(fā)動機的激勵比較接近，引起共振的可能性較大.這次模態(tài)試驗主要是為獲取座椅的低階工作模態(tài)，同時作為驗證有限元模型的依據(jù)，試驗頻率范圍為0～100 H.

2.2.2 座椅模態(tài)試驗測試系統(tǒng)

座椅模態(tài)試驗測試系統(tǒng)采用DHDAS動態(tài)信號采集分析系統(tǒng)，在DHMA模態(tài)試驗分析軟件中處理并提取試驗?zāi)B(tài)振型，系統(tǒng)框圖如圖6所示.

圖6 汽車座椅試驗測試系統(tǒng)框圖

2.3 汽車座椅模態(tài)計算值與試驗值結(jié)果

基于上述計算和試驗分析，得出所關(guān)注的座椅主要模態(tài)參數(shù).兩種分析方法都獲得了較好的分析結(jié)果，振型清晰.表2為這兩種模態(tài)分析結(jié)果.

表2 汽車座椅計算與試驗主要模態(tài)參數(shù)對比

由表2可知，該座椅仿真結(jié)果與模態(tài)試驗數(shù)據(jù)偏差在5%左右，說明所建立的有限元模型能夠反映實際結(jié)構(gòu)的振動特性.座椅的第1、2、5階計算與試驗?zāi)B(tài)振型對比如圖7～9所示.

圖7 靠背一階縱向振動

圖8 靠背一階橫向振動

圖9 座椅整體扭轉(zhuǎn)振動

3 汽車座椅結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

通過汽車座椅骨架振動模態(tài)分析，得出初期設(shè)計的座椅結(jié)構(gòu)基本達到了設(shè)定的目標(biāo).該車車身一階彎曲模態(tài)為29.48 H，與座椅骨架的第2階模態(tài)相近，基于車身模態(tài)匹配策略，需要對汽車座椅骨架進行優(yōu)化，提高座椅第2階頻率，避開與車身的同頻問題.

3.1 設(shè)計變量的選取

汽車座椅的有限元模型采用精度較高的的殼單元建立，選擇座椅結(jié)構(gòu)件的板厚作為設(shè)計變量.但并不是所有的結(jié)構(gòu)件都對座椅NVH性能有較大影響，為減少設(shè)計變量以提高優(yōu)化的效率，選取座椅骨架組成部件的板厚作為設(shè)計變量，以汽車座椅第1階模態(tài)、第2階模態(tài)、靠背剛度和座椅質(zhì)量等作為響應(yīng)，采用Plackett-Burman試驗進行靈敏度分析.

通過Plackett-Burman試驗，篩選出對座椅模態(tài)頻率、靠背剛度和質(zhì)量較為敏感的座椅靠背框架、靠背與座墊結(jié)合部上部和下部、座墊座板以及座椅導(dǎo)軌等5個部件作為優(yōu)化對象.因此，文中定義了座椅5個部件的厚度(記為X1,X2,...,X5)為設(shè)計變量.

3.2 汽車座椅結(jié)構(gòu)優(yōu)化

優(yōu)化設(shè)計中，提高座椅第2階模態(tài)頻率時，要約束座椅總質(zhì)量，同時，座椅的安全性也應(yīng)滿足相關(guān)法規(guī)，座椅應(yīng)能承受相對于座椅R點373N·m的力矩，約束座椅靠背的位移.按上述要求定義座椅骨架優(yōu)化模型的設(shè)計變量、狀態(tài)變量、目標(biāo)函數(shù)及約束條件，優(yōu)化問題的數(shù)學(xué)模型如下：

maxF(Z)

式中：M為座椅質(zhì)量；D為座椅靠背位移；Xi(i=1,2,...,5)為座椅結(jié)構(gòu)優(yōu)化對象的板料厚度；XiL、XiU(i=1,2,...,5)分別為座椅結(jié)構(gòu)各設(shè)計變量的上下限.設(shè)計變量初始值、上下限和優(yōu)化結(jié)果見表3.

表3 優(yōu)化變量及優(yōu)化結(jié)果

將表3中優(yōu)化后的座椅零件尺寸值代入有限元模型中，得到優(yōu)化后座椅的模態(tài)頻率.座椅骨架第2階頻率提高了2.74 H，座椅質(zhì)量沒有增加，達到了優(yōu)化目標(biāo).優(yōu)化后的座椅骨架的模態(tài)頻率見表4.

表4 優(yōu)化后模態(tài)結(jié)果

4 結(jié) 論

1)基于車身模態(tài)匹配策略，設(shè)定座椅的NVH目標(biāo).通過有限元分析和模態(tài)試驗，得到了某型汽車座椅骨架的低階模態(tài)參數(shù),基于模態(tài)匹配方法對汽車座椅進行模態(tài)匹配策略研究.

2)基于模態(tài)匹配策略對座椅進行優(yōu)化分析，運用Plackett-Burman試驗方法進行靈敏度分析，篩選了對座椅模態(tài)頻率、靠背剛度和質(zhì)量較為敏感的5個部件作為優(yōu)化對象.依據(jù)優(yōu)化結(jié)果進行仿真分析，可知在不增加座椅質(zhì)量的前提下，使得座椅的第2階模態(tài)頻率提高了2.74 H,避開了與該車身的共振頻率.敘述了汽車座椅的NVH開發(fā)及優(yōu)化分析流程，得出了座椅模態(tài)性能匹配的有效方法與參考數(shù)據(jù).

參考文獻：

[1] 郭立群,王登峰,秦 民. 商用車汽車座椅振動傳遞特性研究[J]. 噪聲與振動控制, 2009,29(4):94-98.

[2] 金開利. 某新型轎車座椅系統(tǒng)試驗?zāi)B(tài)與計算模態(tài)研究[D]. 杭州:浙江工業(yè)大學(xué), 2014.

[3] 馬敏納,周勁松,趙陽陽. 基于系統(tǒng)模態(tài)匹配策略的地鐵車輛車體減振設(shè)計[J]. 城市軌道交通研究, 2015,18(1): 96-100.

[4] 陳 劍,穆國寶,張豐利. 汽車NVH正向設(shè)計中的系統(tǒng)模態(tài)匹配策略研究[J]. 汽車工程, 2010, 32(5): 369-372.

[5] 王 毅. 汽車座椅的舒適性研究[D]. 合肥:合肥工業(yè)大學(xué), 2016.

[6] Kim Hyun-sik, Lee Yoon-sun, Yang Sung-mo. Structural Analysis on Variable Characteristics of Automotive Seat Frame by FEA[J]. International Journal of Precision Engineering and Manufacturing-Green Technology, 2016,3(1): 75-79.

[7] 王淑芬,趙旭陽,李玉光,等. 某汽車座椅骨架的動態(tài)特性分析[J]. 機械設(shè)計與制造, 2015(6): 145-147

[8] 龐 劍. 汽車車身噪聲與振動控制[M]. 北京:機械工業(yè)出版社, 2015.