莫崇衛(wèi)申濤郭鵬程 肖良紅夏二立李落星

（1.湘潭大學(xué)，湘潭411105；2.湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長沙410082；3.長安汽車股份有限公司，重慶400020）

主題詞：座椅 抖動 模態(tài)分析 四通道掃頻NVH

1 前言

汽車座椅的振動特性直接影響車輛的乘坐舒適性，座椅的振動、異響等NVH性能是評價座椅的重要指標(biāo)[1]。國內(nèi)外科研人員為獲取座椅振動性能進(jìn)行了相關(guān)研究，如，Baik S等[2]運(yùn)用有限元方法對座椅模態(tài)和座椅振動特性進(jìn)行了分析及試驗(yàn)驗(yàn)證；王淑芬等[3]通過對座椅骨架進(jìn)行模態(tài)計(jì)算、座椅動態(tài)特性分析、諧響應(yīng)分析優(yōu)化了其舒適性；Kim S J等[4]運(yùn)用快速TPA法結(jié)合有限元法對發(fā)動機(jī)激勵下的噪聲進(jìn)行了預(yù)測；王登峰、李未等[5-6]應(yīng)用傳遞路徑分析法，以動力總成振動激勵或路面激勵對駕駛員座椅地板垂直加速度的傳遞路徑進(jìn)行分析，對影響較大的傳遞路徑進(jìn)行了識別。

本文在前人研究的基礎(chǔ)上，利用MSC Nastran和HyperWorks軟件搭建了座椅有限元仿真模型并進(jìn)行了模態(tài)試驗(yàn)，通過四通道掃頻測試和TPA法構(gòu)建傳遞路徑函數(shù)對座椅的振動特性進(jìn)行分析,識別了振動的主要傳遞路徑，基于分析結(jié)果提出了優(yōu)化方案并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

2 模態(tài)分析與驗(yàn)證

2.1 有限元模型的建立

運(yùn)用CATIA軟件建立座椅的三維模型，包括靠背骨架、調(diào)角器、坐框骨架、支撐腿、滑軌、安裝腿、坐墊和功能性塑料件等。將建立的三維模型導(dǎo)入HyperMesh中，采用殼單元QUAD4和TIRIA進(jìn)行網(wǎng)格劃分[7]，同時對各功能件進(jìn)行簡化。

座椅連接方式對模態(tài)分析影響很大[8]，為此對調(diào)角器、滑軌以及縫焊、螺栓、鉸鏈進(jìn)行處理：

a.根據(jù)調(diào)角器的功能對其進(jìn)行螺栓連接，為保證其剛度（忽略調(diào)角器轉(zhuǎn)動和變形），設(shè)置其厚度至少在3 mm以上，如圖1所示。

b.滑軌包括上下滑軌、卡子、滾珠和調(diào)節(jié)裝置等，采用RBE2剛性單元對卡子與上下滑軌以及滾珠與上下滑軌進(jìn)行連接，并釋放滑軌方向的自由度[2]，如圖2所示。

圖1 調(diào)角器處理

圖2 滑軌處理

c.縫焊采用Weld單元，螺栓和鉸鏈均采用Beam單元，鉸鏈需釋放相應(yīng)方向旋轉(zhuǎn)自由度。

該座椅有限元模型共74 690個節(jié)點(diǎn)、69 018個網(wǎng)格單元，座椅模型與實(shí)體如圖3所示。

圖3 座椅模型和實(shí)體

2.2 模態(tài)分析

模態(tài)分析是頻率響應(yīng)分析的前提，通過模態(tài)分析可獲得結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率和模態(tài)振型[9]。模態(tài)分析時對座椅安裝孔位置進(jìn)行固定約束，模態(tài)振型為座椅前向俯仰模態(tài)和側(cè)向擺動模態(tài)，如圖4所示。

通過仿真獲得一階前向俯仰模態(tài)為20.89 Hz，二階側(cè)向擺動模態(tài)為24.54 Hz，通過整車模態(tài)仿真得到中排座椅前向俯仰和側(cè)向擺動模態(tài)分別為17.12 Hz和20.49 Hz。

圖4 模態(tài)振型

2.3 模型驗(yàn)證

依據(jù)某公司制訂的《座椅模態(tài)試驗(yàn)規(guī)范》，采用LMS模態(tài)測試系統(tǒng)對中排座椅進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，并與仿真結(jié)果進(jìn)行對比，結(jié)果如表1所示。

表1 模態(tài)分析結(jié)果

由表1可知，對于兩種模態(tài)，單體座椅模態(tài)頻率比整車模型分別高3.77 Hz和4.05 Hz，這是由于單體座椅約束了安裝孔，比整車約束工況下剛度大，所以整車模態(tài)頻率較低[2]；有限元分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本相近，其中一階俯仰模態(tài)小于試驗(yàn)值0.68 Hz，二階側(cè)向擺動模態(tài)大于試驗(yàn)值1.89 Hz，誤差在11%以內(nèi)，表明有限元分析結(jié)果可信，該有限元模型可為頻率響應(yīng)分析提供依據(jù)。

3 振動測試與分析

3.1 四通道掃頻測試

路試過程中發(fā)現(xiàn)，當(dāng)車速約為120 km/h時，中排座椅靠背左右抖動十分明顯，主觀評價不可接受。根據(jù)路試采集的路譜進(jìn)行分析和計(jì)算[10]，得到路面激勵頻率如表2所列。

表2 路面激勵頻率

由表2可知，車速為120 km/h時的路面激勵頻率為17.1 Hz，與座椅的一階模態(tài)頻率17.8 Hz很接近，為此需要分析是否由于模態(tài)頻率接近而發(fā)生耦合導(dǎo)致振動較大問題。

為獲得座椅振動特性，采用四通道掃頻[11]測試方法進(jìn)行振動的識別。依據(jù)試驗(yàn)規(guī)范，在車身懸掛連結(jié)點(diǎn)處施加振幅為5 mm的激勵，在座椅靠背布置加速度傳感器，掃描頻率范圍為5～30 Hz。傳感器布置位置和掃頻結(jié)果如圖5和圖6所示。

圖5 測點(diǎn)布置位置

圖6 座椅靠背上部測點(diǎn)掃頻測試結(jié)果

由圖6可看出，座椅靠背頂部三向振動加速度在頻率為17.84 Hz處均出現(xiàn)峰值，與座椅模態(tài)17.8 Hz接近；座椅靠背主要振動方向?yàn)閄向（與路試中座椅左右振動方向相同），振動加速度峰值為0.06g，其次為Z向和Y向，也與路試一致。

上述測試表明，座椅模態(tài)影響振動加速度峰值出現(xiàn)的頻率，而峰值大小的決定因素需再確認(rèn)。

3.2 傳遞路徑分析

3.2.1 傳遞函數(shù)構(gòu)建

針對該商用車中排座椅振動問題，其傳遞路徑可分解為懸掛連結(jié)點(diǎn)→座椅安裝點(diǎn)→靠背目標(biāo)點(diǎn)，運(yùn)用多級TPA法[12-13]可將整車系統(tǒng)分為兩個子系統(tǒng)，如圖7所示。

圖7 多級TPA示意

系統(tǒng)傳遞函數(shù)可表示為：

式中，T為目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)；Ha、Hb分別為系統(tǒng)A、系統(tǒng)B的傳遞函數(shù)；F為激振力。

系統(tǒng)A為懸掛連結(jié)點(diǎn)-座椅安裝點(diǎn)的白車身系統(tǒng)，其傳遞函數(shù)Ha可表示為：

式中，amount和aactive分別為座椅安裝點(diǎn)的振動加速度和激勵主動側(cè)激振力。

系統(tǒng)B為座椅安裝點(diǎn)-靠背目標(biāo)點(diǎn)的座椅系統(tǒng)，其傳遞函數(shù)Hb可表示為：

式中，atarget為目標(biāo)點(diǎn)的振動加速度。

3.2.2 傳遞路徑貢獻(xiàn)分析

基于整車模型和實(shí)際激勵條件，運(yùn)用MSC.Nastran進(jìn)行仿真分析。在車身4個懸掛連結(jié)點(diǎn)上分別施加三向單位正弦激勵，對整車模型應(yīng)用慣性釋放[14]，針對座椅靠背X向振動進(jìn)行頻響分析，即懸掛連結(jié)點(diǎn)12條傳遞路徑對座椅靠背X向的貢獻(xiàn)分析，結(jié)果如圖8所示。

圖8 座椅振動貢獻(xiàn)量

本文主要分析頻率為17.84 Hz處的貢獻(xiàn)量，由圖7可看出，對座椅靠背X向振動貢獻(xiàn)最大的前4條路徑分別為右前懸掛連結(jié)點(diǎn)X向激勵、左前懸掛連結(jié)點(diǎn)X向激勵、右后懸掛連結(jié)點(diǎn)Y向激勵和右后懸掛連結(jié)點(diǎn)X向激勵，振動的貢獻(xiàn)量分別為0.002 5g、0.002 2g、0.000 7g和0.000 67g。

整車系統(tǒng)中，右前懸掛連結(jié)點(diǎn)的X向激勵對座椅靠背X向振動貢獻(xiàn)最大，為主要傳遞路徑。

3.2.3 傳遞函數(shù)計(jì)算

為分析右前懸掛連結(jié)點(diǎn)X向激勵下的振動傳遞特性，針對系統(tǒng)A，運(yùn)用多級TPA分析法進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，輸出amount并計(jì)算Ha，如圖9所示。

圖9 傳遞函數(shù)Ha

由圖9可知，Ha在頻率為17.12 Hz處出現(xiàn)峰值0.009g，表現(xiàn)為Z向振動傳遞函數(shù)，即系統(tǒng)A在該激勵下振動主要傳遞路徑為右前懸掛連結(jié)點(diǎn)X向→座椅安裝點(diǎn)Z向。根據(jù)已獲得的amount和atarget，則系統(tǒng)B中Hb計(jì)算結(jié)果如圖10所示。

圖10 傳遞函數(shù)Hb

由圖10可知，傳遞函數(shù)Hb在頻率為17.12 Hz和21.4 Hz處均出現(xiàn)局部峰值，其中在17.12 Hz處X向振動傳遞函數(shù)達(dá)9.93g·N-1，其次為Y向,即系統(tǒng)B中振動傳遞路徑為安裝點(diǎn)Z向→座椅靠背X向。

由上述可知，振動傳遞主要路徑為右前懸掛連結(jié)點(diǎn)X向→地板Z向→座椅頂部X向。

4 優(yōu)化方案與驗(yàn)證

根據(jù)傳遞路徑的傳遞函數(shù)大小及振動貢獻(xiàn)量，發(fā)現(xiàn)前右懸掛連結(jié)點(diǎn)至座椅安裝點(diǎn)Z向振動的貢獻(xiàn)量較大?；诜治鼋Y(jié)果進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，考慮方案的可行性與經(jīng)濟(jì)性，在中排座椅后安裝橫梁內(nèi)增加加強(qiáng)件，直接焊接到橫梁上，方案設(shè)置和四通道掃頻試驗(yàn)結(jié)果分別如圖11和圖12所示。

圖11 優(yōu)化方案設(shè)置

圖12 試驗(yàn)結(jié)果

通過四通道掃頻測試和路試試驗(yàn)可知，實(shí)施優(yōu)化方案后，在頻率為17.84 Hz處座椅振動下降了約40.7%，解決了座椅在車速為120 km/h時振動過大的問題，提升了座椅舒適性。

5 結(jié)束語

為解決某商用車路試時中排座椅抖動問題，通過有限元仿真分析獲得了其模態(tài)頻率和振型，并完成模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證。通過四通道掃頻試驗(yàn)分析了座椅的振動特性，運(yùn)用傳遞路徑分析法（TPA）計(jì)算了座椅振動傳遞函數(shù)并識別出傳遞路徑貢獻(xiàn)量，結(jié)果表明，座椅靠背在頻率為17.84 Hz處X向振動加速度出現(xiàn)峰值為0.06g，振動主要傳遞路徑為右前懸掛連結(jié)點(diǎn)X向-座椅安裝孔Z向-座椅靠背頂部X向?；诜治鼋Y(jié)果提出了優(yōu)化方案并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。