王海濤，張代勝，汪 波，譚繼錦，楊靖廷

（1.合肥工業(yè)大學 汽車與交通學院，合肥 230009 2.安徽江淮汽車集團股份有限公司 重型商用車公司，合肥 230009）

駕駛室的振動響應嚴重影響乘坐舒適性［1］、行駛安全性以及汽車品質［2］。目前，國內外對于駕駛室振動特性的研究主要集中在兩個方面：一是通過對駕駛室進行模態(tài)分析獲得駕駛室的振動模態(tài)和振動主頻，利用結構優(yōu)化提高駕駛室的某階主振頻率，避開路面、傳動系統(tǒng)、發(fā)動機等可能的激勵頻率，從而避免發(fā)生共振現(xiàn)象；二是通過對車輛駕駛室懸置系統(tǒng)的改進或者車輛懸架系統(tǒng)參數(shù)的調整，更好地衰減來自駕駛室的振動［3－4］。

某款長頭重卡以90 km／h的速度在良好路面行駛過程中發(fā)生駕駛室側圍異常振動，在耐久試驗中側圍上部出現(xiàn)開裂。由于引起駕駛室異常振動的原因較多，國內長頭車駕駛室振動性能參考數(shù)據較少，因此對該長頭重卡駕駛室的振動特性展開研究以明確故障源，進而消除這類異常振動并提升駕駛室的性能。

1 故障分析與道路試驗

1.1 故障分析

引起駕駛室振動的原因包括發(fā)動機、底盤以及路面激勵等因素［5］。其中路面激勵的頻率較低［6］，發(fā)動機產生振動的頻率較高［7］。底盤傳動系和行駛系的故障會使得高速旋轉的部件發(fā)生擺振，產生周期性的離心力，進而導致異常振動［8］。駕駛室懸置系統(tǒng)的故障和參數(shù)的不匹配會影響對振動的衰減，造成劇烈振動［9］。另外，駕駛室自身結構的振動特性不合理、模態(tài)頻率不匹配、局部連接剛度弱等因素也會造成車身振動加劇甚至出現(xiàn)異常振動。

根據汽車車身振動問題故障診斷基本流程，（如圖1所示），對該車駕駛室出現(xiàn)的異常振動進行初步分析。首先維持車速不變，改變發(fā)動機轉速。直線行駛中保持90 km／h的車速不變，駕駛室側圍抖動劇烈，振動感周期出現(xiàn)，掛入空擋后踩下油門以調節(jié)轉速，發(fā)現(xiàn)駕駛室側圍的振動情況并沒有發(fā)生改變，因此可以排除駕駛室振動問題與發(fā)動機轉速相關。

圖1 車身振動問題故障診斷流程框圖

調節(jié)胎壓后在同一條道路上再次以90 km／h的車速沿直線行駛，踩下制動將車速降到60 km／h，松開制動踏板并保持該車速繼續(xù)沿直線行駛，主觀感受駕駛室抖動感減弱，側圍振動幅度減小，在排除懸架系統(tǒng)、制動系統(tǒng)和行駛系統(tǒng)出現(xiàn)故障后，判斷異常振動問題可能與車輪或傳動軸有關。

1.2 道路試驗

針對行駛過程中駕駛室異常振動現(xiàn)象，選擇在汽車試驗場進行道路試驗。采用DH5928四通道便攜式動態(tài)信號測試系統(tǒng)，將加速度傳感器布置于駕駛室座椅導軌、發(fā)動機懸置、車架和擺臂處，分別以60、90、120 km／h這3組常用車速進行試驗，采集并分析不同車速下駕駛室的振動信號。道路試驗車輛、儀器及相關測點試驗現(xiàn)場如圖2所示。

圖2 道路試驗現(xiàn)場

道路試驗中，車輛盡量維持恒定速度沿直線行駛［10］，采樣時間持續(xù)20 s，每組車速進行兩輪測試，以獲取各測點的自功率圖譜。其中，不同車速下駕駛室座椅測點的振動主頻及振動峰值如表1所示。90 km／h車速下駕駛室座椅測點的自功率譜如圖3所示。

表1 不同車速下駕駛室座椅測點振動主頻 及振動峰值

圖3 90 km／h下駕駛室座椅測點自功率圖譜

道路試驗結果表明：在90 km／h的試驗車速下，駕駛室座椅測點的振動主頻為21.68 Hz，振動峰值最大。由于共振發(fā)生的頻率較低，結合故障分析結論，在排除傳動軸激勵的因素后，判斷車輪激勵與駕駛室本體頻率發(fā)生共振可能是導致側圍異常振動的主要外因，有必要對駕駛室的動態(tài)特性做進一步研究。

2 駕駛室白車身模態(tài)試驗

2.1 試驗方案

試驗對象為不帶玻璃的駕駛室白車身。白車身模態(tài)是研究車身模態(tài)的基礎，能夠反映車身模態(tài)的本質特征，分析相對簡單，修改相對容易［11］。駕駛室結構輪廓近似為方形，尺寸為2 520 mm×2 430 mm×2 260 mm，采用空氣彈簧支承方式，使駕駛室的約束狀態(tài)接近自由狀態(tài)。選用單點激勵法，分析頻率范圍取0～200 Hz。通過試驗獲得駕駛室的固有頻率和模態(tài)振型等結構性能參數(shù)。

模態(tài)試驗系統(tǒng)包括：

1）激振部分：包括激振器、信號發(fā)生器、功率放大器等。

2）采集部分：包括加速度傳感器、力傳感器、適調器等。

3）分析、顯示、記錄部分：包括動態(tài)信號采集分析處理系統(tǒng)、計算機等。

4）支承部分：千斤頂、空氣彈簧。

駕駛室白車身模態(tài)試驗測試原理如圖4所示。

圖4 駕駛室白車身模態(tài)試驗測試原理框圖

試驗測點選取應遵循“在基本反映車身輪廓前提下，能夠明確顯示模態(tài)振型特征”的原則。由于駕駛室白車身尺寸較大，在確定測點之前，在其表面按10 cm×10 cm劃分網格。在線框網格節(jié)點上選取測點，共布置430個測點。駕駛室白車身線框網格及測點網格模型如圖5所示。

圖5 駕駛室白車身線框網格及測點網格模型示意圖

設備安裝完成后，在信號采集系統(tǒng)中對信號源、通道參數(shù)進行設置。由于駕駛室模態(tài)試驗的測點較多，為便于后續(xù)模態(tài)信號的識別與分析，以10個測點為1組，將所有測點劃分為43組逐步進行測試。每組測試時，采集各測點的頻響、相干激勵力的自譜情況，實時觀察數(shù)據以判斷每次測試的有效性。

2.2 參數(shù)識別

完成模態(tài)信號的采集工作后，在模態(tài)分析軟件中選擇PolyLSCF法識別模態(tài)參數(shù)。PolyLSCF法是多參考點的最小二乘復頻域法，是目前最新發(fā)展并流行的基于傳遞函數(shù)的模態(tài)分析方法，也是頻域算法中效果較好的模態(tài)參數(shù)識別法［12］。穩(wěn)態(tài)圖校驗后，基于振型動畫辨識振型。其中，駕駛室白車身模態(tài)試驗頻響函數(shù)疊加圖如圖6所示。

圖6 駕駛室白車身模態(tài)試驗頻響函數(shù)疊加圖

駕駛室前6階模態(tài)頻率及振型描述如表2所示。駕駛室基頻、1階扭轉與1階彎曲振型如圖7所示。

表2 駕駛室白車身模態(tài)參數(shù)

圖7 駕駛室白車身模態(tài)振型示意圖

模態(tài)判定準則MAC用來檢驗所選的模態(tài)參數(shù)識別方式是否合適。如圖8所示，駕駛室模態(tài)試驗MAC圖反映了所識別模態(tài)參數(shù)的有效性。

圖8 駕駛室模態(tài)試驗MAC圖

2.3 試驗結論

鑒于長頭車駕駛室結構由框架和板件組成，近似方形結構，其振型表現(xiàn)出盒形結構的振動特征，即駕駛室彎曲振型呈多方向。駕駛室扭轉表現(xiàn)為側圍與后圍、側圍與頂棚部件的組合形式。

駕駛室彎曲形態(tài)較多，其中后圍板與頂棚彎曲沿車身坐標系x方向；地板與后圍板彎曲沿車身坐標系z方向；側圍板與后圍板彎曲呈雙向振動形態(tài)（x方向與y方向）；高階振型多為局部振型或多部件多方向振型。由于駕駛室左右側圍局部較弱，導致整體彎曲扭轉振型與局部彎曲振型先后出現(xiàn)；頂棚與側圍上部連接處剛度相對較弱，低階振型反復出現(xiàn)。

值得注意的是，長頭車駕駛室與平頭車相比，在側圍處的振型有較大不同。考慮平頭車發(fā)動機放置于地板凹槽處，其駕駛室地板受振動直接影響，振幅較大［13］。而長頭車發(fā)動機放置于車頭前部位置，駕駛室地板上有多根縱橫梁支撐，剛度較大，相對振幅較小，但在側圍相關位置處卻出現(xiàn)了較多的振型、較大的振幅。這一點在評價長頭車駕駛室振動特性時需要特別關注。

3 駕駛室白車身模態(tài)仿真

3.1 有限元仿真

基于駕駛室CAD模型，將stp格式文件導入Hyper Mesh中。在保證計算精度的前提下，對駕駛室白車身幾何模型進行簡化［14］。在Hyper Mesh中選擇單元類型及單元尺寸，劃分各部件的有限元網格，設置各部件材料屬性，建立駕駛室白車身有限元模型，模型質量為399.7 kg。

選擇Hyper Mesh自帶的求解器對駕駛室白車身有限元模型進行自由模態(tài)分析，查看駕駛室白車身模型基頻、1階扭轉與1階彎曲振型如圖9所示。

圖9 駕駛室白車身模型振型圖

3.2 分析與試驗對比

駕駛室白車身模態(tài)試驗與分析所得的模態(tài)頻率如表3所示。前6階的模態(tài)頻率與振型非常接近，驗證了有限元模型的準確性。

表3 駕駛室白車身模態(tài)試驗與仿真結果

4 振動問題原因分析及改進措施

4.1 原因分析

通過對駕駛室模態(tài)性能的研究，發(fā)現(xiàn)其自身結構存在不足，側圍剛度較小，連接較弱。此外，駕駛室白車身前2階模態(tài)振型均在側圍處出現(xiàn)，且模態(tài)頻率較低，容易與外界激勵發(fā)生共振。當試驗車速在90 km／h時，駕駛室側圍抖動劇烈，座椅測點處振動峰值對應的頻率為21.68 Hz，與駕駛室白車身1階扭轉模態(tài)頻率21.98 Hz非常接近。由于車輪激勵可能是造成駕駛室側圍異常振動的主要外因［15］，故應分析車輪激勵對駕駛室振動的影響。

車輪激勵頻率為：

其中：v為車速（m／s）；r為輪胎動力半徑（m）；n為倍頻階次。該車配置輪胎尺寸為12R22.5，動力半徑為0.541 m，分別選取試驗車速60、90、120 km／h，計算車輪激勵頻率值如表4所示。

表4 不同車速下車輪激勵頻率

經計算發(fā)現(xiàn)，當車速為90 km／h時，車輪激勵的3倍頻與駕駛室白車身第2階、1階扭轉頻率比較接近。判斷該長頭重卡以90 km／h行駛時，車輪激勵的倍頻與駕駛室本體的1階扭轉頻率存在同頻現(xiàn)象，導致側圍產生過大振動，出現(xiàn)過早失效問題。計算結果符合試驗結論。

綜上，駕駛室側圍異常振動的原因有兩點：①駕駛室自身結構存在不足，側圍局部剛度較弱；②特定速度下車輪激勵的倍頻與駕駛室本體1階扭轉頻率存在同頻現(xiàn)象發(fā)生共振。

4.2 結構優(yōu)化

車輪激勵頻率主要取決于車速無法避免，總有特定車速的車輪激勵頻率可與車身結構頻率重合，但車輪激勵的影響范圍一般在1～21 Hz范圍內，且實際行駛過程中應主要避開常用車速下導致車身異常振動的因素。因此，通過對駕駛室進行結構優(yōu)化以增強駕駛室的局部剛度，并提高駕駛室本體的1階扭轉頻率以避開90 km／h下的車輪激勵是比較可行的方法。考慮到優(yōu)化改進的成本，選擇尺寸優(yōu)化法對駕駛室振動性能進行提升。

駕駛室側圍處的局部振型復雜，局部模態(tài)較多，根據試驗結果將駕駛室側圍內板、側圍外板、頂棚玻璃鋼、地板和后圍板這幾個部件的厚度作為設計變量，以駕駛室1階扭轉頻率為優(yōu)化目標進行靈敏度分析。由分析可得，在這5個設計變量里側圍內板對駕駛室1階扭轉頻率的影響最大。設計變量的模態(tài)靈敏度如圖10所示。

圖10 設計變量模態(tài)靈敏度

選擇增加側圍內板的厚度對駕駛室進行尺寸優(yōu)化。為與發(fā)生共振的車輪激勵倍頻錯開3 Hz，優(yōu)化目標設為駕駛室1階扭轉頻率提高至25 Hz以上，約束條件為駕駛室扭轉、彎曲剛度值，且質量增加不超過10 kg，設計變量為駕駛室側圍內板厚度。圖11為模態(tài)參數(shù)迭代過程。圖12為質量參數(shù)迭代過程。

圖11 模態(tài)參數(shù)迭代過程

圖12 質量參數(shù)迭代過程

迭代后3次目標函數(shù)收斂，側圍內板的厚度由1.5 mm增加到2.0 mm，駕駛室1階扭轉頻率提高至25.74 Hz，質量增加到404.7 kg。重新定義側圍內板厚度后對優(yōu)化后的模型進行振動性能仿真。優(yōu)化前、后駕駛室白車身振動性能如表5所示。

表5 優(yōu)化前、后駕駛室白車身振動性能

由表5可得：駕駛室側圍內板厚度的增加使得駕駛室在振動性能上有了明顯改善，駕駛室1階扭轉模態(tài)頻率提高了3.46 Hz，與90 km／h車速下車輪激勵的3倍頻錯開3 Hz以上，駕駛室白車身模型質量只增加了5 kg，扭轉、彎曲剛度也稍有提升，常用車速下駕駛室本體低階頻率與車輪激勵無同頻現(xiàn)象。對比驗證了駕駛室尺寸優(yōu)化的有效性。

5 結論

通過實車故障分析與道路試驗、駕駛室振動性能測試與仿真相結合的手段，對駕駛室振動特性進行了深入研究，準確診斷出特定速度下長頭重卡駕駛室側圍異常振動的故障原因，并基于有限元模型提出了合理的結構優(yōu)化方案。

研究結果表明：長頭車駕駛室與平頭車駕駛室在振動特性上存在不同之處，為評價長頭車駕駛室振動特性和研究相關結構動態(tài)特性提供了依據。所采用的試驗與分析相結合的方法對于實際工程中解決類似車身振動問題具有參考價值。