某輕型卡車駕駛室懸置振動(dòng)試驗(yàn)分析與優(yōu)化改進(jìn)

朱學(xué)華，戴云，徐偉，郭福祥

（1.南京汽車集團(tuán)有限公司汽車工程研究院，江蘇南京 210037;2.南京依維柯汽車有限公司，江蘇南京 210028）

0 引言

隨著我國(guó)商用車產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展，商用車的振動(dòng)和噪聲問題已日益凸顯，乘員的乘坐舒適性已作為評(píng)價(jià)車輛性能優(yōu)劣的一個(gè)重要指標(biāo)，正越來越多地受到各大商用車廠家的重視。

輕型卡車駕駛室的懸置系統(tǒng)作為車架與駕駛室之間的彈性連接件，除了支撐駕駛室總成不與其他零部件發(fā)生干涉問題外，還有一項(xiàng)重要的功能是衰減來自動(dòng)力總成、路面以及輪胎的激勵(lì)經(jīng)過車架向駕駛室傳遞的振動(dòng)能量，從而減小駕駛室振動(dòng)并提升乘坐舒適性。所以在新車型開發(fā)階段，駕駛室懸置系統(tǒng)參數(shù)的合理設(shè)置對(duì)于隔振、減振以及使部件避開共振頻率段將起到事半功倍的效果。

文中針對(duì)某輕型卡車在開發(fā)驗(yàn)證階段暴露出的駕駛室在常用車速60 km/h左右車內(nèi)振動(dòng)過大問題，通過試驗(yàn)方法找出原因，進(jìn)而提出駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化匹配方案。優(yōu)化后的主客觀試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果表明:該速度下車內(nèi)的振動(dòng)已大幅下降，提高了整車的NVH水平。

1 駕駛室系統(tǒng)的振動(dòng)測(cè)試

1.1 確定試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)位置

整車主觀評(píng)價(jià)的結(jié)果顯示在輕型卡車常用車速段60 km/h左右車內(nèi)存在嚴(yán)重的低頻共振問題。為了快速發(fā)現(xiàn)和解決問題，通過更換動(dòng)力總成懸置、更換駕駛室懸置與加強(qiáng)支架等方式檢查車內(nèi)的振動(dòng)水平，發(fā)現(xiàn)更換剛度變小的駕駛室懸置，車內(nèi)的振動(dòng)得到了較大程度減輕，而其他方式車內(nèi)振動(dòng)無明顯變化，所以初步判定駕駛室懸置剛度不合理是引起駕駛室抖動(dòng)問題的主要因素。為進(jìn)一步弄清楚產(chǎn)生抖動(dòng)問題的振動(dòng)機(jī)制過程，項(xiàng)目組制定了詳細(xì)的客觀數(shù)據(jù)測(cè)試方案。考慮到車輛行駛時(shí)駕駛室除了受到動(dòng)力總成工作激勵(lì)外，還受到路面激勵(lì)和輪胎不平衡引起的滾動(dòng)激勵(lì)的影響。依據(jù)振動(dòng)信號(hào)的傳遞路徑，測(cè)點(diǎn)分別布置在動(dòng)力總成懸置的主被動(dòng)端、駕駛員側(cè)軸頭、駕駛員側(cè)車架、駕駛室懸置的主被動(dòng)端、駕駛員座椅導(dǎo)軌以及駕駛室A柱等位置。測(cè)試設(shè)備包括比利時(shí)LMS公司的LMS Test.lab數(shù)據(jù)采集與分析系統(tǒng)、美國(guó)PCB公司的三向加速度傳感器、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速表、車速記錄儀以及筆記本電腦等。

1.2 路面試驗(yàn)結(jié)果分析及對(duì)策

試驗(yàn)時(shí)采集車輛在平直的瀝青路面上以合適擋位40～100 km/h車速 （10 km/h為速度間隔）勻速行駛以及以最高擋位從最低穩(wěn)定車速勻加速到最高車速等試驗(yàn)工況下各測(cè)點(diǎn)的加速度響應(yīng)信號(hào)，同時(shí)記錄下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和行駛車速。

首先，對(duì)勻速工況下各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)量隨車速變化進(jìn)行分析，得出的變化曲線如圖1所示。由圖1得出:最能反映駕駛室振動(dòng)情況的A柱測(cè)點(diǎn)在60 km/h速度下的振動(dòng)最為明顯，振動(dòng)幅值也最大，這與主觀感受是完全一致的，這可能與在這個(gè)速度下駕駛室發(fā)生低頻共振有關(guān)。再對(duì)A柱振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行頻譜分析得出振動(dòng)最大的頻率發(fā)生在7 Hz左右，如圖2所示。

其次，為了尋找駕駛室振動(dòng)過大的原因，對(duì)勻加速工況下各測(cè)點(diǎn)的階次跟蹤圖進(jìn)行分析，駕駛室A柱的階次跟蹤圖如圖3所示。由圖3得出:駕駛室A柱振動(dòng)受發(fā)動(dòng)機(jī)的0.24階振動(dòng)影響最大，最大值發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速約1 830 r/min、車速62 km/h左右以及頻率7.3 Hz附近的區(qū)域內(nèi)。通過理論計(jì)算，排除發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的影響，再利用輪胎的滾動(dòng)頻率計(jì)算方法得到發(fā)動(dòng)機(jī)0.24階與輪胎1階滾動(dòng)頻率相接近，這也就說明駕駛室的振動(dòng)主要是由輪胎的滾動(dòng)激勵(lì)引起的。

再者，為確認(rèn)輪胎振動(dòng)激勵(lì)到駕駛室的傳遞路徑，需要對(duì)勻加速工況下駕駛室懸置振動(dòng)信號(hào)做0.24階的切片分析，如圖4所示。由圖4得出:駕駛室A柱的振動(dòng)趨勢(shì)與軸頭振動(dòng)趨勢(shì)一致，且振動(dòng)能量主要通過駕駛室前懸置傳遞到車內(nèi)，說明該車速下駕駛室前懸置未起到良好的隔振效果。

1.3 駕駛室懸置系統(tǒng)模態(tài)測(cè)試分析

由于車速60 km/h時(shí)輪胎的滾動(dòng)頻率在7 Hz附近，該頻率極有可能與駕駛室懸置系統(tǒng)的固有頻率過于接近，從而產(chǎn)生頻率耦合引起駕駛室共振問題，因此有必要對(duì)駕駛室總成系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)測(cè)試分析，以獲取其剛體模態(tài)參數(shù)。為了節(jié)約時(shí)間更快速地診斷出問題，同時(shí)避免考慮有限元仿真計(jì)算時(shí)復(fù)雜的邊界條件，采用試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析方法獲取駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率。文中運(yùn)用LMS Test.lab Impact Testing模塊進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識(shí)別，結(jié)果得到駕駛室俯仰運(yùn)動(dòng)剛體模態(tài)振型的固有頻率為6.8 Hz，與車速60 km/h時(shí)輪胎的滾動(dòng)頻率7 Hz非常接近。

通過路面測(cè)試和室內(nèi)模態(tài)測(cè)試結(jié)果可以判定:車速60 km/h左右駕駛室懸置對(duì)輪胎滾動(dòng)激勵(lì)隔振效果較差，同時(shí)輪胎滾動(dòng)頻率與駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率相耦合，從而引起共振問題，加劇了駕駛室的抖動(dòng)程度，因此有必要對(duì)駕駛室懸置作進(jìn)一步的優(yōu)化改進(jìn)。

2 駕駛室懸置系統(tǒng)的優(yōu)化匹配設(shè)計(jì)

2.1 獲取駕駛室質(zhì)心和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

運(yùn)用LMS Test.lab Rigid Modal軟件模塊根據(jù)測(cè)得的頻響函數(shù)計(jì)算出駕駛室的剛體模態(tài)，再由剛體模態(tài)參數(shù)可快速計(jì)算出駕駛室的質(zhì)心和慣性參數(shù)。首先將駕駛室置于空氣彈簧上模擬自由—自由的邊界條件，再在駕駛室上均勻布置加速度響應(yīng)測(cè)點(diǎn)，同時(shí)選擇在駕駛室剛度較大位置作為錘擊輸入點(diǎn)，獲取不同測(cè)點(diǎn)的頻響函數(shù)曲線，試驗(yàn)系統(tǒng)支承方式如圖5所示。這種剛體慣性參數(shù)的識(shí)別方法能大大簡(jiǎn)化以往識(shí)別方法的復(fù)雜性，有利于進(jìn)一步提高識(shí)別效率和識(shí)別結(jié)果的準(zhǔn)確性。表1為駕駛室總成的質(zhì)心及慣性參數(shù)測(cè)試識(shí)別結(jié)果。

表1 駕駛室質(zhì)心及慣性參數(shù)

2.2 建立駕駛室懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型

該樣車駕駛室懸置的布置方式為四點(diǎn)支承，同時(shí)為進(jìn)一步研究方便，可以把駕駛室懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為有6個(gè)自由度的振動(dòng)系統(tǒng)，具體可用駕駛室質(zhì)心的3個(gè)直角坐標(biāo)x、y、z，以及繞過質(zhì)心平行于定坐標(biāo)軸的3個(gè)坐標(biāo)軸轉(zhuǎn)角θx、θy、θz來表示。坐標(biāo)方向定義為:在駕駛室總成靜止時(shí)，原點(diǎn)與駕駛室總成質(zhì)心重合，x軸指向駕駛室前方;y軸指向駕駛室左側(cè);而z軸指向駕駛室上方。簡(jiǎn)化后駕駛室懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型可用圖6表示。通常懸置系統(tǒng)的模態(tài)解耦和優(yōu)化設(shè)計(jì)是以系統(tǒng)各個(gè)模態(tài)下的頻率和振型為理論基礎(chǔ)。所以文中首先利用拉格朗日動(dòng)力學(xué)方法建立駕駛室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程:

由于駕駛室的懸置系統(tǒng)采用普通的橡膠懸置彈墊，阻尼一般很小，且系統(tǒng)的固有振動(dòng)頻率與阻尼無關(guān)，所以在作系統(tǒng)模態(tài)分析時(shí)可不予考慮，可認(rèn)為C=0;此時(shí)振動(dòng)方程可以改寫成:

式 （2）— （4）中:M和K分別是懸置系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣;Ei為懸置系統(tǒng)的懸置點(diǎn)坐標(biāo)位置組成的矩陣;Bi為懸置的安裝方向角余弦值組成的矩陣;Di為懸置三向剛度組成的矩陣;x是剛體的廣義坐標(biāo)矢量。在通過相關(guān)試驗(yàn)方法獲取駕駛室的質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量積、懸置點(diǎn)坐標(biāo)、懸置安裝角以及橡膠懸置x、y、z三個(gè)軸方向剛度參數(shù)的基礎(chǔ)上，再利用系統(tǒng)的動(dòng)能、勢(shì)能和廣義坐標(biāo)矢量之間的關(guān)系式可得到質(zhì)量矩陣M和剛度矩陣K的表達(dá)式。再將式 （2）轉(zhuǎn)換到頻域內(nèi)，可得到:

對(duì)式 （5）作模態(tài)分析，即可得到駕駛室懸置系統(tǒng)6個(gè)自由度的模態(tài)頻率fi（i=1，2，…，6）和相應(yīng)振型 φi=［φ1i，φ2i，φ3i，φ4i，φ5i，φ6i］T。

2.3 駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率的設(shè)置

為避免發(fā)生共振問題，懸置系統(tǒng)固有頻率的設(shè)置應(yīng)滿足以下2點(diǎn)要求:（1）各階次的固有頻率應(yīng)相互錯(cuò)開;（2）各階次固有頻率還應(yīng)該避開懸架偏頻、車架模態(tài)頻率以及發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率。

2.4 駕駛室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)能量解耦

系統(tǒng)解耦可使系統(tǒng)各個(gè)自由度方向上振動(dòng)相對(duì)獨(dú)立，避免發(fā)生2個(gè)或多個(gè)耦合振動(dòng)的模態(tài)產(chǎn)生互相激勵(lì)，導(dǎo)致振動(dòng)響應(yīng)放大的現(xiàn)象。懸置系統(tǒng)的振動(dòng)解耦關(guān)鍵是控制好系統(tǒng)6個(gè)自由度上的固有頻率分布，且沿各自由度方向的振動(dòng)是解耦的。由于目前有關(guān)懸置系統(tǒng)匹配大多采用能量解耦法，因此文中也將以駕駛室懸置系統(tǒng)的振動(dòng)解耦問題視為首要的目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。

依據(jù)上述駕駛室懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，當(dāng)懸置系統(tǒng)以第i階固有頻率fi和振型φi振動(dòng)時(shí)，第n（n=1，2，…，6）個(gè)廣義坐標(biāo)上分配到的動(dòng)能所占懸置系統(tǒng)總動(dòng)能的百分比為:

式中:mnl為質(zhì)量矩陣M的第n行、第l列元素;φni是φi第n個(gè)分量;φli是φi第l個(gè)分量。E（n，i）表示系統(tǒng)在第i階固有頻率振動(dòng)時(shí)，振動(dòng)占優(yōu)方向所占的振動(dòng)能量的百分比。此數(shù)值越大表示系統(tǒng)的解耦程度越高。

2.5 駕駛室懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)變量

由于該樣車駕駛室的前期設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)已全部?jī)鼋Y(jié)，因此通過更換駕駛室總成、改變懸置的安裝位置和角度等措施來改善振動(dòng)耦合的方式減小振動(dòng)傳遞存在較大的實(shí)施難度。結(jié)合駕駛室懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并綜合考慮到樣車的實(shí)際情況，利用改變懸置本身的特性方法來降低系統(tǒng)的振動(dòng)，相比而言較容易實(shí)施。而懸置系統(tǒng)阻尼特性的主要作用是降低共振峰幅值，對(duì)系統(tǒng)的解耦作用影響很小，因此文中選取各懸置各向主軸剛度作為設(shè)計(jì)變量。

2.6 懸置系統(tǒng)的優(yōu)化計(jì)算及結(jié)果

將以懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型為理論依據(jù)，并以懸置系統(tǒng)的解耦度為目標(biāo)函數(shù)，懸置系統(tǒng)固有頻率分布的設(shè)置以及懸置剛度上、下限值為約束條件，懸置系統(tǒng)的剛度作為設(shè)計(jì)變量，同時(shí)結(jié)合駕駛室和懸置參數(shù)測(cè)量結(jié)果進(jìn)行綜合優(yōu)化計(jì)算。因此，文中采用矩陣計(jì)算功能強(qiáng)大的MATLAB軟件編制程序來計(jì)算和優(yōu)化系統(tǒng)的固有頻率和解耦率。在綜合考慮駕駛室懸置系統(tǒng)的固有頻率分布、振動(dòng)能量的解耦率、駕駛室靜平衡姿態(tài)以及疲勞可靠性等因素，最終懸置優(yōu)化后結(jié)果如表2所示。表2反映了優(yōu)化后前懸置的x和y向剛度未變化，而后懸置的x向剛度提高，y向剛度降低，同時(shí)z向剛度均有所降低。此外，表3和4既說明了相比于原車狀態(tài)優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的固有頻率分布更合理，駕駛室振動(dòng)能量解耦率明顯提高;另一方面也再次驗(yàn)證了車速60 km/h左右車內(nèi)共振問題是由于原懸置系統(tǒng)振動(dòng)能量解耦度不高以及輪胎滾動(dòng)頻率與駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率相耦合共同導(dǎo)致的。

表2 優(yōu)化前、后懸置剛度值變化

表3 優(yōu)化前懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率

表4 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率

3 優(yōu)化后駕駛室懸置系統(tǒng)試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)駕駛室懸置優(yōu)化改進(jìn)的計(jì)算結(jié)果，委托供應(yīng)商重新試制了樣件，并將其安裝在原車上進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。主觀評(píng)價(jià)車速60 km/h左右車內(nèi)嚴(yán)重的抖動(dòng)問題已基本消除，客觀數(shù)據(jù)也驗(yàn)證了該車速下駕駛室A柱振動(dòng)已大幅減小，如圖7所示?？傊?，駕駛室懸置的重新匹配優(yōu)化對(duì)駕駛室振動(dòng)起到了顯著改善作用，達(dá)到了改進(jìn)的目的。

4 結(jié)論

針對(duì)主觀評(píng)價(jià)車速60 km/h左右車內(nèi)存在嚴(yán)重的抖動(dòng)問題，從測(cè)點(diǎn)布置、試驗(yàn)工況等方面詳細(xì)敘述了試驗(yàn)過程并深入解讀了試驗(yàn)數(shù)據(jù)。依據(jù)振動(dòng)信號(hào)的傳遞路徑分析發(fā)現(xiàn)輪胎滾動(dòng)頻率與駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率發(fā)生耦合以及前懸置隔振效果不佳等因素共同造成了車內(nèi)較大振動(dòng)，嚴(yán)重影響了車內(nèi)舒適性。針對(duì)此問題，獲取了駕駛室質(zhì)心和慣性參數(shù)，建立了懸置系統(tǒng)多自由度的動(dòng)力學(xué)模型，依據(jù)懸置系統(tǒng)固有頻率合理分布和振動(dòng)能量解耦為匹配設(shè)計(jì)理論，并以懸置剛度為設(shè)計(jì)變量，運(yùn)用MATLAB軟件編制程序?qū)︸{駛室懸置系統(tǒng)重新進(jìn)行優(yōu)化匹配。優(yōu)化后樣件裝車試驗(yàn)結(jié)果表明:車內(nèi)振動(dòng)已明顯減小，達(dá)到了改進(jìn)的目的。

總之，文中詳細(xì)敘述的有關(guān)駕駛室懸置振動(dòng)試驗(yàn)與數(shù)據(jù)分析方法以及優(yōu)化匹配方法對(duì)今后懸置開發(fā)具有重要的借鑒意義。

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