商用車駕駛室振動原因的試驗研究

申永浩

摘要：隨著我國汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車在人們的生活中起著越來越重要的作用。本文就商用汽車駕駛室振動原因進行了實驗分析，希望更好的保證商用汽車駕駛室的舒適性，提高商用汽車的駕駛舒適度。

關鍵詞：商用汽車；駕駛室；振動；原因實驗

一、項目及方法

（一）商用車整車原地點火、怠速和熄火工況振動水平測試試驗：試驗時車停止在平整水平路面上，手剎車拉緊，變速箱空擋；試驗為原地點火、怠速穩(wěn)定運轉和熄火工況。

（二）發(fā)動機隔振系統(tǒng)、駕駛室隔振系統(tǒng)和整車的振動傳遞特性試驗：應用錘擊法在各測點產(chǎn)生沖擊力，通過測試各測點的響應，運用振動試驗分析軟件確定各傳遞路徑的振動傳遞特性。

二、實驗結果分析

（一）振源分析

由于商用車駕駛室的劇烈振動是在原地點火、怠速和熄火工況產(chǎn)生的，因此發(fā)動機是產(chǎn)生振動的激振源。對于發(fā)動機，產(chǎn)生振動的激勵力主要有：1）點火產(chǎn)生的爆發(fā)脈沖力；2）由旋轉和往復零部件產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩。多缸發(fā)動機可視為幾個單缸發(fā)動機組合而成，其作用力為各缸力的矢量和。該商用車發(fā)動機為四缸立式直列四沖程柴油發(fā)動機，曲軸的布置方式為180°。因此產(chǎn)生二次往復慣性力產(chǎn)

F2n=4mBRω2cos2ωt

式中，r為曲柄半徑；l為連桿長度；mB為往復質(zhì)量；ω為曲柄回轉角速度；t為時間。由式（1）可知，四缸發(fā)動機產(chǎn)生二次往復慣性力的頻率f2n是發(fā)動機轉速頻率的2倍。

f2n==

式中，n為發(fā)動機的轉速（r/min）。

由于點火產(chǎn)生的爆發(fā)脈沖壓力在缸體上產(chǎn)生繞平行于曲軸軸線的傾覆力矩，它是曲軸轉角的周期函數(shù)，等點火間隔的點火脈沖頻率fS是fS=2nN/C（3）

式中，N為氣缸數(shù)；n為發(fā)動機轉速；C為沖程數(shù)。

（二）發(fā)動機和駕駛室隔振分析

隔振是使一結構向另一結構減小振動或力傳遞的手段。從振動理論可知，如隔振元件足夠軟，則除共振頻率附近外，激振源只向受振結構傳遞很小的力。但是，隔振元件非常軟，產(chǎn)生的效果是激振源產(chǎn)生很大的靜位移和振幅。同時，只有在激振源的激振頻率高于√2倍隔振系統(tǒng)固有頻率時才有隔振效果。隔振效果的好壞是以隔振效率的，如下式所示

I=（1-Ad/Au）×100%

式中，Ad為受振結構上懸置點振動加速度峰值；Au為激振源上懸置支架點振動加速度峰值。若0

1.發(fā)動機隔振分析

由于發(fā)動機產(chǎn)生的主要激振力頻率是2倍于轉速頻率的二次往復慣性力和傾覆力矩。為了減少它對車身的影響，在發(fā)動機-變速箱部件與車身之間安裝有3個橡膠懸置以隔離發(fā)動機的激振力傳遞到車身上。

2.駕駛室隔振分析

駕駛室上各懸置點在X方向都將車架上振動放大。同時，左側后支承Z方向也將車架上的振動放大。比較駕駛室振動隔振效率，非放大點的隔振效率都不越過45%。綜上所述，從車架支承點傳遞到駕駛室支承點的隔振效率比較低，并且在X方向有放大作用。同時，在點火和熄火階段，駕駛室上各懸置點的的X、Y、Z方向振動出現(xiàn)大的共振峰值，特別是Y方向比較顯著。駕駛室支承點振動與座椅振動比較表明，駕駛室振動是多模態(tài)有復合振動。

三、駕駛室結構優(yōu)化

采用靈敏度分析方法確定駕駛室各部件厚度對駕駛室一階頻率的貢獻大小。經(jīng)計算可得，駕駛室一階頻率對各板件厚度的靈敏度最大的前3個部件及其對應的靈敏度分別是：前圍立柱外板6.600Hz/mm、前圍立柱內(nèi)板0.785Hz/mm、側圍內(nèi)板0.154Hz/mm。其中前圍立柱外板靈敏度遠遠大于其它部件，根據(jù)駕駛室結構零件的可制造性，及最大限度地減少模具的改變量，降低改進成本等工程應用的實際，僅選擇前圍立柱外板的厚度進行調(diào)整。

當汽車在正常路面上以低于150km/h的速度行駛時，路面不平、車輪不平衡對汽車的激勵頻率低于21Hz，而商用車的常用車速為30～70km/h，引起的激勵頻率要遠低于21Hz。為了減少駕駛室的一階扭轉振動與來自懸置下的激勵發(fā)生的相互作用，同時使其頻率避開發(fā)動機的怠速激勵頻率范圍，計劃把駕駛室一階模態(tài)頻率提高到21Hz左右。在OPTISTRUCT模塊中，以質(zhì)量，扭轉、彎曲工況下的位移，一階頻率最大21Hz為約束，以駕駛室前圍立柱外板的厚度為設計變量，駕駛室一階扭轉頻率最大為優(yōu)化目標進行優(yōu)化設計。

根據(jù)迭代結果對前圍立柱外板的厚度重新賦值，對調(diào)整后的駕駛室重新進行模態(tài)分析，其一階扭轉頻率由原來的18.076Hz提高到了21.017Hz，如圖7，達到了目標值。優(yōu)化后車身扭轉剛度由19867Nm/（° ）提高到23604Nm/（° ），達到同類車型扭轉剛度的范圍。車身的彎曲剛度改善不大。車身結構調(diào)整后，駕駛室白車身的重量比原先只增加了3.5kg，因此本結構完全兼顧了輕量化的要求。

三、結束語

通過對商用汽車駕駛室振動原因進行實驗，更加準確的了解到了導致駕駛室振動的不合理因素。能夠更好的改善商用車駕駛室的舒適性。

參考文獻：

[1]賀巖松，張軍峰，徐中明，等.道路試驗條件下商用車駕駛室振動舒適性優(yōu)化[J].重慶大學學報自然科學版，2012，35（10）：1-8.