基于擴(kuò)展工況傳遞路徑分析的駕駛室振動(dòng)傳遞路徑二級(jí)建模應(yīng)用研究

陳 劍, 鄧支強(qiáng), 曾維俊, 舒宏超, 李士愛, 戎芳明

(合肥工業(yè)大學(xué) 噪聲振動(dòng)工程研究所，合肥 230009)

隨著汽車市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)的日益激烈以及汽車技術(shù)的不斷發(fā)展革新，商用車的NVH (Noise, Vibration, Harshness)問(wèn)題也成為了各整車廠商所面臨急需解決的難題[1]。傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis,TPA)便是一種廣泛應(yīng)用于機(jī)械系統(tǒng)振動(dòng)噪聲分析控制的實(shí)驗(yàn)分析方法，通過(guò)對(duì)車內(nèi)振動(dòng)噪聲源及其傳遞路徑進(jìn)行分解、評(píng)估和排序，甄別主要的激勵(lì)源和關(guān)鍵路徑，從而針對(duì)性的整改優(yōu)化，將振動(dòng)噪聲控制在預(yù)定目標(biāo)值內(nèi)[2-3]。傳統(tǒng)TPA方法已十分成熟，在車輛NVH性能分析方面已得到普遍應(yīng)用[4-5]。

Janssens等[6-8]于2011年提出擴(kuò)展工況傳遞路徑分析(Operational Path Analysis with Exogeneous Inputs, OPAX)方法，該方法基于參數(shù)建模對(duì)工況載荷進(jìn)行識(shí)別，利用數(shù)學(xué)手段消除噪聲信號(hào)的干擾，實(shí)現(xiàn)了分析精度與建模成本之間的平衡，并展開整車試驗(yàn)，驗(yàn)證了OPAX方法的有效性。Rao等[9]采用OPAX方法對(duì)某款全時(shí)四驅(qū)SUV各處懸置進(jìn)行動(dòng)剛度識(shí)別，將識(shí)別結(jié)果用于建立傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能仿真模型。針對(duì)該方法，國(guó)內(nèi)學(xué)者也進(jìn)行了理論與應(yīng)用研究。宋海生[10]對(duì)OPAX方法進(jìn)行了深入的擴(kuò)展研究，首次將該方法與輕型客車NVH實(shí)際問(wèn)題相結(jié)合，形成一套完整基于OPAX方法解決整車NVH問(wèn)題的一般性理論、方法和流程。為提高分析精度，莫愁等[11-12]將逆子結(jié)構(gòu)法引入OPAX，采用小波降噪和神經(jīng)模糊邏輯算法實(shí)現(xiàn)對(duì)該方法的改進(jìn)。周鋐等[13-14]分別針對(duì)車輛內(nèi)的振動(dòng)和轟鳴聲問(wèn)題，采用OPAX方法，診斷出問(wèn)題所在，采用優(yōu)化懸置和改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的方法有效解決了相應(yīng)問(wèn)題。

以上OPAX方法皆采用單級(jí)TPA模型，僅能體現(xiàn)出一個(gè)物理連接界面屬性，用于分析多級(jí)連接系統(tǒng)時(shí)則存在著模型不夠精細(xì)的不足。本文采用OPAX方法對(duì)某卡車駕駛室振動(dòng)實(shí)施傳遞路徑分析，針對(duì)卡車與乘用車在結(jié)構(gòu)上存在的差異，提出一種改進(jìn)的OPAX建模方法，應(yīng)用多級(jí)建模思想，對(duì)該車動(dòng)力總成到駕駛室的二級(jí)懸置特點(diǎn)進(jìn)行模擬。對(duì)OPAX方法的創(chuàng)新應(yīng)用使二級(jí)TPA模型更符合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)實(shí)際，反映出更多的路徑特性細(xì)節(jié)，同時(shí)便于對(duì)后期優(yōu)化設(shè)計(jì)提供更具針對(duì)性的指導(dǎo)建議。

1 OPAX基本原理

由傳統(tǒng)TPA理論可知，各路徑的貢獻(xiàn)量是作用在該路徑的載荷經(jīng)由該路徑的傳遞函數(shù)作用后在目標(biāo)點(diǎn)的輸出，而目標(biāo)點(diǎn)處的響應(yīng)則是各條路徑對(duì)該點(diǎn)貢獻(xiàn)量的疊加。在線性和時(shí)不變的假設(shè)前提下，系統(tǒng)某處的響應(yīng)可以表示為

(1)

式中：yk(ω)為目標(biāo)點(diǎn)k總的貢獻(xiàn)量；ω為圓頻率；n、p分別為振動(dòng)和聲學(xué)傳遞路徑數(shù)量；Fi(ω)、Qj(ω)分別為振動(dòng)和聲學(xué)載荷；Hki(ω)、Hkj(ω)分別為被動(dòng)端結(jié)構(gòu)和聲學(xué)載荷至目標(biāo)點(diǎn)k之間的非耦合頻響函數(shù)。

由式(1)可知，實(shí)施TPA分析的兩大基本步驟為：①運(yùn)行工況載荷識(shí)別；②路徑非耦合頻響函數(shù)估計(jì)。為克服已有載荷識(shí)別方法的不足，OPAX采用參數(shù)化載荷識(shí)別模型獲取運(yùn)行工況載荷。參數(shù)化載荷識(shí)別模型是建立OPAX模型最核心的一步，該方法僅需要運(yùn)行工況數(shù)據(jù)輔以少量頻響函數(shù)測(cè)試，便可對(duì)路徑載荷進(jìn)行識(shí)別。少量的數(shù)據(jù)可以實(shí)現(xiàn)問(wèn)題的快速診斷，增加指示測(cè)點(diǎn)和更多的工況數(shù)據(jù)則能做到對(duì)問(wèn)題的高精度細(xì)致分析。

1.1 參數(shù)化載荷識(shí)別模型

參數(shù)化載荷識(shí)別模型是對(duì)懸置動(dòng)剛度法的發(fā)展，模型中的動(dòng)剛度不再是已知量而是待求的模型參數(shù)。將結(jié)構(gòu)載荷和聲學(xué)載荷表示為加速度、聲壓和參數(shù)的函數(shù)，如下式

(2)

Qj(ω)=g(parameters,pj(ω))

(3)

式中：aai(ω)、api(ω)、pj(ω)分別為懸置主被動(dòng)端加速度響應(yīng)和路徑輸入處聲壓；parameters為待求解的參數(shù)。

為適應(yīng)不同的懸置特性，對(duì)應(yīng)有單自由度懸置模型和多頻帶懸置模型兩種參數(shù)化模型，前者僅適用于結(jié)構(gòu)載荷，后者既適用于結(jié)構(gòu)載荷也適用于聲學(xué)載荷，當(dāng)對(duì)每個(gè)頻點(diǎn)逐點(diǎn)求解時(shí)，則退化為逆矩陣法。本文僅對(duì)采用單自由度懸置模型求解振動(dòng)載荷進(jìn)行闡述。

1.2 單自由度懸置模型(Single Degree of Freedom, SDOF)

在單自由度懸置模型中，懸置動(dòng)剛度被簡(jiǎn)化為靜剛度、阻尼和質(zhì)量三參數(shù)的函數(shù)，則通過(guò)懸置元件傳遞至被動(dòng)端的結(jié)構(gòu)載荷可以表達(dá)為

(4)

對(duì)于靠近路徑輸入點(diǎn)的振動(dòng)指示點(diǎn)而言，僅受結(jié)構(gòu)載荷，幾乎不存在聲學(xué)載荷，此時(shí)指示點(diǎn)響應(yīng)為

(5)

式中：Hqi(ω)被動(dòng)端路徑輸入點(diǎn)i～指示點(diǎn)q的非耦合頻響函數(shù);uq為指示點(diǎn)總響應(yīng)。

對(duì)指示點(diǎn)的工況響應(yīng)做階次跟蹤分析，獲得m個(gè)階次切片，每個(gè)切片包含r個(gè)r/min采樣點(diǎn)，則式(5)可變換為分塊矩陣

[Aq][X]=[Bq]

(6)

式中：{Bq}、{X}分別為指示點(diǎn)響應(yīng)向量和待求參數(shù)向量；ωxy=oy·rpmx/60；oy為階次切片數(shù)目(y=1,…,m)，rpmx為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速(x=1,…,r)。

式(6)中{X}的求解結(jié)果即為各懸置元件的模型參數(shù)，結(jié)合式(4)與式(1)可得到懸置元件動(dòng)剛度曲線和運(yùn)行工況載荷力，此時(shí)目標(biāo)點(diǎn)的響應(yīng)為

(7)

2 駕駛室振動(dòng)二級(jí)OPAX建模

研究對(duì)象為某中型卡車，采用4缸4沖程柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為800 r/min，動(dòng)力總成系統(tǒng)(Power-train, PT)采用四點(diǎn)橡膠懸置支撐，駕駛室車身(CAB)前懸置和后懸置都采用橡膠套總成元件支撐，前懸置集成在駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中，后懸置安裝于車架支撐梁上部，該車動(dòng)力總成-車架-駕駛室車身的振動(dòng)系統(tǒng)模型如圖1所示。

圖1 動(dòng)力總成-車架-駕駛室車身振動(dòng)系統(tǒng)模型

2.1 二級(jí)傳遞路徑分析模型建立

該車采用非承載式車身，動(dòng)力總成和駕駛室車身都安裝在車架大梁上，由于其結(jié)構(gòu)的特殊性，激勵(lì)能量的傳遞呈現(xiàn)出明顯的二級(jí)傳遞形式特點(diǎn)。根據(jù)駕駛室傳遞路徑的這一特點(diǎn)，同時(shí)考慮到對(duì)駕駛室振動(dòng)傳遞路徑實(shí)現(xiàn)更加詳盡的分析，便于在后續(xù)工作中實(shí)施懸置剛度匹配與結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)修改，需要建立動(dòng)力總成-車架-駕駛室車二級(jí)傳遞路徑分析模型。

動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)經(jīng)由發(fā)動(dòng)機(jī)前后4個(gè)懸置傳遞至車架大梁，定義經(jīng)過(guò)該4個(gè)懸置的載荷輸入為一級(jí)路徑，以便識(shí)別動(dòng)力總成懸置的工況載荷；車架大梁的振動(dòng)激勵(lì)再經(jīng)由車身前后4個(gè)懸置傳遞至駕駛室，定義經(jīng)過(guò)該4個(gè)懸置的載荷輸入為二級(jí)路徑以便識(shí)別駕駛室懸置工況載荷。經(jīng)過(guò)每個(gè)懸置的載荷都分別從X、Y和Z3個(gè)方向傳遞至系統(tǒng)的下一級(jí)，進(jìn)而傳遞至目標(biāo)點(diǎn)?？紤]到所關(guān)注的是駕駛室振動(dòng)，故而將駕駛室設(shè)計(jì)為各級(jí)模型的被動(dòng)端。

2.1.1 動(dòng)力總成-駕駛室一級(jí)傳遞路徑模型

動(dòng)力總成-駕駛室的一級(jí)傳遞路徑模型示意圖如圖2所示，此時(shí)車架和車身作為一個(gè)整體系統(tǒng)，動(dòng)力總成的振動(dòng)能量經(jīng)過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)4個(gè)懸置減振墊傳遞至該系統(tǒng)，繼而引起駕駛室內(nèi)的目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)。

每個(gè)目標(biāo)點(diǎn)都有3個(gè)方向的響應(yīng)，因此動(dòng)力總成到駕駛室可以抽象為12輸入9輸出的振動(dòng)系統(tǒng)，駕駛室內(nèi)每個(gè)測(cè)點(diǎn)都會(huì)接受這12條路徑傳遞而來(lái)的振動(dòng)能量。

2.1.2 車架-駕駛室二級(jí)傳遞路徑模型

車架和車身之間采用橡膠套減振結(jié)構(gòu)連接，是車架振動(dòng)能量傳遞至車身的主要路徑，車架-駕駛室二級(jí)傳遞路徑模型示意圖如圖3所示。

與動(dòng)力總成-駕駛室一級(jí)傳遞路徑模型類似，車架4個(gè)懸置分別由3個(gè)方向共12條路徑將振動(dòng)能量傳遞至駕駛室內(nèi)的測(cè)點(diǎn)，形成了車架至駕駛室的12輸入9輸出的二級(jí)振動(dòng)系統(tǒng)。

針對(duì)駕駛室建模的特點(diǎn)，總結(jié)出利用OPAX方法進(jìn)行二級(jí)建模求解分析的工作流程。①OPAX二級(jí)建模：確定分級(jí)依據(jù)及各級(jí)模型路徑、輸入點(diǎn)和目標(biāo)點(diǎn)；確定和建立載荷識(shí)別模型。②工況數(shù)據(jù)采集：路徑輸入處、目標(biāo)點(diǎn)和指示點(diǎn)響應(yīng)信號(hào)。③FRF測(cè)量：各級(jí)模型被動(dòng)端激勵(lì)載荷至目標(biāo)點(diǎn)或指示點(diǎn)頻響。④動(dòng)剛度計(jì)算與載荷識(shí)別：根據(jù)參數(shù)化模型計(jì)算動(dòng)剛度與載荷。⑤貢獻(xiàn)量計(jì)算與分析：計(jì)算各路徑貢獻(xiàn)量并進(jìn)行評(píng)估排序。

圖3 車架-駕駛室二級(jí)傳遞路徑模型

2.2 運(yùn)行工況數(shù)據(jù)采集

考慮到在振動(dòng)水平摸底測(cè)試中振動(dòng)激勵(lì)主要來(lái)源于Y向和Z向，以及合理減小測(cè)試工作量，每個(gè)路徑輸入處僅考慮Y向和Z向。最終確定需要測(cè)量的運(yùn)行工況數(shù)據(jù)包括發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、響應(yīng)點(diǎn)和路徑輸入處主被動(dòng)端在勻加速(800～2 800 r/min)工況下0.5～8階的階次切片數(shù)據(jù)。部分測(cè)點(diǎn)布置如圖4所示。

(a)方向盤12點(diǎn)位置(b)主駕座椅地板位置(c)發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置(d)發(fā)動(dòng)機(jī)右前懸置(e)車身左前懸置(f)車身右前懸置

圖4 部分工況數(shù)據(jù)采集測(cè)點(diǎn)布置

Fig.4 Arrangement of partial measuring points

2.2.1 響應(yīng)點(diǎn)信號(hào)

響應(yīng)點(diǎn)包括駕駛室方向盤、主副駕座椅地板3個(gè)目標(biāo)點(diǎn)和駕駛室后壁1個(gè)指示點(diǎn)。圖5反映了方向盤12點(diǎn)位置Z向振動(dòng)響應(yīng)的主要能量組成，可見前3階激勵(lì)貢獻(xiàn)了響應(yīng)的大部分，尤其是引起2階響應(yīng)的激勵(lì)值得關(guān)注。

圖5 方向盤12點(diǎn)位置Z向0.5～8階成分

2.2.2 路徑輸入處信號(hào)

路徑輸入處信號(hào)包括4個(gè)動(dòng)力總成懸置主被動(dòng)端加速度信號(hào)和4個(gè)車身懸置主被動(dòng)端加速度信號(hào)。圖6反映了動(dòng)力總成左前懸置主被動(dòng)端Z向振動(dòng)的主要能量組成。對(duì)比圖6(a)和圖6(b)可知，經(jīng)過(guò)懸置隔振后，振動(dòng)能量明顯減小，但能量峰值仍然顯著，2階成分仍是主要貢獻(xiàn)者。

(a) 發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置主動(dòng)端Z向0.5～8階成分

(b) 發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置被動(dòng)端Z向0.5～8階成分

2.3 系統(tǒng)頻響函數(shù)測(cè)試

系統(tǒng)頻響函數(shù)反映系統(tǒng)輸入到響應(yīng)的能量傳遞關(guān)系，每條傳遞路徑的能量傳遞特性都可以用其表示。

2.3.1 動(dòng)力總成-駕駛室一級(jí)傳遞路徑模型被動(dòng)端頻響函數(shù)測(cè)試

采用力錘激勵(lì)直接測(cè)量法獲得頻響函數(shù)，力錘激勵(lì)位置為4個(gè)動(dòng)力總成懸置被動(dòng)端，方向分別為Y向和Z向，部分激勵(lì)點(diǎn)位置如圖7(a)所示，響應(yīng)點(diǎn)位置與運(yùn)行工況測(cè)點(diǎn)布置一致。部分測(cè)試結(jié)果如圖8所示，其中上部為頻響函數(shù)曲線，下部為相干函數(shù)曲線，在頻響函數(shù)優(yōu)勢(shì)頻率處的相干系數(shù)值都接近于1，說(shuō)明測(cè)試結(jié)果具有很高的可信度。在頻響函數(shù)具有較大的峰值處，可能存在結(jié)構(gòu)共振模態(tài)，使振動(dòng)響應(yīng)顯著放大。

(a)PT左后懸Z向激勵(lì)點(diǎn)(b)車身左后懸Z向激勵(lì)點(diǎn)

圖7 部分頻響函數(shù)測(cè)試力錘激勵(lì)位置

Fig.7 Hammer excitation point of partial FRF test

(a)

(b)

Fig.8 FRF from left & right front mount of PT inYdirection to steering wheel inZdirection

2.3.2 車架-駕駛室二級(jí)傳遞路徑模型被動(dòng)端頻響函數(shù)測(cè)試

為滿足近似自由支撐條件，駕駛室車身采用橡膠墊支撐于臺(tái)架上，力錘激勵(lì)位置為4個(gè)車身懸置被動(dòng)端，方向分別為Y和Z向，部分激勵(lì)點(diǎn)位置如圖7(b)所示，響應(yīng)點(diǎn)位置與運(yùn)行工況測(cè)點(diǎn)布置一致。部分測(cè)試結(jié)果如圖9所示，相干系數(shù)值同樣接近于1，系統(tǒng)保持良好的線性一致性，測(cè)試結(jié)果準(zhǔn)確。在220 Hz后頻響函數(shù)具有較大的幅值，需引起關(guān)注。

(a)

(b)

Fig.9 FRF from left front & back mount of cab inZdirection to drive seat floor inZdirection

3 駕駛室振動(dòng)傳遞路徑分析

3.1 懸置元件動(dòng)剛度計(jì)算結(jié)果

采用單自由度懸置模型，分別對(duì)動(dòng)力總成-駕駛室一級(jí)傳遞路徑和車架-駕駛室二級(jí)傳遞路徑進(jìn)行載荷辨識(shí)。求得動(dòng)力總成懸置元件和駕駛室車身懸置元件的動(dòng)剛度曲線，如圖10所示。

從動(dòng)剛度曲線可以看出，懸置元件的動(dòng)剛度值隨頻率的增加呈現(xiàn)近似線性的增長(zhǎng)趨勢(shì)，動(dòng)力總成懸置元件的動(dòng)剛度范圍為100～600 N/mm，駕駛室車身懸置元件的動(dòng)剛度范圍為1 000～1 700 N/mm，可見，駕駛室車身懸置采用的橡膠套元件比動(dòng)力總成懸置減振墊更“硬”。此外，各個(gè)懸置元件的剛度值在低頻段(50 Hz以下)差異較小，而在中高頻段則相差較大。

(a) 動(dòng)力總成懸置Y向動(dòng)剛度曲線

(b) 動(dòng)力總成懸置Z向動(dòng)剛度曲線

(c) 駕駛室車身懸置Y向動(dòng)剛度曲線

(d) 駕駛室車身懸置Z向動(dòng)剛度曲線

圖10 各級(jí)懸置動(dòng)剛度曲線

Fig.10 Dynamic stiffness curve all mounts

3.2 傳遞路徑工況載荷識(shí)別

3.2.1 動(dòng)力總成-駕駛室一級(jí)傳遞路徑載荷識(shí)別

動(dòng)力總成各階激勵(lì)經(jīng)4個(gè)懸置傳遞振動(dòng)能量給車架，限于篇幅，僅列出發(fā)動(dòng)機(jī)2階工況懸置處的工況載荷，如圖11所示。

從圖11中可以看出，駕駛室振動(dòng)能量占優(yōu)的2階工況下，動(dòng)力總成傳遞至車架的載荷力在低轉(zhuǎn)速時(shí)普遍較高，1 200～2 200 r/min工作載荷變化不大，2 200 r/min以上呈上升趨勢(shì)。此外，左右前懸置Y向載荷力相對(duì)比較突出，需要對(duì)其進(jìn)行懸置動(dòng)剛度匹配研究，以改善其隔振緩沖效果。

(a) 動(dòng)力總成懸置Y向2階工況載荷

(b) 動(dòng)力總成懸置Z向2階工況載荷

3.2.2 車架-駕駛室二級(jí)傳遞路徑載荷識(shí)別

車架經(jīng)由4個(gè)車身懸置傳遞振動(dòng)至駕駛室車身，2階工況下車身懸置處的工作載荷如圖12所示。

(a) 駕駛室車身懸置Y向2階工況載荷

(b) 駕駛室車身懸置Z向2階工況載荷

從圖12中可以看出，駕駛室車身懸置處Y向載荷力都很小，可以忽略，而Z向載荷力則較大，尤其是怠速工況下兩個(gè)前懸置位置處的載荷分別達(dá)到了25 N和34 N。

3.3 傳遞路徑貢獻(xiàn)量分析

在已知了懸置元件各個(gè)方向的工作載荷和系統(tǒng)的頻響函數(shù)后，由式(7)計(jì)算各條路徑對(duì)駕駛室內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量，將各路徑貢獻(xiàn)量合成結(jié)果與目標(biāo)點(diǎn)實(shí)測(cè)結(jié)果進(jìn)行比較，觀察主要峰值點(diǎn)的捕捉效果，以此來(lái)評(píng)價(jià)傳遞路徑模型的準(zhǔn)確程度。

3.3.1 動(dòng)力總成-駕駛室一級(jí)傳遞路徑貢獻(xiàn)量

由前文目標(biāo)點(diǎn)運(yùn)行工況數(shù)據(jù)瀑布圖可以看出，各目標(biāo)點(diǎn)2階工況下的振動(dòng)能量占主要成分，因此此處主要考察2階工況，計(jì)算得到的動(dòng)力總成各懸置路徑對(duì)各目標(biāo)點(diǎn)的振動(dòng)貢獻(xiàn)量，其中方向盤12點(diǎn)位置Z向振動(dòng)貢獻(xiàn)量排序如圖13所示。

圖13 一級(jí)路徑對(duì)方向盤12點(diǎn)位置Z向振動(dòng)貢獻(xiàn)量

Fig.13 Contribution of first level paths to steering wheel vibration inZdirection

容易發(fā)現(xiàn)，OPAX方法計(jì)算得到各路徑貢獻(xiàn)量的合成結(jié)果與駕駛室目標(biāo)點(diǎn)的實(shí)際測(cè)量結(jié)果云圖分布趨勢(shì)是一致的，主要峰值存在于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 000 r/min、2 100 r/min和2 580 r/min處，僅數(shù)值上存在一定差異，主要與以下幾點(diǎn)因素相關(guān)：①為快速抓住問(wèn)題的關(guān)鍵，合理減小實(shí)驗(yàn)成本，根據(jù)先驗(yàn)知識(shí)，未考慮懸置X向以及排氣系統(tǒng)懸吊位置的振動(dòng)輸入；②由于系統(tǒng)頻響函數(shù)測(cè)量時(shí)激勵(lì)空間有限，實(shí)際力錘激勵(lì)方向與工作載荷方向存在一定夾角，使得頻響函數(shù)的測(cè)量結(jié)果偏?。虎鄹鱾€(gè)路徑處激勵(lì)載荷和頻響函數(shù)相位不一致，貢獻(xiàn)量疊加結(jié)果一般小于實(shí)際測(cè)量值；④其他可能存在的非線性因素。

從動(dòng)力總成懸置路徑貢獻(xiàn)量結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，左前懸置Y向和右前懸置Y向?qū)︸{駛室的振動(dòng)貢獻(xiàn)量最為突出，結(jié)合載荷分析結(jié)果圖11(a)可知，動(dòng)力總成左右前懸置Y向載荷過(guò)大是造成其對(duì)目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)貢獻(xiàn)量過(guò)大的根本原因。

3.3.2 車架-駕駛室二級(jí)傳遞路徑貢獻(xiàn)量

同理，對(duì)車架至駕駛室的振動(dòng)傳遞路徑進(jìn)行分析，可以獲得2階工況下駕駛室車身各懸置路徑對(duì)各目標(biāo)點(diǎn)的振動(dòng)貢獻(xiàn)量大小，如圖14所示。

圖14 二級(jí)路徑對(duì)主駕座椅地板位置Z向振動(dòng)貢獻(xiàn)量

Fig.14 Contribution of second level paths to drive seat floor vibration inZdirection

從駕駛室車身懸置路徑貢獻(xiàn)量結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，左前懸置Z向和左后懸置Z向?qū)︸{駛室的振動(dòng)貢獻(xiàn)量最為突出，其主要峰值存在于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 280 r/min、2 000 r/min和2 200 r/min處。

3.4 懸置元件剛度匹配

為減小懸置的振動(dòng)傳遞率，提高隔振效果，降低駕駛室振動(dòng)水平，最便捷有效的方案便是重新匹配動(dòng)力總成左右前懸置減振墊和駕駛室左前后懸置減振墊，選擇更“軟”的橡膠元件。針對(duì)動(dòng)力總成左右前懸置Y向載荷過(guò)大導(dǎo)致其路徑貢獻(xiàn)量顯著的問(wèn)題，對(duì)其懸置元件進(jìn)行剛度匹配分析。以降低左右前懸Y向載荷，有效減小駕駛室內(nèi)振動(dòng)響應(yīng)為目標(biāo)，對(duì)懸置元件主軸剛度進(jìn)行仿真優(yōu)化，建議重新匹配的橡膠減振墊動(dòng)剛度如圖15所示。優(yōu)化前后主駕座椅地板Z向振動(dòng)響應(yīng)對(duì)比如圖16所示，可見在整個(gè)加速過(guò)程中振動(dòng)響應(yīng)都明顯減小，尤其在峰值處減振效果更為明顯。

圖15 建議匹配動(dòng)剛度值示例

圖16 主駕座椅地板Z向振動(dòng)

4 結(jié) 論

為改善某型卡車駕駛室振動(dòng)水平較高的現(xiàn)狀，分別以動(dòng)力總成4個(gè)懸置點(diǎn)和駕駛室車身4個(gè)懸置點(diǎn)作為激勵(lì)端，以方向盤和座椅地板位置作為目標(biāo)點(diǎn)，建立二級(jí)傳遞路徑分析模型，采用OPAX方法識(shí)別主要路徑載荷及路徑貢獻(xiàn)量，根據(jù)分析結(jié)果提出可行的改進(jìn)方案。本文具體研究?jī)?nèi)容為：

(1) 對(duì)OPAX方法進(jìn)行應(yīng)用創(chuàng)新，提出能夠更準(zhǔn)確的反映路徑能量傳遞信息的卡車駕駛室振動(dòng)二級(jí)傳遞路徑分析模型，闡述了提高建模質(zhì)量的二級(jí)建?；驹瓌t。

(2) 對(duì)駕駛室振動(dòng)實(shí)施了二級(jí)傳遞路徑分析，相比傳統(tǒng)建模方式二級(jí)模型能夠展現(xiàn)出各級(jí)懸置的剛度和載荷特性以及各級(jí)路徑的傳遞特性。

(3) 分析結(jié)果表明，動(dòng)力總成左右前懸置和車身左前后懸置處的載荷較大，路徑貢獻(xiàn)量最為突出，指明了整改方向。

(4) 重新匹配動(dòng)力總成左右前懸置和車身左前后懸置減振墊，選用剛度更“軟”的橡膠元件，給出了建議匹配動(dòng)剛度值，仿真計(jì)算表明懸置優(yōu)化后駕駛室振動(dòng)水平顯著降低。

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