商用車中排座椅振動(dòng)特性分析與優(yōu)化＊

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(dòng) 模態(tài)分析 四通道掃頻NVH

1 前言

汽車座椅的振動(dòng)特性直接影響車輛的乘坐舒適性，座椅的振動(dòng)、異響等NVH性能是評(píng)價(jià)座椅的重要指標(biāo)[1]。國內(nèi)外科研人員為獲取座椅振動(dòng)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(duì)座椅模態(tài)和座椅振動(dòng)特性進(jìn)行了分析及試驗(yàn)驗(yàn)證；王淑芬等[3]通過對(duì)座椅骨架進(jìn)行模態(tài)計(jì)算、座椅動(dòng)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(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的噪聲進(jìn)行了預(yù)測(cè)；王登峰、李未等[5-6]應(yīng)用傳遞路徑分析法，以動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)或路面激勵(lì)對(duì)駕駛員座椅地板垂直加速度的傳遞路徑進(jìn)行分析，對(duì)影響較大的傳遞路徑進(jìn)行了識(shí)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(cè)試和TPA法構(gòu)建傳遞路徑函數(shù)對(duì)座椅的振動(dòng)特性進(jìn)行分析,識(shí)別了振動(dòng)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(shí)對(duì)各功能件進(jìn)行簡(jiǎn)化。

座椅連接方式對(duì)模態(tài)分析影響很大[8]，為此對(duì)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(duì)其進(jìn)行螺栓連接，為保證其剛度（忽略調(diào)角器轉(zhuǎn)動(dòng)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(duì)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(gè)節(jié)點(diǎn)、69 018個(gè)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(shí)對(duì)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(cè)試系統(tǒng)對(duì)中排座椅進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，并與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)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(duì)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(dòng)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(dòng)測(cè)試與分析

3.1 四通道掃頻測(cè)試

路試過程中發(fā)現(xiàn)，當(dāng)車速約為120 km/h時(shí)，中排座椅靠背左右抖動(dòng)十分明顯，主觀評(píng)價(jià)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(lì)頻率如表2所列。

表2 路面激勵(lì)頻率

由表2可知，車速為120 km/h時(shí)的路面激勵(lì)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(dòng)較大問題。

為獲得座椅振動(dòng)特性，采用四通道掃頻[11]測(cè)試方法進(jìn)行振動(dòng)的識(shí)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(lì)，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(cè)點(diǎn)布置位置

圖6 座椅靠背上部測(cè)點(diǎn)掃頻測(cè)試結(jié)果

由圖6可看出，座椅靠背頂部三向振動(dòng)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(dòng)方向?yàn)閄向（與路試中座椅左右振動(dòng)方向相同），振動(dòng)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(cè)試表明，座椅模態(tài)影響振動(dòng)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(duì)該商用車中排座椅振動(dòng)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(jí)TPA法[12-13]可將整車系統(tǒng)分為兩個(gè)子系統(tǒng)，如圖7所示。

圖7 多級(jí)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(dòng)加速度和激勵(lì)主動(dòng)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(dòng)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(lì)條件，運(yùn)用MSC.Nastran進(jìn)行仿真分析。在車身4個(gè)懸掛連結(jié)點(diǎn)上分別施加三向單位正弦激勵(lì)，對(duì)整車模型應(yīng)用慣性釋放[14]，針對(duì)座椅靠背X向振動(dòng)進(jìn)行頻響分析，即懸掛連結(jié)點(diǎn)12條傳遞路徑對(duì)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(dòng)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(duì)座椅靠背X向振動(dòng)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(lì)、左前懸掛連結(jié)點(diǎn)X向激勵(lì)、右后懸掛連結(jié)點(diǎn)Y向激勵(lì)和右后懸掛連結(jié)點(diǎn)X向激勵(lì)，振動(dòng)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(lì)對(duì)座椅靠背X向振動(dòng)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(lì)下的振動(dòng)傳遞特性，針對(duì)系統(tǒng)A，運(yùn)用多級(jí)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(dòng)傳遞函數(shù)，即系統(tǒng)A在該激勵(lì)下振動(dòng)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(dòng)傳遞函數(shù)達(dá)9.93g·N-1，其次為Y向,即系統(tǒng)B中振動(dòng)傳遞路徑為安裝點(diǎn)Z向→座椅靠背X向。

由上述可知，振動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(cè)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(dòng)下降了約40.7%，解決了座椅在車速為120 km/h時(shí)振動(dòng)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(shí)中排座椅抖動(dòng)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(dòng)特性，運(yùn)用傳遞路徑分析法（TPA）計(jì)算了座椅振動(dòng)傳遞函數(shù)并識(shí)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(dòng)加速度出現(xiàn)峰值為0.06g，振動(dòng)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。