某貨車駕駛室的振動控制與優(yōu)化

林嘉豪，李尚平，李 冰，陳少江

（1.廣西科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西 柳州 545006；2.廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西 南寧 530004；3.清華大學(xué)蘇州汽車研究院（相城）NVH研究所，江蘇 蘇州215000）

為了控制某貨車駕駛室的振動，通過對貨車駕駛室的TB模態(tài)分析與工作模態(tài)分析相結(jié)合，發(fā)現(xiàn)其首階振動頻率與發(fā)動機(jī)怠速時的振動頻率非常接近，極易發(fā)生耦合，引起共振。因此，通過對駕駛室的結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真優(yōu)化，改進(jìn)其結(jié)構(gòu)，提升其剛度，有效地避開了發(fā)動機(jī)怠速激勵頻率范圍，達(dá)到了較好的減振效果，改善了駕駛員的工作環(huán)境。

1 試驗測試分析

為了研究某低速載重貨車駕駛的振動情況，在怠速工況下，把傳感器布置在座椅導(dǎo)軌上，采集其振動數(shù)據(jù)。測試采用LMS.test.lab軟件中信號采集模塊進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，測試采樣時間為20 s，采樣頻率為1 024 Hz，分辨率為1 Hz，為減少能量的泄露，對時域信號做FFT前添加漢寧窗[1]。

對采集的數(shù)據(jù)進(jìn)行處理后得出該車駕駛室在怠速工況下的振動頻譜圖，如下圖1所示。

圖1 怠速振動頻譜圖

從圖1中可清楚的看出，在怠速工況下，該車座椅在X、Y、Z三個方向的振動確實比較大，分別為1.29 m/s2、1.09 m/s2、1.24 m/s2，并且在 17.84 Hz出現(xiàn)了相對較大的峰值。因此有必要對該車駕駛室進(jìn)行模態(tài)分析。

2 模態(tài)分析理論

模態(tài)是某物體其本身固有振動特性的一種反應(yīng)，若模態(tài)的頻率與輸入的激勵頻率相近或一致，就可能發(fā)生共振[2]。

模態(tài)是彈性結(jié)構(gòu)固有的特性。模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動態(tài)設(shè)計及設(shè)備故障診斷的重要的途徑和方法。具有N個自由度系統(tǒng)的運動微分方程[3]為：

公式（1）中，MX¨、CX˙、X 分別是用物理坐標(biāo)描述的加速度、速度、位移列陣；F是外部激勵陣列；M、C、K分別是系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，均為（N×N）階對稱矩陣。通過對上面公式進(jìn)行求解可得到系統(tǒng)的各階固有頻率。

3 駕駛室TB模態(tài)分析

通過前處理軟件建立了貨車駕駛室的有限元Triemmed Body模型，在關(guān)注的頻率階段中，可得到在自由模態(tài)的第一階振型，如圖2所示。

圖2 自由模態(tài)的第一階振型

通過有限元的分析所獲得的結(jié)果可以知道，首階扭轉(zhuǎn)模態(tài)的頻率為15.5 Hz，頻率相對較低，說明其結(jié)構(gòu)相對較弱。貨車發(fā)動機(jī)怠速時的激振頻率計算公式[4]為：

公式（2）中，F(xiàn)指發(fā)動機(jī)怠速時的激勵頻率；發(fā)動機(jī)缸數(shù)為 N（2）；怠速轉(zhuǎn)速為 n（860-960 r/min）；沖程數(shù)為C（2）。因此，通過上面的公式計算得出，該貨車在怠速時發(fā)動機(jī)的激勵頻率為14.3-16 Hz，這結(jié)果和仿真出來的首階扭轉(zhuǎn)模態(tài)的頻率非常接近，由此可知，該車在怠速時駕駛室的頻率峰值與發(fā)動機(jī)的激勵頻率峰值相對應(yīng)，極易發(fā)生耦合，引起共振。

4 駕駛室優(yōu)化與驗證

4.1 優(yōu)化方案

由于該載重貨車駕駛室的結(jié)構(gòu)尺寸相對較大、受力的工況也比較復(fù)雜，對其進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，不僅可找到駕駛室各部件結(jié)構(gòu)材料的最優(yōu)布局，還可找到其加強(qiáng)筋最優(yōu)的布置位置與方式。以白車身的首階模態(tài)頻率最大為優(yōu)化目標(biāo)，以體積分?jǐn)?shù)作為約束，本對白車身進(jìn)行優(yōu)化。

優(yōu)化方案如下：

優(yōu)化目標(biāo)：白車身首階模態(tài)頻率（除去剛體模態(tài)的第一階）最大。

約束條件：增加板件的體積占其駕駛室白車身板件總體積的百分比。

設(shè)計變量：白車身有限元數(shù)型中每個單元的相對密度。

4.2 拓?fù)鋬?yōu)化

為了更準(zhǔn)確判斷加強(qiáng)區(qū)域，約束條件中百分比分別取20%，30%，50%和60%.為了確保優(yōu)化后原零件的部分區(qū)域不被刪除，在OptiStruct中設(shè)置變量時，在設(shè)計區(qū)域原有的基礎(chǔ)上厚度增加1 mm，把優(yōu)化設(shè)計變量設(shè)置中的基本厚度設(shè)為設(shè)計區(qū)域中各部件原有的厚度，即Base Thickness中進(jìn)行添加。為了后期改進(jìn)方便，將大部分結(jié)構(gòu)設(shè)置為對稱約束。

優(yōu)化方案得到以下結(jié)果：

（1）約束條件v/V≤20%時,經(jīng)過9個迭代步后，駕駛室的一階頻率可提到22.93 Hz.

（2）約束條件v/V≤30%時，經(jīng)過8個迭代步后，駕駛室的一階頻率可提到23 Hz.

（3）約束條件v/V≤50%時，經(jīng)過8個迭代步后，駕駛室的一階頻率可提到23.17Hz。

（4）約束條件v/V≤60%時，經(jīng)過8個迭代步后，駕駛室的一階頻率可提到23.17 Hz.

由分析可清楚看出隨著體積百分比增加，迭代步數(shù)逐漸減少，且優(yōu)化得到的首階模態(tài)頻率逐漸增大。但隨著體積百分比增大，首階模態(tài)頻率變得不再敏感，體積百分比50%與60%的優(yōu)化結(jié)果基本一樣。20%-60%加強(qiáng)的部位基本一致，只是加強(qiáng)區(qū)域的大小不一樣，百分比越大需要加強(qiáng)的區(qū)域越大，綜合分析，認(rèn)為體積百分比為30%的結(jié)果具有代表性，作為優(yōu)化的參考結(jié)果。在優(yōu)化結(jié)果圖中，紅色的部位是有待加強(qiáng)的區(qū)域，從圖中可看出其白車身上有待加強(qiáng)的區(qū)域主要有：前圍立柱內(nèi)外板、前圍側(cè)面外板和后圍下內(nèi)板等。因此對該駕駛室的整體加強(qiáng)零件如下圖3所示，本優(yōu)化方案在原始模型的基礎(chǔ)上增加了10.1 kg.

圖3 整體加強(qiáng)零件

4.3 方案驗證

經(jīng)過結(jié)構(gòu)加強(qiáng)以后，白車身的首階模態(tài)頻率以及彎扭剛度都有了較大的提高，下面來分析該加強(qiáng)方案對駕駛室TB模型的模態(tài)影響。計算結(jié)果顯示，該TB模型的第一階頻率從15.55 Hz提高到了18.72 Hz，提高了20.4%；第二階模態(tài)頻率由15.98 Hz提高到19.20 Hz，提高了20.2%.由前面分析可知發(fā)動機(jī)怠速的激勵頻率為15.5 Hz，而優(yōu)化后的首階模態(tài)頻率為18.72 Hz，避開了發(fā)動機(jī)怠速激勵頻率的范圍，證明該優(yōu)化方案是可行的。

5 結(jié)束語

（1）對駕駛室進(jìn)行TB模態(tài)分析和工作模態(tài)分析，得出該駕駛室的首階模態(tài)及其振型，由于兩者分析結(jié)果的一致性，進(jìn)一步驗證了，在怠速工況下，該駕駛室確實與發(fā)動機(jī)的激勵頻率發(fā)生耦合，產(chǎn)生共振，這正是怠速時引起駕駛室振動過大的主要原因。

（2）找到駕駛室的薄弱區(qū)域，確定最優(yōu)優(yōu)化方案，對其進(jìn)行優(yōu)化，加強(qiáng)駕駛室的結(jié)構(gòu)，將第一階頻率從15.55 Hz提高到18.72 Hz，避開了發(fā)動機(jī)怠速激勵頻率的范圍，消除共振。