重型卡车驾驶室振动传递函数分析和优化

杨志刚，邵林，李凯敏，邓超，刘顶平

（陕西重型汽车有限公司汽车工程研究院，陕西 西安 710200）

重型卡车驾驶室振动传递函数分析和优化

杨志刚，邵林，李凯敏，邓超，刘顶平

（陕西重型汽车有限公司汽车工程研究院，陕西 西安 710200）

试验测试和分析表明，驾驶室地板振动不仅会导致座椅振动，恶化驾乘舒适性，并且会产生噪声，影响车辆的NVH性能。本文对驾驶室地板的振动进行了分析，计算了某重卡驾驶室地板的传递路径响应和模态贡献量，并与试验测试结果进行了对比。基于经过校核的仿真模型，对驾驶室地板结构进行了优化，提供了改进方案。对改进方案的分析显示，在发动机怠速激励频率下，座椅导轨的振动加速度峰值降低了3.1dB，NVH性能获得了显著的改善。

NVH；传递路径；振动传递函数；模态贡献量

CLC NO.:U469.2Document Code:AArticle ID:1671-7988(2015)07-54-04

引言

近年来，随着社会的发展，人们对重卡的要求除了基本的动力性、承载性外，越来越关注重卡的乘坐舒适性、室内噪声等NVH性能，而驾驶室地板的振动与这些性能有直接的关系，地板的振动会导致座椅导轨的振动，并且引发室内空气振动产生噪声。因此考察驾驶室地板的振动对于提升车辆的NVH性能具有重要的意义[1]。

本文通过试验测量了怠速工况下驾驶室悬置被动侧的加速度数据，利用悬置动刚度法求解得到悬置被动侧的激振力，并将其加载到对标后的整备车身有限元模型上，计算出驾驶室地板关键点的加速度振动响应，并与试验测试的响应进行对比，两者RMS值误差小于2dB。根据计算结果，利用模态贡献量分析法得到贡献量最大的地板薄弱部位，并对薄弱处进行结构优化，以降低地板的振动。

1、整备车身的对标

1.1 有限元模型及试验模型

为了得到准确的振动响应，首先需要保证整备车身有限元模型的精度，因此需对整备车身模型进行模态对标。本文利用有限元软件建立的整备车身模型如图1所示，其中节点数量为1397950，单元数量为1707673。

模型主要包括白车身、内外饰、座椅、挡风玻璃、进气扁管等。图2中的试验车身与有限元模型状态一致，模型中忽略了螺栓、面漆、部分零部件等对仿真精度无明显影响的因素，而忽略后会降低网格数量，节约计算时间。

1.2 整备车身模态对标

由于对整备车身地板振动影响最大的悬置激励频率往往较低，而且驾驶室整体模态频率也较低[2]，因此考察了驾驶室前4阶模态，试验及仿真计算结果如表1所示，从表中可以看出两者频率误差≤10%，模态振型置信度MAC值≥70%，模型精度满足要求，为后续的响应计算提供了很好的模型基础[3]。

表1 试验与仿真模态对标

2、驾驶室地板关键点响应计算

2.1 振动响应原理

基于频域的振动分析中，假定驾驶室系统为线性的，在此前提下车内目标点的振动是由各个路径上的工作载荷乘以相应路径的传递函数叠加之后得到的[4],一条路径上的振动响应计算公式为:

如果有n条路径，那么总的目标点的响应是各路径的贡献量的线性叠加，计算公式为:

因此对于响应计算分析来说，需要得到激励载荷和传递函数，具备了这两项输入，即可利用上面的公式计算得到系统的响应。

2.2 悬置载荷

本文采用动刚度法获得怠速工况下10-80Hz驾驶室悬置被动测的悬置载荷力，动刚度法利用驾驶室室悬置的动刚度与悬置的位移相乘即得到了怠速工况下的力，可以表示为:

2.3 振动传递数函

激励位置为驾驶室4个悬置被动端，如图7所示，鉴于驾乘人员脚部地板的振动以及座椅导轨的振动会直接对驾乘人员的乘坐舒适性产生影响，因此选择驾驶室左前地板、右前地板、座椅导轨处为振动响应输出点，如图8所示。

传递函数的计算结果为各输入点3方向激励到各输出点的传递函数矩阵，由于地板的Z向振动是对振动特性影响最为显著的，因此关键传递函数的数量共为36个，图9所示为左前悬置X方向激励对各响应点Z方向响应的传递函数曲线[5]。

2.4 关键点响应对标

利用测得的悬置载荷便可求出驾驶室座椅地板关键点的加速度振动响应，并与试验测试的振动响应、TPA进行比较。TPA是利用试验测试传递函数与动刚度法识别的悬置载荷得到的振动响应，如图10～12所示。从图中可以看出三者的吻合程度很高，通过三者的RMS值计算，得出两者误差小于2dB，因此整备车身有限元模型可以很好的预测实际振动响应。

2.5 模态贡献量分析

由于驾驶室地板振动的峰值主要集中在30Hz和60Hz，分别对应发动机的三阶和六阶激励频率。而振动响应除受激励影响外，车身的传递特性也有很大影响，可以通过修改车身结构，降低车身的振动传递率来降低关键位置的振动。

由于座椅导轨直接影响驾驶员的乘坐舒适性，因此对座椅导轨进行模态贡献量分析，分析结果如图13所示，通过分析得出对座椅导轨振动贡献最大的模态是第112阶模态和147阶模态，对30Hz附近的振动峰值，这两阶模态的贡献占主导地位，两阶模态产生的振动响应与总响应的对比如图14所示，从图中可以看出两阶模态的叠加响应与总响应相差不大，改善这两阶模态的振动对于降低地板的振动响应会有很好的效果。

3、优化方案

3.1 地板结构改进

基于上述分析，对于座椅导轨的振动，从模态贡献量方面来看，第112阶模态和147阶模态引起的振动对总振动的贡献量非常大，因此想要降低该点的振动，对这两阶结构模态改进会比较有效[6]，第112阶模态和147阶模态的阵型如图15、图16所示，从两阶模态的振型上看出，存在明显的地板一阶和二阶振动，并且这两阶模态的频率与发动机怠速点火激励频率接近，要降低座椅导轨振动响应，需要改进地板的抗弯性能，提高地板一阶振动和二阶振动的频率。

为了增加驾驶室地板的抗弯性能，在两阶模态振型峰值处增加了两个加强板，厚度均为1.5mm，加强板的位置如图17、图18所示。

3.2 改进后座椅导轨响应对比

将加强板加入到模型后，对改进后的驾驶室地板振动响应进行计算，并将计算的结果与原始模型进行对比，原始模型和改进后模型的结果比较如图19所示，原始模型座椅导轨在30Hz附近的加速度峰值为-12.0dB， 修改后模型在30Hz的加速度峰值为-15.1dB，降低了3.1dB。

4、结论

1.整备车身的计算模态与试验模态的频率误差≤10%，模态振型MAC≥70%，保证了仿真模型的计算精度，可为后期仿真预测提供基础；

2.驾驶室地板振动响应计算结果与测试结果误差小于2dB，说明仿真结果的可靠，可以利用仿真模型来预测实车驾驶室地板的振动响应；

3.通过模态贡献量的分析，得出驾驶室112阶和147阶模态对座椅振动响应的贡献量最大，为此察看两阶模态的振型，发现驾驶室地板振动剧烈，因此对其添加了两处加强板，提高了抗弯能力，并再次进行响应分析，得出修改后模型在30Hz的加速度峰值为-15.1dB，降低了3.1dB。

[1] 程铭.轻型货车驾驶室结构建模研究及模态仿真分析[D].北京林业大学，2008.

[2] 马天飞，王登峰，刘文平.重型商用车驾驶室白车身的模态分析与实验研究 [J].汽车工程.2008，:31（7）:616-619.

[3] 夏国林，张代胜.轿车白车身模态分析与振型相关性研究 [J].计算机应用.2008，（1）:39-41.

[4] 庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动[M].北京:北京理工大学出版社，2006.

[5] 詹福良，徐俊伟.Virtual.Lab Acoustics声学仿真计算从入门到精通[M].西安:西北工业大学出版社，2008.

[6] 李学修.轻卡车身模态分析及结构优化[D].上海交通大学，2007.

Analysis and Optimization for Vibration Transfer Function of a Cab of Heavy-Duty Truck

Yang Zhigang, Shao Lin, Li Kaimin, Deng Chao, Liu Dingping
(Automotive Engineering Research Institute, Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd., Shaanxi Xi’an 710200）

According to the test and analyzing, vibration of the cab floor will cause the seat track vibrating,worsen the ride comfort, meanwhile,and produce noise, influence the performance of NVH. By analyzing the vibration of the cab floor,the response of transfer paths and the modal contribution was calculated,and a comparison with the test result was made. Base on the adjusted simulation model, the structure of the cab floor was optimized, and an improved case was delivered. The analysis of the improved structure showed that at idle speed, the peak of the acceleration signal was reduced by 3.1 dB, the performance of NVH was significantly improved.

NVH; transfer path; vibration transfer function; modal contribution

U469.2

A

1671-7988(2015)07-54-04

杨志刚，就职于陕西重型汽车有限公司汽车工程研究院。