模態試驗分析對解決汽車振動問題的應用

時 磊

（東風汽車有限公司 東風商用車技術中心，武漢 430056）

隨著人們對汽車NVH（噪聲、振動和乘坐的舒適性）等動態性能的要求程度越來越高，據權威部門調查“NVH的好壞是顧客購買汽車的一個非常重要的因素，在所有顧客不滿意的問題中,約有1/3是與NVH有關，約1/5的售后服務與NVH有關”，但是汽車在運行過程中，時刻都在承受著機械運動等動態負荷，這就要求汽車研發人員在研發時必須保證汽車在動態負荷中的舒適性以及汽車不致損壞。因此，如何運用好試驗測試方法和工具，為研發相關部門提供可靠的數據依據和建議，研發出舒適性水平較高的汽車成為研發試驗人員面臨的首要任務。

解決汽車NVH動態性能問題，就必須了解汽車結構的動態分析，是汽車研發過程中的最基本和最重要的環節，而在解決汽車振動問題的眾多試驗方法中，模態試驗分析是解決結構動態特性的重要方法，也是結構系統諸多動態行為研究和判斷的依據，此外，我們研究的隨機振動分析，頻率域反應分析等，均需應用模態分析的結果作為基礎數據。因此，模態試驗分析能在汽車早期開發過程中及時發現汽車存在的問題，為提高汽車整車的NVH動態性能指明了方向。

1 通過常規試驗進行振動來分析某車駕駛室的異常振動

針對某車在做整車性能試驗時，在A級瀝青路面和國家公告載荷狀態下，在20～62 km/h車速范圍內，駕駛室存在5～7 Hz的異常振動且振動形式為俯仰振動，在車速57 km/h（低頻5.4 Hz）時駕駛室異常振動的幅度最大，人體主觀感覺極不舒適且不能接受。因為該車駕駛室異常振動為低頻振動，所以根據以往的經驗分析判斷可以排除發動機旋轉激勵和傳動軸旋轉激勵的影響。為了進一步分析導致該車駕駛室低頻異常振動的原因，從車輪總成和底盤懸架系統查找原因。該車載荷分布示意圖見圖1。

1.1 換裝合格的新子午胎車輪總成后進行乘坐舒適性主觀評價振動測量及分析

某車換裝新子午胎車輪總成后，從主觀評價、測量結果和頻譜分析來看，乘坐舒適性人體主觀感覺仍不能接受，在57 km/h時駕駛室異常振動沒有得到改善，且各測點的振動主頻沒有變化。因此，從車輪總成上無法分析得出引起駕駛室異常振動的原因。

1.2 在換裝合格的新子午胎車輪總成的基礎上，降低前兩橋鋼板彈簧剛度（原車板簧剛度2004 N/cm更換為1680 N/cm，板簧阻尼比原車增大100%）后，進行乘坐舒適性主觀評價、振動測量及分析

在換裝合格的新子午胎車輪總成的基礎上，降低前兩橋板簧剛度后，從主觀評價、測量結果和頻譜分析來看，乘坐舒適性人體主觀感覺仍不能接受，在57km/h車速下駕駛室異常振動沒有明顯改善，駕駛室前懸Z向的振動減小了12%左右，在57 km/h時駕駛室前懸置的振動主頻為5.2 Hz，駕駛室異常振動頻率基本上沒有變化。因此，從該車的底盤懸架系統上無法分析出引起駕駛室異常振動的原因。

2 模態試驗分析及應用

因為該車駕駛室異常振動為低頻振動，所以可以排除發動機和傳動軸的影響因素，通過換裝車輪總成和降低前兩橋板簧剛度后，仍無法分析判斷出引起駕駛室異常振動的原因。為進一步查清引起駕駛室異常振動的原因，應用模態試驗分析方法對該車進行整車（車架和駕駛室）模態試驗。

2.1 模態試驗分析目的

振動模態是彈性結構固有的、整體的特性。如果通過模態分析方法搞清楚了結構物在某一易受影響的頻率范圍內各階主要模態的特性，就可能預言結構在此頻段內在外部或內部各種振源作用下實際振動的響應。因此，模態分析是結構動態設計及故障診斷的重要方法，是提供研究各種實際結構振動的一條有效途徑，在設計的早期階段避免共振的發生。

通過上述常規的振動試驗分析，仍然無法查找出引起某車駕駛室在低頻5.4 Hz處異常振動的原因。根據以往的工作經驗，初步判斷該車出現的振動問題（駕駛室低頻振動且振動形式為俯仰振動）與其車架有關，基于上述對該車駕駛室異常振動的試驗分析和判斷，為進一步查找原因對該車進行整車（車架和駕駛室）模態試驗，試驗時產生的頻率范圍為1～40 Hz。

2.2 模態試驗原理及應用

2.2.1 模態試驗原理［1］

結構模態的意義，可解釋成一種自由運動的變位分布方式。在不考慮材料阻尼所形成的能量耗散且無外力干擾的情況下，系統可以周而復始地運動下去，形成一個能量守恒系統。一個質點在一個方向上的變位指標稱為一個自由度，一個離散系統的一個模態，可由一個以該系統各自由度為分量所組成的向量來代表。對多自由度系統，各模態為彼此獨立的完全集，在模態合成法中，結構的任何運動可以由其自由振動模態的線性組合來表示。

多自由度線性系統的運動微分方程是相互耦合的，當自由度數很多時，方程的求解十分困難。模態分析技術的原理就是將線性定常系統振動微分方程組中的物理坐標轉換為模態坐標，使方程組解耦，成為一組以模態坐標描述的獨立線性微分方程，以便求出系統的模態參數。由于采用模態截斷的處理方法，可以使方程的個數大為減少，從而大大減少了計算量，為大型復雜結構的振動分析帶來了很大的好處。試驗模態分析技術就是在此理論的基礎上，利用試驗技術和信號處理技術來識別系統的模態參數，從而獲得其動態特性。

由采集得到的力信號和加速度響應信號計算頻率響應函數和相干函數。

頻率響應函數計算公式：

式（1）中：Hxif指第 i點的加速度響應 Xi（t）對激振力f（t）的頻率響應函數；Gxif指第 i點的加速度響應 Xi（t）對激振力 f（t）的互功率譜；Gff激振力 f（t）的自功率譜。

相干函數計算公式：

式（2）中：γxif指第 i點的加速度響應 Xi（t）對激振力 f（t）的相干函數。

考慮傳遞函數矩陣中的某一元素Hij，其下標的物理意義為：i是測量點，j是激振點。傳遞函數矩陣可寫成:

其中 ξr=cr/2mrωr

由式（3）可知，傳遞函數矩陣中的某一行或某一列中，包含了模態矩陣的全部信息。因此，在進行模態試驗時，只要測量傳遞函數的某一行（相當于固定測量點，移動激勵點位置）或某一列（相當于固定激勵點，測量全部自由度的響應）即可。

同時測量激勵力和響應，將兩種信號同時送入雙通道的FFT分析儀或其他數據處理設備中，就可以方便地得到系統的傳遞函數。利用計算機對傳遞函數進行擬合計算，得到系統的模態頻率ωr，模態阻尼 ξrωr及留數 φirφjr，由此獲得系統的動態特性。模態試驗分析的各主要環節示意圖，如圖2所示。

2.2.2 模態試驗應用［2］

我們知道，對于一個確定系統，給定一個輸入，則可得到一個經過系統的輸出。反過來，已知一個系統的輸入和輸出特性，就可確定系統的傳遞特性。為此，我們人為地對系統加一個輸入，然后測量其輸出，通過輸入輸出的互譜與自譜即可確定系統的傳遞特性。

采用的模態試驗方法如下：首先驅動信號是由計算機產生一個所要測量范圍內的隨機激勵白噪聲信號，由于該車駕駛室異常振動為低頻振動，所以激勵信號采用1～40 Hz的正弦掃描信號，激振力垂直向上，經D/A輸出，低通濾波器平滑處理后，由功率放大器驅動電磁激振器，對試驗對象進行激勵。同時在激振桿上安裝力傳感器，及在所測測點上安裝加速度傳感器，并回收力傳感器和所有測點的加速度響應信號，經電荷放大器放大后，通過計算機A/D輸入至計算機中，得到其時間歷程信號，試驗原理如圖3所示。

對采集到的時間歷程信號，計算其所有響應點與力作用點的傳遞函數。

分別回收各測點X、Y、Z向的加速度響應信號，求得傳遞函數后，利用LMS公司的TEST.Lab中的Spectral Acquisition軟件計算得到某車整車振動的模態參數（頻率、振型、阻尼）。圖4為某車車架和駕駛室模態試驗的結構測點布置圖。

在車架和駕駛室上共布置了185個點，車架上布置了49個點，駕駛室上布置了136個點，整個測點以能反映車架和駕駛室的結構特征為原則。通過三向ICP傳感器與玻璃塊、磁鐵通過螺紋相互連接，再吸附在測點處，每個測點測量X、Y、Z三個方向上的加速度信號，并利用LMS公司的TEST.Lab中的數據采集軟件回收各測點的加速度響應信號和激振點的激振力信號。試驗前通過互異性檢驗在車架合適的部位進行激振，比較在各點激振時得到的頻率響應函數曲線和相干函數曲線，選取使得到的頻率響應函數曲線光滑、峰值明確清晰、不丟失模態并且具有0.8以上的相干函數值的激振點作為試驗時的激振點。回收所有采集的時間歷程信號并進行模態分析判斷。

3 模態試驗結果分析［3，4］

對所有采集回收的加速度響應信號，經計算機處理后得到的頻率響應函數利用LMS公司的TEST.Lab中的Spectral Acquisition軟件進行模態參數識別。在1～40 Hz范圍內某車的車架和整車共識別出16階模態，由于該車駕駛室異常振動的頻率為5.4 Hz，所以只列出了車架和整車第1階的模態參數，如表1所示。

表1 車架及整車模態參數

本文僅給出了該車車架第1階模態振型圖，見圖5；整車第1階模態振型圖，見圖6。

從模態試驗結果和模態振型圖分析得出，車架和整車的第1階模態6 Hz的頻率對該車的影響非常明顯，車架整體一彎，駕駛室在車架的影響下做俯仰運動。從車架和整車的第1階模態分析可以看出，駕駛室后懸置在車架上的安裝位置位于車架一階彎曲節點前端，由于試驗所測得的駕駛室振動狀況為俯仰運動，彎曲節點距離車架縱梁前端越遠，引起駕駛室俯仰振動的幅度越大。圖7為車架整體一階彎曲時節點示意圖。

4 模態試驗結果分析應用

結構的振動特性與其固有振動特性密切相關，當外載荷頻率接近結構的固有頻率時，即使外載荷不大，也會在結構上引起較大的響應，并可能導致車身結構提前遭到破壞，對車身的振動較大，即產生共振。因此，我們在選擇安裝汽車其它零部件或總成時，應當盡量使這些零部件的固有頻率遠離汽車結構（車架）的固有頻率，同時選擇合適的懸置隔離振動的傳遞。

結合某車的車架和駕駛室第1階模態結果和模態振型圖，車架整體一彎頻率為6 Hz，受車架整體一階彎曲影響駕駛室做俯仰運動；車架整體一階彎曲頻率與該車在57 km/h時駕駛室異常振動的主頻5.4 Hz很接近，導致了駕駛室與車架產生共振，并且駕駛室的振動形勢為俯仰振動。因此，可以判斷某車駕駛室異常振動是由車架整體一彎引起的，并且車架前端比較薄弱，可以采取以下措施來提高其乘坐舒適性。

通過增強車架與車廂副梁的連接剛度，來提高整車的彎曲剛度，以達到移動其一階彎曲節點的目的，減小駕駛室異常振動幅度，能夠使乘坐舒適性提高，但是成本增加較大，建議不采用。

鑒于某車為現生產車型及成本考慮，不可能通過重新設計和大規模改進來解決駕駛室異常振動的問題，只能采取被動隔振的辦法減小駕駛室在5.4 Hz處的振動能量，通過試驗摸索對該車局部進行改進，將駕駛室懸置型式由半浮式改為全浮式，駕駛室懸置改為全浮式后，隔振效果和乘坐舒適性都達到了很好的效果。

表2為某車原車狀態與駕駛室懸置改為全浮式后，在車速57 km/h時，駕駛室左前懸上Z向的加速度RMS值對比。圖8為將駕駛室懸置型式由半浮式改為全浮式后，在車速57 km/h時，駕駛室左前懸上Z向在5.4 Hz處的自功譜密度圖對比。

表2 原車狀態與駕駛室懸置改為全浮后，駕駛室左前懸上Z向的加速度RMS值對比/m·s-2

從表2中可以看出，將駕駛室懸置型式由半浮式改為全浮式后，在車速57 km/h時，駕駛室前懸上Z向的RMS值減小了63%，駕駛室前懸Z向的振動大大減小。

從圖8中可以看出，將駕駛室懸置型式由半浮式改為全浮式后，在車速57 km/h時，駕駛室左前懸上Z向在5.4 Hz處的振動能量大幅降低，且峰值小于 0.3（m/s2）2/Hz。

綜上所述，將某車的駕駛室懸置由辦浮式改為全浮式后，在全車速范圍內，駕駛室異常振動現象消失，人體主觀感覺乘坐舒適性“較好”，駕駛室懸置總體隔振效果“較好”。

5 結束語

本文主要闡述了針對某現生產車在行駛試驗時出現低頻5.4 Hz的駕駛室異常振動的現象，通過常規振動試驗分析方法無法查清引起駕駛室異常振動的原因，最后利用模態試驗分析方法對該車整車（車架和駕駛室）進行模態試驗，從整車模態試驗結果和模態振型圖分析得出，在第1階模態頻率6 Hz處車架整體垂直一彎，駕駛室受車架的影響做俯仰運動（pitch），駕駛室異常振動的原因得以查清，對問題的解決提供了可靠數據依據。總結如下：

1）模態試驗分析方法，在解決車輛行駛過程中的振動問題方面扮演著重要角色，是常規振動分析方法無法替代的；

2）通過模態試驗分析，獲得了某車車架和駕駛室的結構動態參數，并對主要模態分析得出駕駛室異常振動是由車架整體一彎引起的。

3）通過模態試驗分析，能為駕駛室匹配整車開發過程中存在的問題提前做出分析判斷，在避免共振發生、NVH性能提高、降低開發成本和縮短開發周期等方面發揮著重要作用。

［1］許本文，等.機械振動與模態分析基礎［M］.北京：機械工業出版，1998.

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