某輕型卡車駕駛室懸置振動試驗分析與優(yōu)化改進

朱學華，戴云，徐偉，郭福祥

（1.南京汽車集團有限公司汽車工程研究院，江蘇南京 210037;2.南京依維柯汽車有限公司，江蘇南京 210028）

0 引言

隨著我國商用車產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展，商用車的振動和噪聲問題已日益凸顯，乘員的乘坐舒適性已作為評價車輛性能優(yōu)劣的一個重要指標，正越來越多地受到各大商用車廠家的重視。

輕型卡車駕駛室的懸置系統(tǒng)作為車架與駕駛室之間的彈性連接件，除了支撐駕駛室總成不與其他零部件發(fā)生干涉問題外，還有一項重要的功能是衰減來自動力總成、路面以及輪胎的激勵經(jīng)過車架向駕駛室傳遞的振動能量，從而減小駕駛室振動并提升乘坐舒適性。所以在新車型開發(fā)階段，駕駛室懸置系統(tǒng)參數(shù)的合理設置對于隔振、減振以及使部件避開共振頻率段將起到事半功倍的效果。

文中針對某輕型卡車在開發(fā)驗證階段暴露出的駕駛室在常用車速60 km/h左右車內(nèi)振動過大問題，通過試驗方法找出原因，進而提出駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化匹配方案。優(yōu)化后的主客觀試驗驗證結(jié)果表明:該速度下車內(nèi)的振動已大幅下降，提高了整車的NVH水平。

1 駕駛室系統(tǒng)的振動測試

1.1 確定試驗測點位置

整車主觀評價的結(jié)果顯示在輕型卡車常用車速段60 km/h左右車內(nèi)存在嚴重的低頻共振問題。為了快速發(fā)現(xiàn)和解決問題，通過更換動力總成懸置、更換駕駛室懸置與加強支架等方式檢查車內(nèi)的振動水平，發(fā)現(xiàn)更換剛度變小的駕駛室懸置，車內(nèi)的振動得到了較大程度減輕，而其他方式車內(nèi)振動無明顯變化，所以初步判定駕駛室懸置剛度不合理是引起駕駛室抖動問題的主要因素。為進一步弄清楚產(chǎn)生抖動問題的振動機制過程，項目組制定了詳細的客觀數(shù)據(jù)測試方案。考慮到車輛行駛時駕駛室除了受到動力總成工作激勵外，還受到路面激勵和輪胎不平衡引起的滾動激勵的影響。依據(jù)振動信號的傳遞路徑，測點分別布置在動力總成懸置的主被動端、駕駛員側(cè)軸頭、駕駛員側(cè)車架、駕駛室懸置的主被動端、駕駛員座椅導軌以及駕駛室A柱等位置。測試設備包括比利時LMS公司的LMS Test.lab數(shù)據(jù)采集與分析系統(tǒng)、美國PCB公司的三向加速度傳感器、發(fā)動機轉(zhuǎn)速表、車速記錄儀以及筆記本電腦等。

1.2 路面試驗結(jié)果分析及對策

試驗時采集車輛在平直的瀝青路面上以合適擋位40～100 km/h車速 （10 km/h為速度間隔）勻速行駛以及以最高擋位從最低穩(wěn)定車速勻加速到最高車速等試驗工況下各測點的加速度響應信號，同時記錄下發(fā)動機轉(zhuǎn)速和行駛車速。

首先，對勻速工況下各測點的振動量隨車速變化進行分析，得出的變化曲線如圖1所示。由圖1得出:最能反映駕駛室振動情況的A柱測點在60 km/h速度下的振動最為明顯，振動幅值也最大，這與主觀感受是完全一致的，這可能與在這個速度下駕駛室發(fā)生低頻共振有關。再對A柱振動信號進行頻譜分析得出振動最大的頻率發(fā)生在7 Hz左右，如圖2所示。

其次，為了尋找駕駛室振動過大的原因，對勻加速工況下各測點的階次跟蹤圖進行分析，駕駛室A柱的階次跟蹤圖如圖3所示。由圖3得出:駕駛室A柱振動受發(fā)動機的0.24階振動影響最大，最大值發(fā)生在發(fā)動機轉(zhuǎn)速約1 830 r/min、車速62 km/h左右以及頻率7.3 Hz附近的區(qū)域內(nèi)。通過理論計算，排除發(fā)動機激勵的影響，再利用輪胎的滾動頻率計算方法得到發(fā)動機0.24階與輪胎1階滾動頻率相接近，這也就說明駕駛室的振動主要是由輪胎的滾動激勵引起的。

再者，為確認輪胎振動激勵到駕駛室的傳遞路徑，需要對勻加速工況下駕駛室懸置振動信號做0.24階的切片分析，如圖4所示。由圖4得出:駕駛室A柱的振動趨勢與軸頭振動趨勢一致，且振動能量主要通過駕駛室前懸置傳遞到車內(nèi)，說明該車速下駕駛室前懸置未起到良好的隔振效果。

1.3 駕駛室懸置系統(tǒng)模態(tài)測試分析

由于車速60 km/h時輪胎的滾動頻率在7 Hz附近，該頻率極有可能與駕駛室懸置系統(tǒng)的固有頻率過于接近，從而產(chǎn)生頻率耦合引起駕駛室共振問題，因此有必要對駕駛室總成系統(tǒng)進行模態(tài)測試分析，以獲取其剛體模態(tài)參數(shù)。為了節(jié)約時間更快速地診斷出問題，同時避免考慮有限元仿真計算時復雜的邊界條件，采用試驗模態(tài)分析方法獲取駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率。文中運用LMS Test.lab Impact Testing模塊進行模態(tài)參數(shù)識別，結(jié)果得到駕駛室俯仰運動剛體模態(tài)振型的固有頻率為6.8 Hz，與車速60 km/h時輪胎的滾動頻率7 Hz非常接近。

通過路面測試和室內(nèi)模態(tài)測試結(jié)果可以判定:車速60 km/h左右駕駛室懸置對輪胎滾動激勵隔振效果較差，同時輪胎滾動頻率與駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率相耦合，從而引起共振問題，加劇了駕駛室的抖動程度，因此有必要對駕駛室懸置作進一步的優(yōu)化改進。

2 駕駛室懸置系統(tǒng)的優(yōu)化匹配設計

2.1 獲取駕駛室質(zhì)心和轉(zhuǎn)動慣量

運用LMS Test.lab Rigid Modal軟件模塊根據(jù)測得的頻響函數(shù)計算出駕駛室的剛體模態(tài)，再由剛體模態(tài)參數(shù)可快速計算出駕駛室的質(zhì)心和慣性參數(shù)。首先將駕駛室置于空氣彈簧上模擬自由—自由的邊界條件，再在駕駛室上均勻布置加速度響應測點，同時選擇在駕駛室剛度較大位置作為錘擊輸入點，獲取不同測點的頻響函數(shù)曲線，試驗系統(tǒng)支承方式如圖5所示。這種剛體慣性參數(shù)的識別方法能大大簡化以往識別方法的復雜性，有利于進一步提高識別效率和識別結(jié)果的準確性。表1為駕駛室總成的質(zhì)心及慣性參數(shù)測試識別結(jié)果。

表1 駕駛室質(zhì)心及慣性參數(shù)

2.2 建立駕駛室懸置系統(tǒng)的動力學模型

該樣車駕駛室懸置的布置方式為四點支承，同時為進一步研究方便，可以把駕駛室懸置系統(tǒng)簡化為有6個自由度的振動系統(tǒng)，具體可用駕駛室質(zhì)心的3個直角坐標x、y、z，以及繞過質(zhì)心平行于定坐標軸的3個坐標軸轉(zhuǎn)角θx、θy、θz來表示。坐標方向定義為:在駕駛室總成靜止時，原點與駕駛室總成質(zhì)心重合，x軸指向駕駛室前方;y軸指向駕駛室左側(cè);而z軸指向駕駛室上方。簡化后駕駛室懸置系統(tǒng)的動力學模型可用圖6表示。通常懸置系統(tǒng)的模態(tài)解耦和優(yōu)化設計是以系統(tǒng)各個模態(tài)下的頻率和振型為理論基礎。所以文中首先利用拉格朗日動力學方法建立駕駛室懸置系統(tǒng)的振動微分方程:

由于駕駛室的懸置系統(tǒng)采用普通的橡膠懸置彈墊，阻尼一般很小，且系統(tǒng)的固有振動頻率與阻尼無關，所以在作系統(tǒng)模態(tài)分析時可不予考慮，可認為C=0;此時振動方程可以改寫成:

式 （2）— （4）中:M和K分別是懸置系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣;Ei為懸置系統(tǒng)的懸置點坐標位置組成的矩陣;Bi為懸置的安裝方向角余弦值組成的矩陣;Di為懸置三向剛度組成的矩陣;x是剛體的廣義坐標矢量。在通過相關試驗方法獲取駕駛室的質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動慣量、轉(zhuǎn)動慣量積、懸置點坐標、懸置安裝角以及橡膠懸置x、y、z三個軸方向剛度參數(shù)的基礎上，再利用系統(tǒng)的動能、勢能和廣義坐標矢量之間的關系式可得到質(zhì)量矩陣M和剛度矩陣K的表達式。再將式 （2）轉(zhuǎn)換到頻域內(nèi)，可得到:

對式 （5）作模態(tài)分析，即可得到駕駛室懸置系統(tǒng)6個自由度的模態(tài)頻率fi（i=1，2，…，6）和相應振型 φi=［φ1i，φ2i，φ3i，φ4i，φ5i，φ6i］T。

2.3 駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率的設置

為避免發(fā)生共振問題，懸置系統(tǒng)固有頻率的設置應滿足以下2點要求:（1）各階次的固有頻率應相互錯開;（2）各階次固有頻率還應該避開懸架偏頻、車架模態(tài)頻率以及發(fā)動機怠速激勵頻率。

2.4 駕駛室懸置系統(tǒng)的振動能量解耦

系統(tǒng)解耦可使系統(tǒng)各個自由度方向上振動相對獨立，避免發(fā)生2個或多個耦合振動的模態(tài)產(chǎn)生互相激勵，導致振動響應放大的現(xiàn)象。懸置系統(tǒng)的振動解耦關鍵是控制好系統(tǒng)6個自由度上的固有頻率分布，且沿各自由度方向的振動是解耦的。由于目前有關懸置系統(tǒng)匹配大多采用能量解耦法，因此文中也將以駕駛室懸置系統(tǒng)的振動解耦問題視為首要的目標函數(shù)進行優(yōu)化改進。

依據(jù)上述駕駛室懸置系統(tǒng)的動力學模型，當懸置系統(tǒng)以第i階固有頻率fi和振型φi振動時，第n（n=1，2，…，6）個廣義坐標上分配到的動能所占懸置系統(tǒng)總動能的百分比為:

式中:mnl為質(zhì)量矩陣M的第n行、第l列元素;φni是φi第n個分量;φli是φi第l個分量。E（n，i）表示系統(tǒng)在第i階固有頻率振動時，振動占優(yōu)方向所占的振動能量的百分比。此數(shù)值越大表示系統(tǒng)的解耦程度越高。

2.5 駕駛室懸置系統(tǒng)的設計變量

由于該樣車駕駛室的前期設計數(shù)據(jù)已全部凍結(jié)，因此通過更換駕駛室總成、改變懸置的安裝位置和角度等措施來改善振動耦合的方式減小振動傳遞存在較大的實施難度。結(jié)合駕駛室懸置系統(tǒng)動力學模型，并綜合考慮到樣車的實際情況，利用改變懸置本身的特性方法來降低系統(tǒng)的振動，相比而言較容易實施。而懸置系統(tǒng)阻尼特性的主要作用是降低共振峰幅值，對系統(tǒng)的解耦作用影響很小，因此文中選取各懸置各向主軸剛度作為設計變量。

2.6 懸置系統(tǒng)的優(yōu)化計算及結(jié)果

將以懸置系統(tǒng)動力學模型為理論依據(jù)，并以懸置系統(tǒng)的解耦度為目標函數(shù)，懸置系統(tǒng)固有頻率分布的設置以及懸置剛度上、下限值為約束條件，懸置系統(tǒng)的剛度作為設計變量，同時結(jié)合駕駛室和懸置參數(shù)測量結(jié)果進行綜合優(yōu)化計算。因此，文中采用矩陣計算功能強大的MATLAB軟件編制程序來計算和優(yōu)化系統(tǒng)的固有頻率和解耦率。在綜合考慮駕駛室懸置系統(tǒng)的固有頻率分布、振動能量的解耦率、駕駛室靜平衡姿態(tài)以及疲勞可靠性等因素，最終懸置優(yōu)化后結(jié)果如表2所示。表2反映了優(yōu)化后前懸置的x和y向剛度未變化，而后懸置的x向剛度提高，y向剛度降低，同時z向剛度均有所降低。此外，表3和4既說明了相比于原車狀態(tài)優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的固有頻率分布更合理，駕駛室振動能量解耦率明顯提高;另一方面也再次驗證了車速60 km/h左右車內(nèi)共振問題是由于原懸置系統(tǒng)振動能量解耦度不高以及輪胎滾動頻率與駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率相耦合共同導致的。

表2 優(yōu)化前、后懸置剛度值變化

表3 優(yōu)化前懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率

表4 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率

3 優(yōu)化后駕駛室懸置系統(tǒng)試驗驗證

根據(jù)駕駛室懸置優(yōu)化改進的計算結(jié)果，委托供應商重新試制了樣件，并將其安裝在原車上進行試驗驗證。主觀評價車速60 km/h左右車內(nèi)嚴重的抖動問題已基本消除，客觀數(shù)據(jù)也驗證了該車速下駕駛室A柱振動已大幅減小，如圖7所示。總之，駕駛室懸置的重新匹配優(yōu)化對駕駛室振動起到了顯著改善作用，達到了改進的目的。

4 結(jié)論

針對主觀評價車速60 km/h左右車內(nèi)存在嚴重的抖動問題，從測點布置、試驗工況等方面詳細敘述了試驗過程并深入解讀了試驗數(shù)據(jù)。依據(jù)振動信號的傳遞路徑分析發(fā)現(xiàn)輪胎滾動頻率與駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率發(fā)生耦合以及前懸置隔振效果不佳等因素共同造成了車內(nèi)較大振動，嚴重影響了車內(nèi)舒適性。針對此問題，獲取了駕駛室質(zhì)心和慣性參數(shù)，建立了懸置系統(tǒng)多自由度的動力學模型，依據(jù)懸置系統(tǒng)固有頻率合理分布和振動能量解耦為匹配設計理論，并以懸置剛度為設計變量，運用MATLAB軟件編制程序?qū)︸{駛室懸置系統(tǒng)重新進行優(yōu)化匹配。優(yōu)化后樣件裝車試驗結(jié)果表明:車內(nèi)振動已明顯減小，達到了改進的目的。

總之，文中詳細敘述的有關駕駛室懸置振動試驗與數(shù)據(jù)分析方法以及優(yōu)化匹配方法對今后懸置開發(fā)具有重要的借鑒意義。

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