某輕型客車地板振動發麻的試驗及控制*

王長新，史文庫，陳志勇，張一京，郭福祥

(1.吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室 長春，130022)(2.南京汽車集團有限公司汽車工程研究院 南京，210028)(3.南京依維柯汽車有限公司產品工程部 南京，210028)

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某輕型客車地板振動發麻的試驗及控制*

王長新1，史文庫1，陳志勇1，張一京2，郭福祥3

(1.吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室 長春，130022)(2.南京汽車集團有限公司汽車工程研究院 南京，210028)(3.南京依維柯汽車有限公司產品工程部 南京，210028)

針對某輕型客車高速時中部和后部地板振動腳感發麻的問題，首先，對車架和車身地板進行模態摸底測試和實車道路試驗測試；其次，采用階次跟蹤法和頻譜分析法分析出傳動軸1階扭轉振動是地板振動的主要激勵源，并利用模態分析法發現地板的第8階局部模態頻率與傳動軸的1階頻率相接近，地板的局部共振是其振動發麻的主因；然后，從激勵傳遞路徑和優化地板模態分布兩方面著手進行改進，利用虛擬樣機技術優化傳動軸橡膠支承的剛度，以最大幅度地減少傳動軸振動向車內的傳遞，并采用有限元技術優化了地板的模態分布，使之避開了發動機和傳動軸的工作頻率范圍；最后，通過樣車試驗驗證了改進措施的有效性，解決了地板振動發麻的問題。

地板振動； 模態分析； 譜分析； 橡膠支承； 非線性剛度

引 言

汽車的噪聲、振動和聲振粗糙度(noise vibration harshness,簡稱NVH)特性是評價汽車綜合性能的重要指標，也是汽車廠商提高競爭力的主要方面[1-3]。隨著社會的發展，人們對車輛舒適性的要求越來越高。世界各大汽車公司在產品開發階段或車型改進初期都把NVH性能作為一項主要指標來校核。在對某輕型客車進行NVH性能主觀評價的過程中發現，當車速增加到90～120 km/h時，車內中部和后部地板有明顯的振動，乘員腳部感覺發麻，很不舒適。因此，需要對其進行試驗測試，分析并找出問題根源，再采取有效措施以減小或消除該振動。

目前,研究車輛地板振動的方法有多種，如模態分析法[4]、頻譜分析法[5]、子結構法[6]、逆子結構法[7]和傳遞路徑分析法(transfer path analysis,簡稱TPA)[8-9]等，但常用的方法主要是模態分析法和頻譜分析法。模態分析法是機械振動系統分析的基本方法，頻譜分析法是對振動問題發生后進行診斷而常用的方法。子結構法主要適用對象是大型復雜的結構或系統，由于子結構法在矩陣求逆時會產生不小的誤差而使關鍵響應譜變形甚至出現假峰值，于是就有了逆子結構法[7]，也是用于復雜的結構或系統。TPA法多用來研究噪聲或聲振耦合問題，使用起來較繁瑣，可操作性不強。這些方法在客車地板振動研究方面的應用較少。

通常導致汽車地板振動的因素主要分兩類:一類是振源激起的車身系統共振(輕型客車振源包括發動機的振動、傳動軸的振動、排氣管的振動和車輪的不平衡振動等)，當車架或車身地板的某模態頻率和車上某振源的某階激勵頻率一致時而引發的共振；另一類是振源通過連接件傳遞過來的振動。由于客車車身系統存在較強的非線性，采用傳遞路徑法和子結構方法就產生較大誤差，且操作實施難度大[10]。同時由于汽車激勵源具有明顯階次特征，通過階次跟蹤和頻譜分析可以很容易發現地板振動的階次特征，從而很快確定激勵源；所以，筆者采用模態分析和頻譜分析相結合的方法來找出引起車身地板強烈振動的原因。

1 車架和車身地板模態摸底測試

模態摸底測試的目的是了解車架和車身的模態分布情況，檢查二者主要模態是否處在發動機和傳動軸的工作頻率范圍之間，以免發生共振。

1.1 車架的模態測試

由于所研究車輛的車身不是承載式車身，而是由車架和車身殼體組成，車身和車架是半彈性連接，因此車架的模態對車身地板的振動有重要影響。車架的模態分布一般是生產廠家事先根據整車的模態規劃確定好的。由于廠家不能提供該車的車架模態，所以需要對該車架進行模態摸底測試。試驗采用LMS.Test.Lab測試系統和MB MODAL-110型電磁式模態激振器。為了使激振各個方向上都有能量傳遞，車架前后布置2個激振器，激勵的方向互成一定角度，如圖1所示。測點和激振點位置選取需要參考有限元仿真結果或工程經驗，如圖2所示。模態試驗得到車架的前7階模態結果見表1。

圖1 車架模態測試

圖2 車架模態測點和激振點分布

表1 車架模態試驗結果

Tab.1 The results of frame mode test

階數模態頻率/Hz振型111.3整體1階扭轉214.8橫向1階彎曲330.1整體1階彎曲435.8兩大梁相互錯動543.2整體2階扭轉664.3橫向2階彎曲794.1橫向3階彎曲

1.2 車身地板的模態測試

實車地板振動是整車裝配狀態下的振動，整車的裝備質量約為3 t。地板的振動受車身地板連接件的影響,該車的車身地板與車架前部是彈性連接，后部是螺栓剛性連接，而且車內地板上鋪裝有木板和橡膠墊，并安裝有座椅,這樣需要測試的地板模態是在整車裝配約束狀態下的模態。試驗所用傳感器和激振器都直接布置在該車地板底部,所用測試設備同前面車架模態測試的一樣。 由于部分車身附件和車輪的影響，地板測點的布置如圖3所示。激振器的位置是一前一后，這樣既考慮能量的傳遞，也方便校驗激勵的相干性。前后兩個激振器和加速度傳感器的布置如圖4所示。

圖3 車身地板模態測點和激振點分布

圖4 激振器布置和LMS測試系統

通過對試驗數據的處理可以得到地板的各階模態，這里只給出對地板振動局部發麻有關鍵影響的模態(局部第8階振型，模態頻率為58.773 2 Hz)。如圖5所示，其中顏色越深表示該階振型下該處相對振動幅值越大。表2為車身地板試驗得到的前10階模態結果。

圖5 車身地板局部第8階模態

表2 車身地板模態試驗結果

Tab.2 The results of frame mode test

階數模態頻率/Hz振型113.89前部1階彎曲235.89后部1階彎曲338.91整體2階彎曲443.79整體2階扭轉548.19后部中心鼓包652.91后部3階扭轉756.40后部3階彎曲858.77前后中心鼓包962.32整體3階彎曲1073.41后部中心凸起+后部2階彎曲

2 整車地板振動道路測試

該測試的目的是對實際車輛的振動問題進行重現，試驗時采用不同工況使多個振源部件中的一個或多個停止工作，以便對比分析，從而快速地找到問題源。

引起整車內地板振動的原因有多種，包括發動機的振動、傳遞軸的振動、排氣消聲器管的振動以及輪胎的不平衡引起的振動，這些振源都有可能把振動傳遞到車內地板上。為了弄清哪些振動傳遞到車內地板并引起了90～120 km/h速度范圍內劇烈振動，特別是第2，5排乘員腳部感覺發麻的問題，在各個可能激勵源被動端和車內地板各排座椅處上都布置了加速度傳感器，見表3。圖6為車內地板的加速度傳感器布置圖和所使用的LMS測試前端。

圖6 車身地板上傳感器布置和LMS測試前端

表3 振動加速度傳感器布置分布

Tab.3 Arrangement of acceleration sensors

序號傳感器位置類型數量/個1發動機懸置被動端三向加速度傳感器32傳動軸前后支承被動端三向加速度傳感器23排氣系統懸吊被動端單向加速度傳感器84前懸架彈性元件車架端三向加速度傳感器45后懸架彈性元件車端三向加速度傳感器46車內地板單向加速度傳感器26

道路試驗工況有4種：勻速行駛工況、原地勻加速工況、勻加速工況和高速熄火空擋滑行工況。第1種工況是對主觀評價的問題進行再現實測，后3種工況是激勵源同時或不同時掃頻的過程。通過對比能夠發現測點振動響應與哪個激勵源有關系，同時檢查系統是否存在共振現象。

3 試驗結果分析

針對該車地板振動發麻的問題，首先，對勻速行駛工況下測得的車內地板不同測點的振動信號進行頻譜分析，分別找出各車速下各測點的主要峰值頻率(這里稱為問題頻率)；然后，進行對比分析，以發現共性問題。圖7為地板各測點振動的前兩個主要問題頻率與車速的關系，可以明顯看出,中高車速時傳動軸的1階激勵頻率是第一問題頻率，它是引起地板振動的主要激勵源。

圖7 前兩個問題頻率與車速的關系

另外3種工況都是激勵掃頻的過程，只是激勵源不相同。原地勻加速時，只有發動機和排氣系統的激勵；勻加速時，該車的全部激勵源為發動機、排氣系統、傳動系和車輪；高速熄火空擋滑行時，只有傳動系和車輪還在運轉產生激勵。激勵掃頻的目的是判斷在車輛使用車速下，車身系統是否存在共振，以及有哪些階次的頻率引發的共振，從而確定共振激勵源。不同的工況對比也可判斷激勵源的影響。限于篇幅，這里只對比第5排中間座椅地板的3種掃頻工況的頻譜，如圖8～圖10所示(變速器最高檔傳動比為0.78，對應于發動機的1.28階)。

圖8 原地勻加速工況第5排中間地板的瀑布圖

圖9 勻加速工況第5排中間地板的瀑布圖

圖10 熄火空擋滑行工況第5排中間地板的瀑布圖

通過圖8～圖10階次對比可以看出，該車高速(90～115 km/h)行駛時所產生的地板振動主要是由傳動軸1階引起的，并且出現以58 Hz為中心的共振帶。對比前面車架和車身地板模態發現，車架不存在58Hz的模態頻率，而車身地板存在58Hz的模態頻率(其模態振型見圖5)，這與主觀評價發現的地板振動發麻的位置相符，從而可以確定是傳動軸的1階激勵引發了車身地板的模態共振并導致了地板的局部強烈振動。實際研究發現，對于客車車身系統來說，由于存在較強的非線性，相干性的分析結果往往不盡人意。綜上所述，可以從改進激勵傳遞路徑和優化地板模態分布兩個方面著手來解決該地板振動發麻的問題。

4 改進及仿真優化

4.1 傳動軸橡膠支承剛度仿真優化

為了最大幅度地減小傳動軸產生的1階激勵向車內的傳遞，這里采用虛擬樣機技術建立傳動系的多體動力學虛擬模型。模型是實際傳動軸的三維數模通過simdesigner 直接導入到虛擬樣機軟件中的。零部件的參數和實際一樣，唯有橡膠支承的特性參數需要通過試驗的方法測得。由于橡膠支承的剛度是非線性的，所以在Adams_View中使用Bushing和Gforce命令來聯合模擬。分別以傳動軸的兩個橡膠支承處的垂向振動大小為目標對原有橡膠支承的六向剛度曲線進行改進仿真優化，改進優化是基于橡膠支承原來的性能曲線的。圖11為所建立的該傳動軸的虛擬多體動力學模型。

圖11 傳動軸多體動力學模型

這里僅給出橡膠支承的2個關鍵方向上的靜剛度變化曲線，其他4個方向上的剛度曲線變化不大，這里不再給出。圖12，13分別為z向和繞y向的優化前后的剛度對比曲線(圖中坐標方向為整車坐標方向)。

圖12 橡膠支承z向剛度對比

4.2 地板模態分布優化

車內地板的模態分布優化就是使其模態分布更加合理，使之避開車上激勵源的工作頻率。針對試驗測試發現的車內地板的第8階局部模態落在了傳動軸的1階激勵頻率范圍而引起了地板局部共振。筆者使用有限元軟件建立了車架和車身地板連接一起的有限元模型，如圖14所示。使用該模型來近似模擬和分析車身地板的約束模態，并針對問題模態進行地板的結構優化，使該模態分布避開傳動軸的工作頻率。結合工程實際情況，主要對地板模態有重要影響的地板橫梁的位置及數量進行優化。通過對地板模態靈敏度分析找出關鍵橫梁，并結合問題模態，可以得到既經濟又可行的方案，即在地板后部增加1根橫梁，在地板前部調整了1根橫梁的位置(見圖14)。

圖13 橡膠支承y向扭轉剛度對比

圖14 車身地板和車架有限元模型

針對改進后的地板結構試制了樣車以進行地板模態的試驗驗證。測試的方法、傳感器的布置位置及使用試驗設備與前面一樣。測試的對應局部第8階模態如圖15所示，與改進前的圖5對比，可以看出模態頻率基本一致，前后共振峰值基本消失，只是在地板前端出現一新的小峰值。由于該車車內前部地板上鋪有泡面墊，并且該部無乘客座椅，所以該模態對振動NVH虛擬影響很小，可以忽略。這樣，車內地板的模態分布得到了優化，消除了共振發生的可能性，有利于控制地板的振動。

圖15 優化后車身地板局部第8階模態

5 工程實施驗證

根據前面傳動軸橡膠支承剛度優化所提出的方案，對該車的原有傳動軸橡膠支承的結構進行改進，以滿足優化后橡膠支承剛度的要求。圖16為優化前后的傳動軸橡膠支承。根據傳動軸橡膠支承和車內地板的優化方案進行樣車試驗驗證和NVH主客觀的評價，試驗的方法與過程和前面一樣，也可只測量車內地板振動的響應，試驗工況僅為勻速工況或者高速勻加速工況。由于篇幅有限，只給出車速為100 km/h下第2和第5排中間座椅地板振動的對比情況，如圖17,18所示。

圖16 傳動軸橡膠支承改進前后對比圖

圖17 100 km/h時第2排座椅地板振動響應對比

圖18 100 km/h時第5排座椅地板振動響應對比

對比圖17,18不難看出，優化后的車內前后地板振動強度都大幅度減小(約60%)，與主觀評價結果一致，腳感發麻現象消除，地板振動得到有效控制，整車的NVH性能也得到改善和提高。

6 結 論

1) 針對輕型客車的車內地板振動局部強烈問題，提出了一套試驗測試的方法和流程，為類似問題的解決提供了參考。

2) 采用模態分析和頻譜分析方法快速有效地發現地板振動問題的根源，然后從激勵傳遞和地板模態分布兩個方面進行優化改進。

3) 利用虛擬樣機技術建立多體模型，優化了橡膠支承的非線性剛度，有效衰減振動的傳遞。采用有限元技術優化地板的模態分布，使之避開了車上激勵源的工作頻率范圍，有效地避免了共振的產生，消除了地板振動發麻現象。

4) 所采用模態分析和頻譜分析相結合的方法能夠有效解決實際車輛的NVH問題，對實際工程問題具有實用性，并且便于實施，這對國內客車的NVH性能提升具有一定的借鑒意義。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2015.06.008

*國家高技術研究發展計劃(“八六三”計劃)資助項目(2007220101002381)

2014-05-04；

2014-06-12

U463.4; TH113

王長新，男，1982年12月生，博士研究生。主要研究方向為汽車NVH分析與控制。曾發表《Multi-objective optimization of the variable stiffness suspension of a light bus based on artificial immune algorithm》(《SAE Paper》No.2014-01-0883)等論文。 E-mail:wangchangxin168@163.com