商用車中排座椅振動特性分析與優化＊

莫崇衛申濤郭鵬程 肖良紅夏二立李落星

（1.湘潭大學，湘潭411105；2.湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙410082；3.長安汽車股份有限公司，重慶400020）

主題詞：座椅 抖動 模態分析 四通道掃頻NVH

1 前言

汽車座椅的振動特性直接影響車輛的乘坐舒適性，座椅的振動、異響等NVH性能是評價座椅的重要指標[1]。國內外科研人員為獲取座椅振動性能進行了相關研究，如，Baik S等[2]運用有限元方法對座椅模態和座椅振動特性進行了分析及試驗驗證；王淑芬等[3]通過對座椅骨架進行模態計算、座椅動態特性分析、諧響應分析優化了其舒適性；Kim S J等[4]運用快速TPA法結合有限元法對發動機激勵下的噪聲進行了預測；王登峰、李未等[5-6]應用傳遞路徑分析法，以動力總成振動激勵或路面激勵對駕駛員座椅地板垂直加速度的傳遞路徑進行分析，對影響較大的傳遞路徑進行了識別。

本文在前人研究的基礎上，利用MSC Nastran和HyperWorks軟件搭建了座椅有限元仿真模型并進行了模態試驗，通過四通道掃頻測試和TPA法構建傳遞路徑函數對座椅的振動特性進行分析,識別了振動的主要傳遞路徑，基于分析結果提出了優化方案并進行了試驗驗證。

2 模態分析與驗證

2.1 有限元模型的建立

運用CATIA軟件建立座椅的三維模型，包括靠背骨架、調角器、坐框骨架、支撐腿、滑軌、安裝腿、坐墊和功能性塑料件等。將建立的三維模型導入HyperMesh中，采用殼單元QUAD4和TIRIA進行網格劃分[7]，同時對各功能件進行簡化。

座椅連接方式對模態分析影響很大[8]，為此對調角器、滑軌以及縫焊、螺栓、鉸鏈進行處理：

a.根據調角器的功能對其進行螺栓連接，為保證其剛度（忽略調角器轉動和變形），設置其厚度至少在3 mm以上，如圖1所示。

b.滑軌包括上下滑軌、卡子、滾珠和調節裝置等，采用RBE2剛性單元對卡子與上下滑軌以及滾珠與上下滑軌進行連接，并釋放滑軌方向的自由度[2]，如圖2所示。

圖1 調角器處理

圖2 滑軌處理

c.縫焊采用Weld單元，螺栓和鉸鏈均采用Beam單元，鉸鏈需釋放相應方向旋轉自由度。

該座椅有限元模型共74 690個節點、69 018個網格單元，座椅模型與實體如圖3所示。

圖3 座椅模型和實體

2.2 模態分析

模態分析是頻率響應分析的前提，通過模態分析可獲得結構的模態頻率和模態振型[9]。模態分析時對座椅安裝孔位置進行固定約束，模態振型為座椅前向俯仰模態和側向擺動模態，如圖4所示。

通過仿真獲得一階前向俯仰模態為20.89 Hz，二階側向擺動模態為24.54 Hz，通過整車模態仿真得到中排座椅前向俯仰和側向擺動模態分別為17.12 Hz和20.49 Hz。

圖4 模態振型

2.3 模型驗證

依據某公司制訂的《座椅模態試驗規范》，采用LMS模態測試系統對中排座椅進行模態試驗，并與仿真結果進行對比，結果如表1所示。

表1 模態分析結果

由表1可知，對于兩種模態，單體座椅模態頻率比整車模型分別高3.77 Hz和4.05 Hz，這是由于單體座椅約束了安裝孔，比整車約束工況下剛度大，所以整車模態頻率較低[2]；有限元分析結果與試驗結果基本相近，其中一階俯仰模態小于試驗值0.68 Hz，二階側向擺動模態大于試驗值1.89 Hz，誤差在11%以內，表明有限元分析結果可信，該有限元模型可為頻率響應分析提供依據。

3 振動測試與分析

3.1 四通道掃頻測試

路試過程中發現，當車速約為120 km/h時，中排座椅靠背左右抖動十分明顯，主觀評價不可接受。根據路試采集的路譜進行分析和計算[10]，得到路面激勵頻率如表2所列。

表2 路面激勵頻率

由表2可知，車速為120 km/h時的路面激勵頻率為17.1 Hz，與座椅的一階模態頻率17.8 Hz很接近，為此需要分析是否由于模態頻率接近而發生耦合導致振動較大問題。

為獲得座椅振動特性，采用四通道掃頻[11]測試方法進行振動的識別。依據試驗規范，在車身懸掛連結點處施加振幅為5 mm的激勵，在座椅靠背布置加速度傳感器，掃描頻率范圍為5～30 Hz。傳感器布置位置和掃頻結果如圖5和圖6所示。

圖5 測點布置位置

圖6 座椅靠背上部測點掃頻測試結果

由圖6可看出，座椅靠背頂部三向振動加速度在頻率為17.84 Hz處均出現峰值，與座椅模態17.8 Hz接近；座椅靠背主要振動方向為X向（與路試中座椅左右振動方向相同），振動加速度峰值為0.06g，其次為Z向和Y向，也與路試一致。

上述測試表明，座椅模態影響振動加速度峰值出現的頻率，而峰值大小的決定因素需再確認。

3.2 傳遞路徑分析

3.2.1 傳遞函數構建

針對該商用車中排座椅振動問題，其傳遞路徑可分解為懸掛連結點→座椅安裝點→靠背目標點，運用多級TPA法[12-13]可將整車系統分為兩個子系統，如圖7所示。

圖7 多級TPA示意

系統傳遞函數可表示為：

式中，T為目標點響應；Ha、Hb分別為系統A、系統B的傳遞函數；F為激振力。

系統A為懸掛連結點-座椅安裝點的白車身系統，其傳遞函數Ha可表示為：

式中，amount和aactive分別為座椅安裝點的振動加速度和激勵主動側激振力。

系統B為座椅安裝點-靠背目標點的座椅系統，其傳遞函數Hb可表示為：

式中，atarget為目標點的振動加速度。

3.2.2 傳遞路徑貢獻分析

基于整車模型和實際激勵條件，運用MSC.Nastran進行仿真分析。在車身4個懸掛連結點上分別施加三向單位正弦激勵，對整車模型應用慣性釋放[14]，針對座椅靠背X向振動進行頻響分析，即懸掛連結點12條傳遞路徑對座椅靠背X向的貢獻分析，結果如圖8所示。

圖8 座椅振動貢獻量

本文主要分析頻率為17.84 Hz處的貢獻量，由圖7可看出，對座椅靠背X向振動貢獻最大的前4條路徑分別為右前懸掛連結點X向激勵、左前懸掛連結點X向激勵、右后懸掛連結點Y向激勵和右后懸掛連結點X向激勵，振動的貢獻量分別為0.002 5g、0.002 2g、0.000 7g和0.000 67g。

整車系統中，右前懸掛連結點的X向激勵對座椅靠背X向振動貢獻最大，為主要傳遞路徑。

3.2.3 傳遞函數計算

為分析右前懸掛連結點X向激勵下的振動傳遞特性，針對系統A，運用多級TPA分析法進行頻率響應分析，輸出amount并計算Ha，如圖9所示。

圖9 傳遞函數Ha

由圖9可知，Ha在頻率為17.12 Hz處出現峰值0.009g，表現為Z向振動傳遞函數，即系統A在該激勵下振動主要傳遞路徑為右前懸掛連結點X向→座椅安裝點Z向。根據已獲得的amount和atarget，則系統B中Hb計算結果如圖10所示。

圖10 傳遞函數Hb

由圖10可知，傳遞函數Hb在頻率為17.12 Hz和21.4 Hz處均出現局部峰值，其中在17.12 Hz處X向振動傳遞函數達9.93g·N-1，其次為Y向,即系統B中振動傳遞路徑為安裝點Z向→座椅靠背X向。

由上述可知，振動傳遞主要路徑為右前懸掛連結點X向→地板Z向→座椅頂部X向。

4 優化方案與驗證

根據傳遞路徑的傳遞函數大小及振動貢獻量，發現前右懸掛連結點至座椅安裝點Z向振動的貢獻量較大。基于分析結果進行結構優化，考慮方案的可行性與經濟性，在中排座椅后安裝橫梁內增加加強件，直接焊接到橫梁上，方案設置和四通道掃頻試驗結果分別如圖11和圖12所示。

圖11 優化方案設置

圖12 試驗結果

通過四通道掃頻測試和路試試驗可知，實施優化方案后，在頻率為17.84 Hz處座椅振動下降了約40.7%，解決了座椅在車速為120 km/h時振動過大的問題，提升了座椅舒適性。

5 結束語

為解決某商用車路試時中排座椅抖動問題，通過有限元仿真分析獲得了其模態頻率和振型，并完成模態試驗驗證。通過四通道掃頻試驗分析了座椅的振動特性，運用傳遞路徑分析法（TPA）計算了座椅振動傳遞函數并識別出傳遞路徑貢獻量，結果表明，座椅靠背在頻率為17.84 Hz處X向振動加速度出現峰值為0.06g，振動主要傳遞路徑為右前懸掛連結點X向-座椅安裝孔Z向-座椅靠背頂部X向。基于分析結果提出了優化方案并進行了試驗驗證。