董志鴻 楊玉良 楊宇 曾健 孫營(yíng)

摘要：某重型牽引車(chē)在道路試驗(yàn)時(shí)發(fā)現(xiàn)70km/h時(shí)駕駛室抖動(dòng)加劇。為了盡快找出原因，建立整車(chē)NVH仿真模型，將試驗(yàn)測(cè)量數(shù)據(jù)作為仿真模型的輸入，從仿真結(jié)果中提取駕駛室座椅導(dǎo)軌加速度響應(yīng)，結(jié)合整車(chē)模態(tài)結(jié)果，找出了導(dǎo)致駕駛室抖動(dòng)加劇的根源，確定了優(yōu)化方案并進(jìn)行實(shí)車(chē)驗(yàn)證，最終解決了駕駛室抖動(dòng)問(wèn)題。

關(guān)鍵詞：牽引車(chē)；仿真模型；加速度響應(yīng)；整車(chē)模態(tài)；輪胎不平衡激勵(lì)；功率譜密度

引言

在以往的汽車(chē)振動(dòng)問(wèn)題分析中，由于計(jì)算機(jī)性能的限制，往往采用高度簡(jiǎn)化的模型以減少分析的自由度，其精度也受到很大的限制，這樣的模型不能很好地模擬整車(chē)的運(yùn)動(dòng)。隨著計(jì)算機(jī)容量和性能的不斷提高，對(duì)整車(chē)的振動(dòng)噪聲進(jìn)行系統(tǒng)地模擬已經(jīng)成為可能。本文采用試驗(yàn)與CAE相結(jié)合的方法對(duì)某重型牽引車(chē)駕駛室抖動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行分析與優(yōu)化。

1.建立牽引車(chē)仿真模型

1.1建立該牽引車(chē)的整車(chē)NVH仿真模型，如圖1所示：

圖1.整車(chē)有限元模型

汽車(chē)振動(dòng)的激勵(lì)源主要來(lái)自動(dòng)力總成和路面。在進(jìn)行道路試驗(yàn)時(shí)，在發(fā)動(dòng)機(jī)懸置和車(chē)橋上布置加速度傳感器，并將測(cè)量結(jié)果進(jìn)行處理轉(zhuǎn)換，得到該處的加速度功率譜密度曲線。

1.2仿真模型上的載荷輸入

將試驗(yàn)測(cè)量得到的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置、車(chē)橋上加速度功率譜密度作為仿真模型的輸入，在仿真模型的計(jì)算結(jié)果中輸出座椅導(dǎo)軌處的振動(dòng)響應(yīng)，圖2為實(shí)車(chē)試驗(yàn)測(cè)量的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置和車(chē)橋上加速度功率譜密度曲線。

圖2 實(shí)車(chē)試驗(yàn)測(cè)得的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置和車(chē)橋上加速度功率譜密度曲線

將施加了載荷的仿真模型提交計(jì)算，并在計(jì)算結(jié)果中輸出駕駛室座椅導(dǎo)軌處的加速度響應(yīng)曲線，曲線在5.8Hz處出現(xiàn)共振峰值，如圖5所示，即駕駛室在70km/h抖動(dòng)加劇時(shí)的共振頻率為5.8Hz。而4～8Hz之間是人體敏感區(qū)域，因此需避免在此頻率區(qū)間出現(xiàn)較大振動(dòng)幅值。

由于在實(shí)車(chē)道路試驗(yàn)時(shí)發(fā)現(xiàn)，駕駛室抖動(dòng)只與車(chē)速有關(guān)，與檔位的選擇無(wú)關(guān)，換句話說(shuō)與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)。這就排除了發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系等旋轉(zhuǎn)激勵(lì)，而是由結(jié)構(gòu)的固有頻率共振導(dǎo)致駕駛室抖動(dòng)，因此，動(dòng)力總成剛體模態(tài)及駕駛室等的剛體模態(tài)成為可能的因素。 為了找出上述模態(tài)頻率，對(duì)整車(chē)有限元模型進(jìn)行整車(chē)模態(tài)分析。

2.整車(chē)模態(tài)分析

對(duì)圖1中的整車(chē)有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析，得出5.77Hz存在一個(gè)模態(tài)，振型為車(chē)架后部垂向振動(dòng)+駕駛室剛體模態(tài)，而動(dòng)力總成剛體模態(tài)為6.7Hz，初步確定駕駛室抖動(dòng)是由駕駛室剛體模態(tài)共振產(chǎn)生。如圖3。

圖3 車(chē)架后部垂向振動(dòng)+駕駛室剛體模態(tài)（5.777Hz）

3.駕駛室振動(dòng)原因分析

從整車(chē)振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果反饋，當(dāng)車(chē)速達(dá)到70km/h時(shí)，能感受到明顯的駕駛室抖動(dòng)問(wèn)題。初步判斷原因可能是某激勵(lì)頻率與駕駛室固有頻率5.8Hz接近，導(dǎo)致駕駛室產(chǎn)生共振現(xiàn)。車(chē)輪的一階不平衡激勵(lì)通常處于此頻率區(qū)間，該牽引車(chē)的輪胎滾動(dòng)半徑為0.543m，而70km/h的行駛車(chē)速轉(zhuǎn)換成輪胎不平衡激勵(lì)頻率值剛好為5.8Hz。由此可確定，輪胎不平衡激勵(lì)激發(fā)了車(chē)架后部垂向振動(dòng)和駕駛室剛體模態(tài)產(chǎn)生駕駛室共振，從而導(dǎo)致駕駛室在70km/h時(shí)出現(xiàn)抖動(dòng)加劇現(xiàn)象。

車(chē)架后部垂向振動(dòng)模態(tài)和駕駛室剛體模態(tài)分別與板簧剛度、駕駛室懸置剛度、駕駛室后懸擺臂襯套剛度等有關(guān)，受承載要求的限制，調(diào)整板簧剛度和駕駛室懸置剛度可能會(huì)導(dǎo)致其他新的問(wèn)題產(chǎn)生，綜合考慮之后，可嘗試從減震器阻尼和駕駛室后懸擺臂襯套剛度入手，從而達(dá)到降低駕駛室抖動(dòng)幅度的目標(biāo)。

4.確定優(yōu)化方案

為了能夠盡快找出優(yōu)化方案，在與相關(guān)工程師共同討論后，篩選出以下兩個(gè)改進(jìn)方案，即增加各減震器阻尼，降低駕駛室后懸擺臂襯套的Y向剛度。具體體現(xiàn)為駕駛室前后懸減震器阻尼增倍，降低駕駛室后懸擺臂Y向襯套剛度，由原來(lái)剛度1000N/mm降低為600N/mm。如圖4所示。

圖4.增加減震器阻尼、降低后懸擺臂襯套剛度

將以上兩個(gè)改進(jìn)方案在仿真模型中修改之后提交計(jì)算，輸出駕駛室座椅導(dǎo)軌處的加速度響應(yīng)，并與優(yōu)化前進(jìn)行對(duì)比，在5.8Hz處的振動(dòng)幅值降低了28%，效果明顯。如圖5所示。

圖5駕駛室座椅導(dǎo)軌振動(dòng)優(yōu)化前/優(yōu)化后結(jié)果對(duì)比

將上述兩個(gè)優(yōu)化方案在試驗(yàn)車(chē)上實(shí)現(xiàn)，并提出了一些改進(jìn)措施：對(duì)輪胎總成的動(dòng)態(tài)不平衡量方面進(jìn)行了限制，目的是盡量降低輪胎激勵(lì)的幅值；即降低振動(dòng)源的幅值。盡量增大駕駛室對(duì)5.8Hz頻率附近振動(dòng)的衰減量。再次進(jìn)行道路試驗(yàn)。從試驗(yàn)反饋信息可知，駕駛室抖動(dòng)現(xiàn)象明顯改善。該試驗(yàn)結(jié)果同時(shí)也驗(yàn)證了仿真分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。

5.結(jié)論

在重卡整車(chē)NVH性能開(kāi)發(fā)過(guò)程中，針對(duì)一些較復(fù)雜的振動(dòng)現(xiàn)象，可以首先采用主觀評(píng)價(jià)和試驗(yàn)測(cè)試相結(jié)合的方法，初步找出可能導(dǎo)致問(wèn)題產(chǎn)生的原因。然后借助CAE仿真方法，對(duì)原因進(jìn)行分析驗(yàn)證，明確導(dǎo)致振動(dòng)問(wèn)題產(chǎn)生的根源，從而做到有針對(duì)性的去優(yōu)化改進(jìn)結(jié)構(gòu)參數(shù)，大大縮短汽車(chē)開(kāi)發(fā)周期。

參考文獻(xiàn)：

[1]龐劍，諶剛，何華.汽車(chē)噪聲與振動(dòng)-理論與應(yīng)用.北京理工大學(xué)出版社，2006.

[2]靳曉雄，張立軍，江浩.汽車(chē)振動(dòng)分析EM]，上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，2002.

[3]郭友利，趙幼平，王有智，等.輕型車(chē)動(dòng)力總成模態(tài)頻率響應(yīng)分析[J].振動(dòng)與沖擊，1998，17（4）.

[4]傅志方， 華宏星.模態(tài)分析理論與應(yīng)用[M]. 上海： 上海交通大學(xué)出版社， 2000， 7

作者簡(jiǎn)介：

董志鴻（1984年—），男，合肥工業(yè)大學(xué)在職研究生，主要從事汽車(chē)整車(chē)及系統(tǒng)零部件NVH分析。