王海濤，張代勝，汪 波，譚繼錦，楊靖廷

（1.合肥工業(yè)大學(xué) 汽車與交通學(xué)院，合肥 230009 2.安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司 重型商用車公司，合肥 230009）

駕駛室的振動響應(yīng)嚴(yán)重影響乘坐舒適性［1］、行駛安全性以及汽車品質(zhì)［2］。目前，國內(nèi)外對于駕駛室振動特性的研究主要集中在兩個方面：一是通過對駕駛室進(jìn)行模態(tài)分析獲得駕駛室的振動模態(tài)和振動主頻，利用結(jié)構(gòu)優(yōu)化提高駕駛室的某階主振頻率，避開路面、傳動系統(tǒng)、發(fā)動機(jī)等可能的激勵頻率，從而避免發(fā)生共振現(xiàn)象；二是通過對車輛駕駛室懸置系統(tǒng)的改進(jìn)或者車輛懸架系統(tǒng)參數(shù)的調(diào)整，更好地衰減來自駕駛室的振動［3－4］。

某款長頭重卡以90 km／h的速度在良好路面行駛過程中發(fā)生駕駛室側(cè)圍異常振動，在耐久試驗(yàn)中側(cè)圍上部出現(xiàn)開裂。由于引起駕駛室異常振動的原因較多，國內(nèi)長頭車駕駛室振動性能參考數(shù)據(jù)較少，因此對該長頭重卡駕駛室的振動特性展開研究以明確故障源，進(jìn)而消除這類異常振動并提升駕駛室的性能。

1 故障分析與道路試驗(yàn)

1.1 故障分析

引起駕駛室振動的原因包括發(fā)動機(jī)、底盤以及路面激勵等因素［5］。其中路面激勵的頻率較低［6］，發(fā)動機(jī)產(chǎn)生振動的頻率較高［7］。底盤傳動系和行駛系的故障會使得高速旋轉(zhuǎn)的部件發(fā)生擺振，產(chǎn)生周期性的離心力，進(jìn)而導(dǎo)致異常振動［8］。駕駛室懸置系統(tǒng)的故障和參數(shù)的不匹配會影響對振動的衰減，造成劇烈振動［9］。另外，駕駛室自身結(jié)構(gòu)的振動特性不合理、模態(tài)頻率不匹配、局部連接剛度弱等因素也會造成車身振動加劇甚至出現(xiàn)異常振動。

根據(jù)汽車車身振動問題故障診斷基本流程，（如圖1所示），對該車駕駛室出現(xiàn)的異常振動進(jìn)行初步分析。首先維持車速不變，改變發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速。直線行駛中保持90 km／h的車速不變，駕駛室側(cè)圍抖動劇烈，振動感周期出現(xiàn)，掛入空擋后踩下油門以調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速，發(fā)現(xiàn)駕駛室側(cè)圍的振動情況并沒有發(fā)生改變，因此可以排除駕駛室振動問題與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速相關(guān)。

圖1 車身振動問題故障診斷流程框圖

調(diào)節(jié)胎壓后在同一條道路上再次以90 km／h的車速沿直線行駛，踩下制動將車速降到60 km／h，松開制動踏板并保持該車速繼續(xù)沿直線行駛，主觀感受駕駛室抖動感減弱，側(cè)圍振動幅度減小，在排除懸架系統(tǒng)、制動系統(tǒng)和行駛系統(tǒng)出現(xiàn)故障后，判斷異常振動問題可能與車輪或傳動軸有關(guān)。

1.2 道路試驗(yàn)

針對行駛過程中駕駛室異常振動現(xiàn)象，選擇在汽車試驗(yàn)場進(jìn)行道路試驗(yàn)。采用DH5928四通道便攜式動態(tài)信號測試系統(tǒng)，將加速度傳感器布置于駕駛室座椅導(dǎo)軌、發(fā)動機(jī)懸置、車架和擺臂處，分別以60、90、120 km／h這3組常用車速進(jìn)行試驗(yàn)，采集并分析不同車速下駕駛室的振動信號。道路試驗(yàn)車輛、儀器及相關(guān)測點(diǎn)試驗(yàn)現(xiàn)場如圖2所示。

圖2 道路試驗(yàn)現(xiàn)場

道路試驗(yàn)中，車輛盡量維持恒定速度沿直線行駛［10］，采樣時間持續(xù)20 s，每組車速進(jìn)行兩輪測試，以獲取各測點(diǎn)的自功率圖譜。其中，不同車速下駕駛室座椅測點(diǎn)的振動主頻及振動峰值如表1所示。90 km／h車速下駕駛室座椅測點(diǎn)的自功率譜如圖3所示。

表1 不同車速下駕駛室座椅測點(diǎn)振動主頻 及振動峰值

圖3 90 km／h下駕駛室座椅測點(diǎn)自功率圖譜

道路試驗(yàn)結(jié)果表明：在90 km／h的試驗(yàn)車速下，駕駛室座椅測點(diǎn)的振動主頻為21.68 Hz，振動峰值最大。由于共振發(fā)生的頻率較低，結(jié)合故障分析結(jié)論，在排除傳動軸激勵的因素后，判斷車輪激勵與駕駛室本體頻率發(fā)生共振可能是導(dǎo)致側(cè)圍異常振動的主要外因，有必要對駕駛室的動態(tài)特性做進(jìn)一步研究。

2 駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)

2.1 試驗(yàn)方案

試驗(yàn)對象為不帶玻璃的駕駛室白車身。白車身模態(tài)是研究車身模態(tài)的基礎(chǔ)，能夠反映車身模態(tài)的本質(zhì)特征，分析相對簡單，修改相對容易［11］。駕駛室結(jié)構(gòu)輪廓近似為方形，尺寸為2 520 mm×2 430 mm×2 260 mm，采用空氣彈簧支承方式，使駕駛室的約束狀態(tài)接近自由狀態(tài)。選用單點(diǎn)激勵法，分析頻率范圍取0～200 Hz。通過試驗(yàn)獲得駕駛室的固有頻率和模態(tài)振型等結(jié)構(gòu)性能參數(shù)。

模態(tài)試驗(yàn)系統(tǒng)包括：

1）激振部分：包括激振器、信號發(fā)生器、功率放大器等。

2）采集部分：包括加速度傳感器、力傳感器、適調(diào)器等。

3）分析、顯示、記錄部分：包括動態(tài)信號采集分析處理系統(tǒng)、計算機(jī)等。

4）支承部分：千斤頂、空氣彈簧。

駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)測試原理如圖4所示。

圖4 駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)測試原理框圖

試驗(yàn)測點(diǎn)選取應(yīng)遵循“在基本反映車身輪廓前提下，能夠明確顯示模態(tài)振型特征”的原則。由于駕駛室白車身尺寸較大，在確定測點(diǎn)之前，在其表面按10 cm×10 cm劃分網(wǎng)格。在線框網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)上選取測點(diǎn)，共布置430個測點(diǎn)。駕駛室白車身線框網(wǎng)格及測點(diǎn)網(wǎng)格模型如圖5所示。

圖5 駕駛室白車身線框網(wǎng)格及測點(diǎn)網(wǎng)格模型示意圖

設(shè)備安裝完成后，在信號采集系統(tǒng)中對信號源、通道參數(shù)進(jìn)行設(shè)置。由于駕駛室模態(tài)試驗(yàn)的測點(diǎn)較多，為便于后續(xù)模態(tài)信號的識別與分析，以10個測點(diǎn)為1組，將所有測點(diǎn)劃分為43組逐步進(jìn)行測試。每組測試時，采集各測點(diǎn)的頻響、相干激勵力的自譜情況，實(shí)時觀察數(shù)據(jù)以判斷每次測試的有效性。

2.2 參數(shù)識別

完成模態(tài)信號的采集工作后，在模態(tài)分析軟件中選擇PolyLSCF法識別模態(tài)參數(shù)。PolyLSCF法是多參考點(diǎn)的最小二乘復(fù)頻域法，是目前最新發(fā)展并流行的基于傳遞函數(shù)的模態(tài)分析方法，也是頻域算法中效果較好的模態(tài)參數(shù)識別法［12］。穩(wěn)態(tài)圖校驗(yàn)后，基于振型動畫辨識振型。其中，駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)頻響函數(shù)疊加圖如圖6所示。

圖6 駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)頻響函數(shù)疊加圖

駕駛室前6階模態(tài)頻率及振型描述如表2所示。駕駛室基頻、1階扭轉(zhuǎn)與1階彎曲振型如圖7所示。

表2 駕駛室白車身模態(tài)參數(shù)

圖7 駕駛室白車身模態(tài)振型示意圖

模態(tài)判定準(zhǔn)則MAC用來檢驗(yàn)所選的模態(tài)參數(shù)識別方式是否合適。如圖8所示，駕駛室模態(tài)試驗(yàn)MAC圖反映了所識別模態(tài)參數(shù)的有效性。

圖8 駕駛室模態(tài)試驗(yàn)MAC圖

2.3 試驗(yàn)結(jié)論

鑒于長頭車駕駛室結(jié)構(gòu)由框架和板件組成，近似方形結(jié)構(gòu)，其振型表現(xiàn)出盒形結(jié)構(gòu)的振動特征，即駕駛室彎曲振型呈多方向。駕駛室扭轉(zhuǎn)表現(xiàn)為側(cè)圍與后圍、側(cè)圍與頂棚部件的組合形式。

駕駛室彎曲形態(tài)較多，其中后圍板與頂棚彎曲沿車身坐標(biāo)系x方向；地板與后圍板彎曲沿車身坐標(biāo)系z方向；側(cè)圍板與后圍板彎曲呈雙向振動形態(tài)（x方向與y方向）；高階振型多為局部振型或多部件多方向振型。由于駕駛室左右側(cè)圍局部較弱，導(dǎo)致整體彎曲扭轉(zhuǎn)振型與局部彎曲振型先后出現(xiàn)；頂棚與側(cè)圍上部連接處剛度相對較弱，低階振型反復(fù)出現(xiàn)。

值得注意的是，長頭車駕駛室與平頭車相比，在側(cè)圍處的振型有較大不同。考慮平頭車發(fā)動機(jī)放置于地板凹槽處，其駕駛室地板受振動直接影響，振幅較大［13］。而長頭車發(fā)動機(jī)放置于車頭前部位置，駕駛室地板上有多根縱橫梁支撐，剛度較大，相對振幅較小，但在側(cè)圍相關(guān)位置處卻出現(xiàn)了較多的振型、較大的振幅。這一點(diǎn)在評價長頭車駕駛室振動特性時需要特別關(guān)注。

3 駕駛室白車身模態(tài)仿真

3.1 有限元仿真

基于駕駛室CAD模型，將stp格式文件導(dǎo)入Hyper Mesh中。在保證計算精度的前提下，對駕駛室白車身幾何模型進(jìn)行簡化［14］。在Hyper Mesh中選擇單元類型及單元尺寸，劃分各部件的有限元網(wǎng)格，設(shè)置各部件材料屬性，建立駕駛室白車身有限元模型，模型質(zhì)量為399.7 kg。

選擇Hyper Mesh自帶的求解器對駕駛室白車身有限元模型進(jìn)行自由模態(tài)分析，查看駕駛室白車身模型基頻、1階扭轉(zhuǎn)與1階彎曲振型如圖9所示。

圖9 駕駛室白車身模型振型圖

3.2 分析與試驗(yàn)對比

駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)與分析所得的模態(tài)頻率如表3所示。前6階的模態(tài)頻率與振型非常接近，驗(yàn)證了有限元模型的準(zhǔn)確性。

表3 駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)與仿真結(jié)果

4 振動問題原因分析及改進(jìn)措施

4.1 原因分析

通過對駕駛室模態(tài)性能的研究，發(fā)現(xiàn)其自身結(jié)構(gòu)存在不足，側(cè)圍剛度較小，連接較弱。此外，駕駛室白車身前2階模態(tài)振型均在側(cè)圍處出現(xiàn)，且模態(tài)頻率較低，容易與外界激勵發(fā)生共振。當(dāng)試驗(yàn)車速在90 km／h時，駕駛室側(cè)圍抖動劇烈，座椅測點(diǎn)處振動峰值對應(yīng)的頻率為21.68 Hz，與駕駛室白車身1階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率21.98 Hz非常接近。由于車輪激勵可能是造成駕駛室側(cè)圍異常振動的主要外因［15］，故應(yīng)分析車輪激勵對駕駛室振動的影響。

車輪激勵頻率為：

其中：v為車速（m／s）；r為輪胎動力半徑（m）；n為倍頻階次。該車配置輪胎尺寸為12R22.5，動力半徑為0.541 m，分別選取試驗(yàn)車速60、90、120 km／h，計算車輪激勵頻率值如表4所示。

表4 不同車速下車輪激勵頻率

經(jīng)計算發(fā)現(xiàn)，當(dāng)車速為90 km／h時，車輪激勵的3倍頻與駕駛室白車身第2階、1階扭轉(zhuǎn)頻率比較接近。判斷該長頭重卡以90 km／h行駛時，車輪激勵的倍頻與駕駛室本體的1階扭轉(zhuǎn)頻率存在同頻現(xiàn)象，導(dǎo)致側(cè)圍產(chǎn)生過大振動，出現(xiàn)過早失效問題。計算結(jié)果符合試驗(yàn)結(jié)論。

綜上，駕駛室側(cè)圍異常振動的原因有兩點(diǎn)：①駕駛室自身結(jié)構(gòu)存在不足，側(cè)圍局部剛度較弱；②特定速度下車輪激勵的倍頻與駕駛室本體1階扭轉(zhuǎn)頻率存在同頻現(xiàn)象發(fā)生共振。

4.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

車輪激勵頻率主要取決于車速無法避免，總有特定車速的車輪激勵頻率可與車身結(jié)構(gòu)頻率重合，但車輪激勵的影響范圍一般在1～21 Hz范圍內(nèi)，且實(shí)際行駛過程中應(yīng)主要避開常用車速下導(dǎo)致車身異常振動的因素。因此，通過對駕駛室進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化以增強(qiáng)駕駛室的局部剛度，并提高駕駛室本體的1階扭轉(zhuǎn)頻率以避開90 km／h下的車輪激勵是比較可行的方法?？紤]到優(yōu)化改進(jìn)的成本，選擇尺寸優(yōu)化法對駕駛室振動性能進(jìn)行提升。

駕駛室側(cè)圍處的局部振型復(fù)雜，局部模態(tài)較多，根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果將駕駛室側(cè)圍內(nèi)板、側(cè)圍外板、頂棚玻璃鋼、地板和后圍板這幾個部件的厚度作為設(shè)計變量，以駕駛室1階扭轉(zhuǎn)頻率為優(yōu)化目標(biāo)進(jìn)行靈敏度分析。由分析可得，在這5個設(shè)計變量里側(cè)圍內(nèi)板對駕駛室1階扭轉(zhuǎn)頻率的影響最大。設(shè)計變量的模態(tài)靈敏度如圖10所示。

圖10 設(shè)計變量模態(tài)靈敏度

選擇增加側(cè)圍內(nèi)板的厚度對駕駛室進(jìn)行尺寸優(yōu)化。為與發(fā)生共振的車輪激勵倍頻錯開3 Hz，優(yōu)化目標(biāo)設(shè)為駕駛室1階扭轉(zhuǎn)頻率提高至25 Hz以上，約束條件為駕駛室扭轉(zhuǎn)、彎曲剛度值，且質(zhì)量增加不超過10 kg，設(shè)計變量為駕駛室側(cè)圍內(nèi)板厚度。圖11為模態(tài)參數(shù)迭代過程。圖12為質(zhì)量參數(shù)迭代過程。

圖11 模態(tài)參數(shù)迭代過程

圖12 質(zhì)量參數(shù)迭代過程

迭代后3次目標(biāo)函數(shù)收斂，側(cè)圍內(nèi)板的厚度由1.5 mm增加到2.0 mm，駕駛室1階扭轉(zhuǎn)頻率提高至25.74 Hz，質(zhì)量增加到404.7 kg。重新定義側(cè)圍內(nèi)板厚度后對優(yōu)化后的模型進(jìn)行振動性能仿真。優(yōu)化前、后駕駛室白車身振動性能如表5所示。

表5 優(yōu)化前、后駕駛室白車身振動性能

由表5可得：駕駛室側(cè)圍內(nèi)板厚度的增加使得駕駛室在振動性能上有了明顯改善，駕駛室1階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率提高了3.46 Hz，與90 km／h車速下車輪激勵的3倍頻錯開3 Hz以上，駕駛室白車身模型質(zhì)量只增加了5 kg，扭轉(zhuǎn)、彎曲剛度也稍有提升，常用車速下駕駛室本體低階頻率與車輪激勵無同頻現(xiàn)象。對比驗(yàn)證了駕駛室尺寸優(yōu)化的有效性。

5 結(jié)論

通過實(shí)車故障分析與道路試驗(yàn)、駕駛室振動性能測試與仿真相結(jié)合的手段，對駕駛室振動特性進(jìn)行了深入研究，準(zhǔn)確診斷出特定速度下長頭重卡駕駛室側(cè)圍異常振動的故障原因，并基于有限元模型提出了合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案。

研究結(jié)果表明：長頭車駕駛室與平頭車駕駛室在振動特性上存在不同之處，為評價長頭車駕駛室振動特性和研究相關(guān)結(jié)構(gòu)動態(tài)特性提供了依據(jù)。所采用的試驗(yàn)與分析相結(jié)合的方法對于實(shí)際工程中解決類似車身振動問題具有參考價值。