董志鴻 楊玉良 楊宇 曾健 孫營

摘要：某重型牽引車在道路試驗時發(fā)現(xiàn)70km/h時駕駛室抖動加劇。為了盡快找出原因，建立整車NVH仿真模型，將試驗測量數(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軌加速度響應(yīng)，結(jié)合整車模態(tài)結(jié)果，找出了導致駕駛室抖動加劇的根源，確定了優(yōu)化方案并進行實車驗證，最終解決了駕駛室抖動問題。

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

引言

在以往的汽車振動問題分析中，由于計算機性能的限制，往往采用高度簡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的運動。隨著計算機容量和性能的不斷提高，對整車的振動噪聲進行系統(tǒng)地模擬已經(jīng)成為可能。本文采用試驗與CAE相結(jié)合的方法對某重型牽引車駕駛室抖動問題進行分析與優(yōu)化。

1.建立牽引車仿真模型

1.1建立該牽引車的整車NVH仿真模型，如圖1所示：

圖1.整車有限元模型

汽車振動的激勵源主要來自動力總成和路面。在進行道路試驗時，在發(fā)動機懸置和車橋上布置加速度傳感器，并將測量結(jié)果進行處理轉(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

將試驗測量得到的發(fā)動機懸置、車橋上加速度功率譜密度作為仿真模型的輸入，在仿真模型的計算結(jié)果中輸出座椅導軌處的振動響應(yīng)，圖2為實車試驗測量的發(fā)動機懸置和車橋上加速度功率譜密度曲線。

圖2 實車試驗測得的發(fā)動機懸置和車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算，并在計算結(jié)果中輸出駕駛室座椅導軌處的加速度響應(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抖動加劇時的共振頻率為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)較大振動幅值。

由于在實車道路試驗時發(fā)現(xiàn)，駕駛室抖動只與車速有關(guān)，與檔位的選擇無關(guān)，換句話說與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速無關(guān)。這就排除了發(fā)動機、傳動系等旋轉(zhuǎn)激勵，而是由結(jié)構(gòu)的固有頻率共振導致駕駛室抖動，因此，動力總成剛體模態(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，對整車有限元模型進行整車模態(tài)分析。

2.整車模態(tài)分析

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

圖3 車架后部垂向振動+駕駛室剛體模態(tài)（5.777Hz）

3.駕駛室振動原因分析

從整車振動試驗結(jié)果反饋，當車速達到70km/h時，能感受到明顯的駕駛室抖動問題。初步判斷原因可能是某激勵頻率與駕駛室固有頻率5.8Hz接近，導致駕駛室產(chǎn)生共振現(xiàn)。車輪的一階不平衡激勵通常處于此頻率區(qū)間，該牽引車的輪胎滾動半徑為0.543m，而70km/h的行駛車速轉(zhuǎn)換成輪胎不平衡激勵頻率值剛好為5.8Hz。由此可確定，輪胎不平衡激勵激發(fā)了車架后部垂向振動和駕駛室剛體模態(tài)產(chǎn)生駕駛室共振，從而導致駕駛室在70km/h時出現(xiàn)抖動加劇現(xiàn)象。

車架后部垂向振動模態(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導致其他新的問題產(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，從而達到降低駕駛室抖動幅度的目標。

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，篩選出以下兩個改進方案，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

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

圖5駕駛室座椅導軌振動優(yōu)化前/優(yōu)化后結(jié)果對比

將上述兩個優(yōu)化方案在試驗車上實現(xiàn)，并提出了一些改進措施：對輪胎總成的動態(tài)不平衡量方面進行了限制，目的是盡量降低輪胎激勵的幅值；即降低振動源的幅值。盡量增大駕駛室對5.8Hz頻率附近振動的衰減量。再次進行道路試驗。從試驗反饋信息可知，駕駛室抖動現(xiàn)象明顯改善。該試驗結(jié)果同時也驗證了仿真分析結(jié)果的準確性。

5.結(jié)論

在重卡整車NVH性能開發(fā)過程中，針對一些較復雜的振動現(xiàn)象，可以首先采用主觀評價和試驗測試相結(jié)合的方法，初步找出可能導致問題產(chǎn)生的原因。然后借助CAE仿真方法，對原因進行分析驗證，明確導致振動問題產(chǎn)生的根源，從而做到有針對性的去優(yōu)化改進結(jié)構(gòu)參數(shù)，大大縮短汽車開發(fā)周期。

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作者簡介：

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