李之恒， 張倫維， 鄢紅超

吉利汽車研究(寧波)有限公司，浙江寧波 315000

0 引言

汽車輪胎、懸架和座椅3個部分共同構成了汽車的減振系統(tǒng)，用來減少外部激勵傳遞給駕乘人員的振動，提高乘坐舒適性。降低輪胎和懸架的剛度,雖可改變舒適性,但會影響汽車的承載能力和操縱穩(wěn)定性，因此通過座椅的設計來提高乘坐舒適性也十分必要。

汽車座椅作為直接與駕乘人員接觸的重要部件，隨著汽車的不斷發(fā)展，用戶對其需求越來越高，除了用戶普遍關注的材質、觸感、包裹性、清潔、散熱等，動態(tài)駕乘舒適性也尤為重要。優(yōu)秀的座椅，在車輛動態(tài)行駛中，不僅能夠提供足夠的支撐和包裹，還能為駕乘人員提供更為舒適的乘車環(huán)境。衰減路面激勵帶給駕乘人員的振動，稱為座椅隔振能力，隔振能力越好的座椅，可以消除更多外部激勵帶來的振動，使駕乘人員感受更少的振動，從而獲得更好的舒適性體驗。

目前，通常使用振動傳遞率來反映座椅的隔振能力，而人體最容易感知垂直方向的振動，人體的共振振動數在6 Hz左右，通常20 Hz以下的振動能明顯感知，振動傳遞率的優(yōu)化不僅僅局限于將共振頻率處的振幅最小化，還必須關注座椅對振動的衰減性能。但目前針對座椅隔振的試驗方法和指標在國內還是較少，且尚未和整車關注的平順性相關聯(lián)。本文基于振動傳遞理論，通過一種座椅隔振測試方法，提取座椅隔振量的頻域曲線來表征座椅垂向隔振性能，并可為汽車座椅振動舒適性的設計提供理論依據及優(yōu)化方向。

1 理論原理

將振源與減振體隔開，降低振源的影響，稱為被動隔振，圖1為被動隔振的簡化模型。

振源：

=sin()

(1)

彈簧力：

=-(-)

(2)

阻尼力：

(3)

被隔振對象的運動微分方程為：

(4)

圖1 被動隔振的簡化模型

傳遞率：

(5)

隔振率：

=100-

(6)

隔振量：

(7)

在整車中除去輪胎和懸掛的影響，可以將“人-座椅”視為一個輸入到輸出的振動傳遞模型系統(tǒng)，將座椅看成輸入端與輸出端的隔振系統(tǒng)，輸入端模擬車輛動態(tài)行動時所受的激勵，輸出端模擬人體最直接感受的反饋。

2 臺架測試

2.1 試驗布置

使用6自由度振動試驗臺架，滿足測試20 Hz的需求，將座椅固定在試驗臺上，傳感器1布置在座椅導軌位置，傳感器2布置在坐墊上，由于使用假人在受到振動后無法保證與坐墊貼合，故用75 kg左右的真實乘員，獲得更貼近實際的數據，也可以采用模擬乘坐的座椅工裝進行壓力模擬。本文采用真實乘員的方式，以便獲得與實車更好的對比性，如圖2所示。

圖2 真實乘員模擬及試驗臺架示意

傳感器布置示意如圖3所示。座椅導軌處和坐墊處均布置加速度傳感器，測試方向為整車向，測量范圍為±10。

圖3 傳感器布置示意

2.2 測試及數據處理

選取某款乘用車的主駕座椅，依照第2.1節(jié)布置好的試驗工況。試驗開展前先進行安全檢查并校正傳感器精度。在試驗進行中，75 kg左右的乘員保證正常乘坐，測試部位為座椅導軌和坐墊。臺架輸入定幅值1 mm的正弦掃頻，步長0.01 s，頻率從0開始，20 Hz停止，全程進行數據采集并傳輸到控制軟件，為確保試驗一致性，每次測量進行兩次。

圖4為座椅導軌處(輸入端)和坐墊處(輸出端)垂向加速度的頻域曲線。通過圖4對比，兩次測試數據一致性較好，可以明顯看到，從輸入端到輸出端，加速度有明顯的減小。20 Hz左右處出現(xiàn)拐點，是由于頻率較高，保持1 mm的幅值時超出試驗臺振動范圍，試驗停止。

圖4 座椅導軌處和坐墊處垂向加速度的頻域曲線

由于人體的垂向共振振動數在6 Hz左右，座椅共振時的頻率離6 Hz越遠，幅值越小，感覺舒適性越好;6 Hz以后隔振量(負值)越大，代表振動衰減得越多，同樣感覺舒適性越好。圖5是基于公式(7)計算的座椅坐墊處垂向隔振量的頻域曲線。由圖可以看出，垂向傳遞率的共振頻率小于6 Hz，在6 Hz以后隔振量為負值，代表振動進行衰減，頻率為10 Hz時的隔振量大約在7 dB。

圖5 座椅坐墊處垂向隔振量的頻域曲線

3 整車測試

3.1 數據測試

將座椅安裝在對應的車型上，傳感器布置依然按照圖3所示，布置在座椅導軌處和坐墊處，測試方向為整車向。

車輛以60 km/h的速度，在試驗場隨機路面勻速行駛，并保持穩(wěn)定一段時間，通過反復嘗試，依次通過長波路、短波路和耐久路，路面激勵通過懸架和輪胎的衰減后，座椅導軌處可以受到20 Hz以內變幅值的激勵，并與臺架測試的數據進行對比。

3.2 數據分析

圖6為實車座椅導軌處(輸入端)和坐墊處(輸出端)垂向加速度測量值。

圖6 實車座椅導軌處和坐墊處垂向加速度測量值

由圖6的曲線可以看出，座椅同樣起到了衰減垂向加速度的作用，在大約7 Hz以后，坐墊上的振動明顯小于座椅導軌上的振動，起到了隔振的效果。

同樣通過公式(7)計算座椅的隔振量，實車坐墊處垂向隔振量測量值如圖7所示，整體趨勢與客觀臺架測試結果相同，垂向傳遞率的共振頻率小于6 Hz，由于振動幅值不同，座椅自身的振動頻率有所不同；在6 Hz以后，隔振量為負值，振動進行衰減，但整體隔振量的大小，由于受到整車其他因素的影響略有不同。

圖7 實車坐墊處垂向隔振量測量值

通過實車測試可以證明，臺架測試能有效反映座椅隔振率的水平，且能和實車結果有較好的對應關系。

4 主客觀驗證

為驗證座椅隔振特性的實際影響，基于相同的座椅，通過調整鋼絲直徑和泡沫密度(圖8)，改變座椅的剛度和阻尼特性，對比驗證隔振的主客觀關聯(lián)，為方便記錄，稱為方案一(硬座椅)和方案二(軟座椅)。

圖8 兩組座椅的鋼絲直徑和泡沫密度

將兩組座椅在兩臺架進行試驗，其隔振量的頻域曲線如圖9所示。

圖9 兩組座椅隔振量的頻域曲線

隨著泡沫密度和鋼絲直徑的增加，方案二的座椅比方案一座椅更軟，從圖9可以看出，方案二的座椅在6 Hz以后隔振量更大。

將兩組座椅方案分別安裝在同一車輛上，以相同的車速通過相同路段，保持一段時間，進行多組反復試驗與評價。結果表明：方案二的座椅可以隔離坐墊上更多的振動，帶給駕乘人員更好的舒適性感受，舒適性提高0.25分。

5 結論

文中通過對汽車座椅隔振性能的研究，提出了通過隔振量的頻域曲線來衡量座椅垂向振動的衰減特性。結合主客觀測試結果并通過臺架和實車的測試數據分析，對比不同座椅的表現(xiàn)，得到如下結論：

(1)輪胎-懸架-座椅共同構成了路面激勵傳遞到駕乘人員的振動系統(tǒng)，座椅垂向隔振率可以用來表征駕乘人員感受坐墊上振動的衰減，反映座椅的隔振特性；

(2)人體的垂向共振振動數在6 Hz左右，當座椅共振時的頻率小于6 Hz或超過6 Hz，座椅起到隔振效果，隔振量(絕對值)越大，代表座椅對振動的衰減能力越強；

(3)通過臺架和實車的主客觀測試對比分析，座椅隔振量是影響駕乘人員乘坐舒適性的一個重要指標，可為汽車座椅振動舒適性的設計提供理論依據及優(yōu)化方向。