基于试验标准的座椅频响特性试验及仿真研究

陈惠超，喻镇涛，袁辉，尹长城

（1.湖北汽车工业学院 汽车工程学院，湖北十堰 442002；2.国家汽车质量监督检验中心（襄阳），湖北 襄阳 441000）

基于试验标准的座椅频响特性试验及仿真研究

陈惠超1，喻镇涛2，袁辉2，尹长城1

（1.湖北汽车工业学院 汽车工程学院，湖北十堰 442002；2.国家汽车质量监督检验中心（襄阳），湖北 襄阳 441000）

基于标准QC/T55-1993的要求对某座椅进行静载试验，得到座椅的静刚度；通过频响特性试验得到座椅的频率响应特性参数。基于Adams/View搭建座椅-假人简化后的单自由度模型，分别以试验台架产生的白噪声和Matlab产生的3种满足标准要求的白噪声信号作为激励进行仿真，利用Matlab拟合出座椅的传递率曲线，通过传递率检验了座椅的隔振性能。通过对比试验结果和仿真分析结果，验证了座椅-假人简化模型的准确性，为后续进一步研究座椅-人体的动态舒适性打下了基础。

汽车座椅；频响特性；Matlab；白噪声；Adams

汽车座椅的动态舒适性能是车辆设计过程中一个重要的性能指标，是车型开发中对减振系统设计需要重点考虑的问题。座椅的动态舒适性与座椅的振动特性相关，是乘员在汽车行驶过程中所感受到的主观感受［1］。驾驶员在工作过程中，直接感受到从驾驶室底板传递到座椅的振动，这些振动输入量由于发动机、传动系统和路面不平的激励而产生。国内外学者经过统计和研究发现，长期职业性暴露于接近人体器官共振频率的低频振动，会产生一系列的不良生理状况，包括脊椎退变性疾病、晕车以及疲劳［2］和下腰痛［3］，此外还会引起消化问题、视力障碍，某些癌症的风险也会增加［4］。传递率是振动系统在稳态受迫振动中响应幅值与激励幅值的无量纲比值，可以是位移、力、速度和加速度之比［5］，研究驾驶员座椅振动输入量和输出量的传递率，为改进座椅减振系统提供设计依据；研究座椅幅频特性，可以了解座椅的振动特性，从而有针对性地改善座椅的动态舒适性。作为相对独立的部件，改变座椅参数对整机其他性能影响不大，可节省成本，因此对座椅的动态舒适性试验和仿真计算，具有相当的研究意义。

1 座椅静载及频响特性试验

试验依据标准QC/T55-1993展开，此标准规定了汽车座椅动态舒适性的试验项目、试验设备、试验程序和数据处理，适用于汽车软垫式和悬挂式座椅。试验对象为某型汽车软垫式座椅，采用静载试验方法测定坐垫及靠背的静刚度和迟滞变形率；运用频响特性试验方法求出座椅在宽带白噪声随机振动输入下的频率响应特性。从幅频特性图中可以读出最大传递率，作为衡量隔振器隔振效率的物理量，可以根据传递率曲线（图1）判断座椅系统的隔振效率。为了得到传递率曲线，需要测出振动台面的输入量和座椅上假人的振动输出量。

图1 传递率曲线

1.1 座椅静载试验

座椅静载试验在精密电子拉压试验机上进行，依据标准QCT55-1993中的试验方法安装好试验座椅、安放加载板，坐垫加载板的质量为51 kg，沿铅锤方向给坐垫加载，给靠背加载的方向应与人体躯干线成直角，大部分加载表面应与未加载状态下的坐垫和靠背基本平行［6］。

对坐垫和靠背施加5 N的初始载荷，以加载板的载荷中心点作为施力点，以150～300mm·min-1的速度进行加载及卸载，坐垫的最大载荷为700 N，靠背的最大载荷为500 N。为减小误差选取多次试验取平均值的方法，至少3次试验，且每次试验测得的静刚度值与3次平均值的偏差不超过10%，从加载转向卸载的过渡时间不超过2 s。如果是在间歇加载机上试验，每加载或卸载50 N读取1次数据；在连续加载机上试验，连续记录数据，画出载荷-挠度曲线如图2所示。

图2 静载试验曲线

由标准可知，静刚度Ks的定义为在规定载荷（坐垫500 N，靠背250 N）下加载曲线上该点切线的斜率。根据试验数据，经计算，座椅的静刚度为22.9 N·mm-1，迟滞变形率为27.9%；靠背的静刚度为10.5 N·mm-1，迟滞变形率为45.2%。

1.2 频响特性试验

在MTS320垂直道路模拟试验机上进行座椅的频响特性试验，如图3所示，使用座椅和假人建立座椅-假人系统。根据标准中的要求，激励信号的扫描范围为0.5～20 Hz，可以选取使振动台台面加速度峰-峰值为2 m·s-2、4 m·s-2、6 m·s-2中任一值的正弦信号，或者使振动台台面加速度均方根值为1 m·s-2、2 m·s-2、3 m·s-2中任一值的宽带白噪声信号激励。在振动试验台的平台上安装座椅时，其位置和倾角应与车上实际的安装状态一致，使被实验座椅动态特性能代表实际的产品。

将座椅按照标准QC/T55-1993中的要求安装在试验机上，利用试验仪器产生0.5～20 Hz宽带白噪声信号激励进行试验，使振动试验台台面加速度均方根值达到2 m·s-2。按照标准要求安装坐垫式加速度传感器和KYOWA加速度传感器，测点位置分别为座椅上表面的中间位置和座椅正下方的试验台面上。将激励和响应信号进行处理得到座椅的幅频特性曲线，座垫上方质量块质心的位移与激励处位移之比即座椅振动的传递率，所以幅频特性曲线即传递率曲线，反应了传递率与激励频率的关系，如图4所示。

图3 试验机台架

图4 试验机的座椅传递率曲线

进行多次重复试验，每次试验持续时间不超过5 min，最终取加速度均方根值的偏差不大于平均值±5%的3次试验数据。由试验数据得到传递率曲线，读取固有频率f0、最大传递率A和10 Hz时的传递率B，计算其均值，由式（1）得到阻尼比ξ。

式中：f2-f1为半功率带宽，即图1上幅值为最大传递率A的0.707倍时2点对应的频率间隔。试验数据取均值，结果如表1所示。

表1 座椅-假人白噪声信号激励下的试验结果

2 动力学仿真分析

2.1 试验机产生的白噪声仿真分析

建立座椅-加载质量块的动力学仿真模型，将座椅和质量块视为刚体，座椅刚度和阻尼等效为一个座椅与加载质量块之间的有阻尼弹簧。

在台架试验过程中，试验仪器产生白噪声随机振动信号，300 s内产生了61 534个样本点，使振动台面上加速度均方根值为2 m·s-2左右。依照标准要求进行多次试验取均值的方法，每次振动试验持续时间要大于5 min。

为了验证建立的动力学仿真模型能否准确地模拟真实试验过程，能否得到精确的动力学参数，将试验仪器产生的白噪声随机信号数值作为样条曲线导入到动力学仿真软件中，作为位移激励进行仿真，得到传递率曲线与试验结果进行对比验证。

将白噪声激励信号导入到Adams中形成样条曲线，最终以驱动的形式施加给座椅。经过仿真得到激励点和质量块质心位置的位移曲线，分别进行快速傅里叶变换得到其频域曲线。将变换后的曲线数据导出，取0.5～20 Hz范围内的数据，用Mat⁃lab进行计算后拟合出传递率曲线。白噪声随机激励导致计算得出的曲线是由众多杂乱的点组成，为了得到一条能够反映出传递率特征的平滑曲线，需要用到Matlab中的曲线拟合工具箱。拟合前后的传递率曲线如图5所示。

从图5 b中可以读取相关数据，如表2所示：仪器产生的白噪声仿真分析结果同台架仪器试验结果相比，误差均在5%以内，验证动力学模型可以很好地模拟座椅-质量块的台架试验。

图5 仪器产生白噪声激励传递率曲线

表2 仪器产生白噪声仿真与试验结果对比

2.2 不同激励下座椅幅频特性的仿真分析

根据标准QCT55-1993，用0.5～20 Hz的宽带白噪声作为激励信号，使振动台面上加速度均方根值为1 m·s-2、2 m·s-2、3 m·s-2中的任一数值，除了使用试验仪器产生的白噪声随机信号来验证动力学模型，还可通过Matlab来产生高斯白噪声信号作为激励进行仿真分析，生成一组标准正态分布的随机数。为了与试验一致，取时长为300 s，样本点数为61 534；为了满足标准要求，确保产生的白噪声激励信号加速度均方根值为1 m·s-2、2 m·s-2、3 m·s-2，产生的白噪声随机信号如图6所示。

通过Matlab中的滤波工具箱生成一个带通滤波器，保留0.5～20 Hz频率范围内的波形，检验是否满足加速度均方根值要求。将滤波过后的样本点数据导入到Adams中形成样条曲线，建出座椅底部激励的样条函数。通过对图5的动力学模型进行白噪声激励下的仿真分析，输出加载质量块质心处的垂向位移响应（质心位移随频率的变化）和激励处加速度曲线。在后处理模块中，分别对测得的响应进行快速傅里叶变换，得到激励点和质心位置在频域内的位移响应。

图6 Matlab产生的白噪声波形

图7 白噪声处理前后的传递率曲线

白噪声处理前后的传递率曲线如图7所示。与试验仪器产生白噪声仿真一致，取出0.5～20 Hz范围内的响应数据，根据传递率的定义计算出传递率曲线，用Matlab中的Cftool曲线拟合工具箱对传递率曲线进行拟合处理，最终得到平滑的曲线如图7 a～b所示。使用相同的方法，分别利用Matlab产生300 s的采样点数为61 534、加速度均方根值为2 m·s-2和3 m·s-2的满足标准要求的白噪声信号，导入动力学模型进行仿真分析，经过拟合后的结果曲线如图7 c～d所示。

2.3 结果分析

从拟合后的传递率曲线中分别读取3种白噪声随机信号激励下的结果，如表3所示。将不同激励下的仿真数据同试验数据对比，进行误差分析，分析结果如表4所示。从表4中可以看出，仿真结果与试验结果很接近，误差均在5%以下。

从传递率曲线（图8）和阻尼比对座椅的隔振性能进行评价，频率比λ为频率ω与系统固有频率ω0的比值。据传递率变化曲线，当λ为［0，0.75］时，系统不呈明显的动态特性，没有隔振作用；当λ为［0.75，］时，由于共振，不仅没有隔振效果，反而会放大输入位移；当λ大于时，隔振系统对输入位移起衰减作用。根据资料可知，人体对椅面垂直轴向的最敏感的频率范围标准规定为4～12.5 Hz［7］。就本次实验结果而言，系统的固有频率约为3 Hz，当ω0为4.24 Hz时，振动系统开始产生减振效果，从仿真得到的传递率曲线也可以看出，在4 Hz时的传递率约略大于1，在10 Hz时传递率均小于0.15。在敏感频率范围内，座椅传递率小于1是典型豪华座椅的特征；对于跑车座椅，在敏感频率范围内，座椅传递率大于1［8］。综上，作为一款经济型轿车座椅，此软垫式座椅的隔振性能良好，但仍有优化空间。

表3 不同白噪声激励下动力学仿真结果

表4 仿真分析结果同试验结果的误差

图8 振动传递率曲线

3 总结

应用Adams和Matlab建立的座椅-假人动力学模型和白噪声激励，能较真实地实现标准QC/T55-1993中的幅频特性试验，用简化后的动力学模型进行幅频特性试验仿真是可行的。根据仿真结果表明：不同白噪声信号激励下，模型仿真结果与试验结果相比，误差很小，表明系统的幅频特性是固有属性，与外界激励无关，要改善座椅的动态舒适性，需要通过改变系统参数的方式实现。

［1］Wan Y,Schimmels J M.Optimal Seat Suspension Design Based on Minimum"Simulated Subjective Response"［J］.Journal of Biomechanical Engineering,1997,119（4）：409-16.

［2］Mabbott N,Foster G,Mcphee B,et al.Heavy Vehicle Seat Vibration and Driver Fatigue［C］.Road Safety Re⁃search Report,2001.

［3］Bovenzi M,Hulshof C T.An Updated Review of Epidemi⁃ologic Studies on the Relationship Between Exposure to Whole-body Vibrationand Low Back Pain（1986-1997）［J］.International Archives of Occupational&Environ⁃mental Health,1999,72（6）：351-365.

［4］Nadalin V,Kreiger N,Parent M E,et al.Prostate Cancer and Occupational Whole-body Vibration Exposure.［J］.Annals of Occupational Hygiene,2012,56（8）：968-974.

［5］Singiresu S Rao.机械振动：第4版［M］.李欣业，张明路，译.北京：清华大学出版社，2009.

［6］北京汽车装饰制造厂，清华大学.汽车座椅动态舒适性试验方法：QC/T55-1993［S］.北京：中国标准出版社，2010.

［7］余志生.汽车理论［M］.北京：机械工业出版社，2009.

［8］庞剑.汽车车身噪声与振动控制［M］.北京：机械工业出版社，2015.

Test and Simulation Analysis on Frequency Response Characteristic of Seats Based on Test Standard

Chen Huichao1,Yu Zhengtao2,Yuan Hui2,Yin Changcheng1
（1.School of Automotive Engineering,Hubei University of Automotive Technology，Shiyan 442002，China；2.National Automobile Quality Supervision&Inspection Center（Xiangyang）,Xiangyang 441000,China）

Based on the requirements of Standard QC/T55-1993,static load test of a seat was carried out to obtain the static stiffness of the seat.And the frequency response characteristic parameters of the seat were obtained through the frequency response test.Based on Adams/View,the simplified single de⁃gree of freedom model of seat-dummy was established and simulated with white noise generated by the test bench and three kinds of white noise signals produced by Matlab as excitation.The transfer curve of the seat was fitted with Matlab,and the vibration isolation performance of the seat was tested by the transmission rate.The accuracy of the simplified model of the seat-dummy was verified by the compari⁃son between the test results and the simulation results,which laid the foundation for further study of the dynamic comfort of the seat-human body.

car seat；frequency response characteristic；Matlab；white noise；Adams

TP311.1

A

1008-5483（2017）04-0031-05

10.3969/j.issn.1008-5483.2017.04.007

2017-05-31

湖北省教育厅重点项目（D20151802）；湖北省协同创新中心（2015XTZX0420）；

湖北汽车工业学院研究生创新基金项目（Y2016311）

陈惠超（1989-），男，湖北孝感人，硕士生，从事车身振动、结构优化和座椅动态舒适性方面的研究。E-mail：XGDWCHC@163.com