商用车中排座椅振动特性分析与优化＊

莫崇卫申涛郭鹏程 肖良红夏二立李落星

（1.湘潭大学，湘潭411105；2.湖南大学 汽车车身先进设计制造国家重点实验室，长沙410082；3.长安汽车股份有限公司，重庆400020）

主题词：座椅 抖动 模态分析 四通道扫频NVH

1 前言

汽车座椅的振动特性直接影响车辆的乘坐舒适性，座椅的振动、异响等NVH性能是评价座椅的重要指标[1]。国内外科研人员为获取座椅振动性能进行了相关研究，如，Baik S等[2]运用有限元方法对座椅模态和座椅振动特性进行了分析及试验验证；王淑芬等[3]通过对座椅骨架进行模态计算、座椅动态特性分析、谐响应分析优化了其舒适性；Kim S J等[4]运用快速TPA法结合有限元法对发动机激励下的噪声进行了预测；王登峰、李未等[5-6]应用传递路径分析法，以动力总成振动激励或路面激励对驾驶员座椅地板垂直加速度的传递路径进行分析，对影响较大的传递路径进行了识别。

本文在前人研究的基础上，利用MSC Nastran和HyperWorks软件搭建了座椅有限元仿真模型并进行了模态试验，通过四通道扫频测试和TPA法构建传递路径函数对座椅的振动特性进行分析,识别了振动的主要传递路径，基于分析结果提出了优化方案并进行了试验验证。

2 模态分析与验证

2.1 有限元模型的建立

运用CATIA软件建立座椅的三维模型，包括靠背骨架、调角器、坐框骨架、支撑腿、滑轨、安装腿、坐垫和功能性塑料件等。将建立的三维模型导入HyperMesh中，采用壳单元QUAD4和TIRIA进行网格划分[7]，同时对各功能件进行简化。

座椅连接方式对模态分析影响很大[8]，为此对调角器、滑轨以及缝焊、螺栓、铰链进行处理：

a.根据调角器的功能对其进行螺栓连接，为保证其刚度（忽略调角器转动和变形），设置其厚度至少在3 mm以上，如图1所示。

b.滑轨包括上下滑轨、卡子、滚珠和调节装置等，采用RBE2刚性单元对卡子与上下滑轨以及滚珠与上下滑轨进行连接，并释放滑轨方向的自由度[2]，如图2所示。

图1 调角器处理

图2 滑轨处理

c.缝焊采用Weld单元，螺栓和铰链均采用Beam单元，铰链需释放相应方向旋转自由度。

该座椅有限元模型共74 690个节点、69 018个网格单元，座椅模型与实体如图3所示。

图3 座椅模型和实体

2.2 模态分析

模态分析是频率响应分析的前提，通过模态分析可获得结构的模态频率和模态振型[9]。模态分析时对座椅安装孔位置进行固定约束，模态振型为座椅前向俯仰模态和侧向摆动模态，如图4所示。

通过仿真获得一阶前向俯仰模态为20.89 Hz，二阶侧向摆动模态为24.54 Hz，通过整车模态仿真得到中排座椅前向俯仰和侧向摆动模态分别为17.12 Hz和20.49 Hz。

图4 模态振型

2.3 模型验证

依据某公司制订的《座椅模态试验规范》，采用LMS模态测试系统对中排座椅进行模态试验，并与仿真结果进行对比，结果如表1所示。

表1 模态分析结果

由表1可知，对于两种模态，单体座椅模态频率比整车模型分别高3.77 Hz和4.05 Hz，这是由于单体座椅约束了安装孔，比整车约束工况下刚度大，所以整车模态频率较低[2]；有限元分析结果与试验结果基本相近，其中一阶俯仰模态小于试验值0.68 Hz，二阶侧向摆动模态大于试验值1.89 Hz，误差在11%以内，表明有限元分析结果可信，该有限元模型可为频率响应分析提供依据。

3 振动测试与分析

3.1 四通道扫频测试

路试过程中发现，当车速约为120 km/h时，中排座椅靠背左右抖动十分明显，主观评价不可接受。根据路试采集的路谱进行分析和计算[10]，得到路面激励频率如表2所列。

表2 路面激励频率

由表2可知，车速为120 km/h时的路面激励频率为17.1 Hz，与座椅的一阶模态频率17.8 Hz很接近，为此需要分析是否由于模态频率接近而发生耦合导致振动较大问题。

为获得座椅振动特性，采用四通道扫频[11]测试方法进行振动的识别。依据试验规范，在车身悬挂连结点处施加振幅为5 mm的激励，在座椅靠背布置加速度传感器，扫描频率范围为5～30 Hz。传感器布置位置和扫频结果如图5和图6所示。

图5 测点布置位置

图6 座椅靠背上部测点扫频测试结果

由图6可看出，座椅靠背顶部三向振动加速度在频率为17.84 Hz处均出现峰值，与座椅模态17.8 Hz接近；座椅靠背主要振动方向为X向（与路试中座椅左右振动方向相同），振动加速度峰值为0.06g，其次为Z向和Y向，也与路试一致。

上述测试表明，座椅模态影响振动加速度峰值出现的频率，而峰值大小的决定因素需再确认。

3.2 传递路径分析

3.2.1 传递函数构建

针对该商用车中排座椅振动问题，其传递路径可分解为悬挂连结点→座椅安装点→靠背目标点，运用多级TPA法[12-13]可将整车系统分为两个子系统，如图7所示。

图7 多级TPA示意

系统传递函数可表示为：

式中，T为目标点响应；Ha、Hb分别为系统A、系统B的传递函数；F为激振力。

系统A为悬挂连结点-座椅安装点的白车身系统，其传递函数Ha可表示为：

式中，amount和aactive分别为座椅安装点的振动加速度和激励主动侧激振力。

系统B为座椅安装点-靠背目标点的座椅系统，其传递函数Hb可表示为：

式中，atarget为目标点的振动加速度。

3.2.2 传递路径贡献分析

基于整车模型和实际激励条件，运用MSC.Nastran进行仿真分析。在车身4个悬挂连结点上分别施加三向单位正弦激励，对整车模型应用惯性释放[14]，针对座椅靠背X向振动进行频响分析，即悬挂连结点12条传递路径对座椅靠背X向的贡献分析，结果如图8所示。

图8 座椅振动贡献量

本文主要分析频率为17.84 Hz处的贡献量，由图7可看出，对座椅靠背X向振动贡献最大的前4条路径分别为右前悬挂连结点X向激励、左前悬挂连结点X向激励、右后悬挂连结点Y向激励和右后悬挂连结点X向激励，振动的贡献量分别为0.002 5g、0.002 2g、0.000 7g和0.000 67g。

整车系统中，右前悬挂连结点的X向激励对座椅靠背X向振动贡献最大，为主要传递路径。

3.2.3 传递函数计算

为分析右前悬挂连结点X向激励下的振动传递特性，针对系统A，运用多级TPA分析法进行频率响应分析，输出amount并计算Ha，如图9所示。

图9 传递函数Ha

由图9可知，Ha在频率为17.12 Hz处出现峰值0.009g，表现为Z向振动传递函数，即系统A在该激励下振动主要传递路径为右前悬挂连结点X向→座椅安装点Z向。根据已获得的amount和atarget，则系统B中Hb计算结果如图10所示。

图10 传递函数Hb

由图10可知，传递函数Hb在频率为17.12 Hz和21.4 Hz处均出现局部峰值，其中在17.12 Hz处X向振动传递函数达9.93g·N-1，其次为Y向,即系统B中振动传递路径为安装点Z向→座椅靠背X向。

由上述可知，振动传递主要路径为右前悬挂连结点X向→地板Z向→座椅顶部X向。

4 优化方案与验证

根据传递路径的传递函数大小及振动贡献量，发现前右悬挂连结点至座椅安装点Z向振动的贡献量较大。基于分析结果进行结构优化，考虑方案的可行性与经济性，在中排座椅后安装横梁内增加加强件，直接焊接到横梁上，方案设置和四通道扫频试验结果分别如图11和图12所示。

图11 优化方案设置

图12 试验结果

通过四通道扫频测试和路试试验可知，实施优化方案后，在频率为17.84 Hz处座椅振动下降了约40.7%，解决了座椅在车速为120 km/h时振动过大的问题，提升了座椅舒适性。

5 结束语

为解决某商用车路试时中排座椅抖动问题，通过有限元仿真分析获得了其模态频率和振型，并完成模态试验验证。通过四通道扫频试验分析了座椅的振动特性，运用传递路径分析法（TPA）计算了座椅振动传递函数并识别出传递路径贡献量，结果表明，座椅靠背在频率为17.84 Hz处X向振动加速度出现峰值为0.06g，振动主要传递路径为右前悬挂连结点X向-座椅安装孔Z向-座椅靠背顶部X向。基于分析结果提出了优化方案并进行了试验验证。