摘要：針對某型商用車保險杠怠速異常振動問題，研究了保險杠結構特性和動態(tài)諧振響應機理，通過拆除試驗和關聯(lián)振動傳遞路徑上的振動數(shù)據(jù)提取分析，確定了保險杠異常抖動原因?；谄l隔振和減振設計指標分析，對保險杠結構進行適應性改進設計，以增強保險杠結構的避頻解耦和振動能量損耗能力。開展保險杠結構模態(tài)分析和實車試驗，結果表明改進后共振頻率偏移顯著且保險杠各測點振動響應衰減明顯，驗證了方案的有效性和模型準確性。

關鍵詞：舒適性；保險杠；怠速抖動；振動控制

商用車怠速抖動對于評價整車的平順性和舒適性具有重要參考意義。其中，嚴重的保險杠抖動會影響方向盤以及駕駛室等系統(tǒng)的整體振動平衡性和舒適性。為此，研究人員對商用車的車身部件抖動提出諸多控制方法和措施。例如，在偏頻隔振技術應用上，樊富起等［１］ 和張世潮等［２］ 通過模態(tài)分析獲得了保險杠的固有頻率，并分別以結合保險杠縱梁和搓板路激勵頻率對比和拓撲優(yōu)化技術實現(xiàn)了最佳的保險杠振動控制設計。在分析手段上，孫志剛等［３］通過保險杠有限元模型和剛柔耦合模型聯(lián)合仿真分析，調整了結構系統(tǒng)基頻，解決了共振問題。

在利于振動傳遞衰減的結構設計上，Ａｈａｍｅｄ 等［４］通過磁流變液阻尼器控制磁場強度來抑制振動傳遞，Ｂａｂｕ 等［５］和 Ｇｏｕｄｉｌｙａｎ 等［６］ 分別引入了一種采用由聚氨酯制成的顛簸保險杠結構和自動液壓保險杠系統(tǒng)來增強減振水平。綜上所述，當前有文獻對保險杠的振動效應和原理進行過系統(tǒng)性細致分析，且對于保險桿的振動耗散效應也缺乏實驗驗證和機理研究。

重新修改結構將極大增加成本，不適用于量產(chǎn)車型調整。模態(tài)分析技術［７?１３］由于具有良好的可視性，易操縱性和低成本特點，已廣泛地被用于剛性系統(tǒng)結構的振動控制工程中。針對客戶提出某型商用車保險桿怠速振動過大的問題，本文對目標車型保險桿振動傳遞過程中的動態(tài)諧振機理的原理和響應特性進行了分析研究，開展試驗驗證。進一步結合模態(tài)分析技術對原始的保險杠結構進行分析，并對原始的保險杠結構進行了避頻和減振耗散設計，通過仿真和實車驗證實現(xiàn)保險杠的最佳減振控制。

１ 保險杠模型建立和傳遞路徑分析

在關閉空調和附加設備的怠速工況下，發(fā)動機內部產(chǎn)生的不平衡轉矩慣性力和點火脈沖激振力成為整車怠速振動的主要激振源。此時，按照保險杠與車架的連接關系，保險杠上傳遞振動關聯(lián)的主要部分結構如圖 １ 所示。

圖 １ 建立的保險杠模型采用 ｍｉｘｅｄ 混合體單元和混合面單元組成，單元數(shù)量為 １ ３９６ ７０５ 個，節(jié)點數(shù)量為 ５７７ ２５１ 個，模型整體的質量為 ７５．０２ ｋｇ。在約束方式上，采用點焊（Ｓｐｏｔｗｅｌｄ）、螺栓連接（ Ｓｐｏｔ）和剛性區(qū)域連接（Ｒｉｇｉｄ）等混合連接方式進行約束。

此外在保險杠與車架連接的點處施加保險杠局部坐標系下的六向（ｘ，ｙ，ｚ，Ｒｘｘ，Ｒｘｙ和 Ｒｙｙ）約束，以模擬保險杠與車架的實際連接關系，提高仿真精度。此時，連接保險杠的振動傳遞路徑主要包括兩種，即：

１）踏板對應車架—踏板支架中—踏板支架后—踏板；

２） 左前駕車架—左前大燈支架中—左前大燈支架后—左前大燈。

２ 保險杠結構屬性分析

保險杠的多剛體分布特征所決定的共振問題和減振能力，是影響其他關聯(lián)系統(tǒng)響應程度的主要控制因素。因此，需要對這兩種因素進行分析。

２．１ 保險杠模型的模態(tài)分析

基于已有的有限元模型，在對各組件單元賦予材料屬性，設定對應的控制卡片（例如單位和分析求解器類型） 后，獲得的保險杠的模態(tài)振型和頻率如圖 ２ 所示。

保險杠模型大部分組件均為剛性結構，缺乏減振結構來緩沖和吸收振動傳遞的能量。因而對于保險杠的減振措施主要集中在對模型的隔振設計。結合發(fā)動機在怠速轉速下的點火激勵頻率，其計算公式為

圖片

式中：ｎ 表示發(fā)動機內部曲軸的轉速；ｉ 表示發(fā)動機的缸數(shù)；τ 表示發(fā)動機的沖程數(shù)。

由圖 ２ 可 知， 原 始 保 險 杠 模 型 的 １ 階 頻 率（２５．３５４ Ｈｚ） 與 四 缸 四 沖 程 發(fā) 動 機 的 怠 速 轉 速７５０ ｒ／ ｍｉｎ下的點火激勵頻率值（２５ Ｈｚ） 非常接近，極易引發(fā)共振問題。

２．２ 保險杠抖動原理分析

２．２．１ 保險杠結構的動態(tài)響應分析

保險杠主要通過圖 １ 所示的左右兩側踏板對應車架來與車架進行固定連接，連接方式為剛性區(qū)域連接（Ｒｉｇｉｄ）。由于保險杠與車架的這種連接關系主要集中在保險杠后端，而保險杠鈑金結構質量集中在前端，依靠踏板支架支撐和彈性變形作用，傳遞到駕駛室上的振動將由保險杠自激振動以及發(fā)動機傳遞到保險杠的振動沖擊作用之間將相互的影響和干涉，并最終影響包括方向盤和駕駛室在內的整車平順性在內的振動水平。

如圖 ３ 所示，在結構上，保險杠總成內部部件的大部分比例質量集中在大燈前圍鈑金，大燈和踏板支架與前圍鈑金的連接點數(shù)量多，焊點區(qū)域的有效面積大，因而約束剛度較大，而支架與車架連接的焊點數(shù)量有限，約束剛度較小，可賦予支架梁一定的振動響應的動撓度變形特性（假定大燈支架和踏板支架的動撓度變形量為 ｘ１ ，前保鈑金結構的動撓度變形量為 ｘ２ ）。

設初始怠速轉速下通過車架傳遞到前保險杠上的單頻振動激振力為 Ｆｅｊωｅｔ，大燈和踏板支架等支撐桿件與車架間的連接剛度分別為（ｋ１／ ２），前保險杠與大燈踏板支架連接剛度為 ｋ２ ，大燈前保鈑金質量ｍ２ ，大燈踏板質量 ｍ１ ， 得到動力方程組為：

由剛體結構固有頻率與剛度，質量間的關系，同時假定大燈前圍鈑金結構頻率為 ω１ ，踏板大燈支架組合結構頻率 ω２ ，此時有：

同時假定有頻率比系數(shù) λ ＝ ω１／ ω２ ，且大燈的前保鈑金位移 ｘ２ 和踏板支架位移 ｘ１ 幅值分別為 Ｙ２ 和Ｙ１ ， 通過將式（３）代入到式（２）有：

由式（４）可知，當發(fā)動機傳遞的簡諧激振頻率ωｅ 與前保系統(tǒng)的結構固有頻率相等時，有：

此時支架的振動響應偏移量為 ０，而前保鈑金位移達到振動幅值 （Ｆ ／ ｋ２ ），等效為前保鈑金將保險杠所傳遞的振動能量進行吸收耗散，被動地產(chǎn)生與激振方向相反的應激力和應激位移， 從而吸收并從車架傳來的振動能量，因此，針對保險杠剛性組合體的振動控制問題需要從振動傳遞路徑耗散和隔振措施進行設計和優(yōu)化。２．２．２ 基于保險杠共振問題的隔振分析設保險杠整體鈑金結構內多部件組成的質量矩陣為 Ｍｌ，多支架梁的彎曲彈性剛度矩陣為 Ｋｒ，由車架傳遞到支架連接點處的周期性變化激振力為 ｆｓ，激振頻率為 ωｅ。由模態(tài)理論可知，保險杠的受迫振動響應方程［１４］可表示為

式中：ｆｓ（ｔ） 表示在采樣時間內的各簡諧受振載荷幅值所組成的向量。

在怠速工況中，發(fā)動機的怠速不平衡諧振激勵將使得保險杠上的多鈑金梁結構產(chǎn)生一定量的受迫振動響應，由于保險杠前端“動力吸振” 的存在，其結構本體的自由振動響應分量將逐漸被耗散，因而振動能量主成分僅限于純受迫振動的穩(wěn)態(tài)分量。在傳遞的持續(xù)性脅迫振動能量影響下，各個部件剛體均在做簡諧振動，設受迫復合響應下的位移解為

進而有：

式中：Ｋｒ－ ω２θＭｌ 為保險杠結構的動力剛度特征矩，在其矩陣值和零和矩陣進行等比例時可獲得結構在各階次下的固有頻率分布。則受迫位移通解為

由式（１０）可知，在某階次模態(tài)頻率 ωθｉ 與激勵頻率 ωｅ 接近程度越大，則保險杠受迫振動響應峰值越加強烈。在對結構進行固有頻率求解分析時，低階次結構模態(tài) 占 據(jù) 振 動 模 態(tài) 的 大 部 分 比 例 （約 大 于９０％），且低階次模態(tài)頻率與固有頻率近似一致，可僅考慮結構的前六階模態(tài)振型，保證在初始怠速激勵頻率下，結構的低階次模態(tài)頻率能與激勵頻率發(fā)生偏離，避免共振問題的發(fā)生。２．２．３ 保險杠振動傳遞路徑耗散設計分析保險杠部件間多采用螺栓固定連接，但固定點有限，同時材料多為高強度彈性合成鈑金材料，剛度值較大，因而造成保險杠對于管柱的振動沖擊很難起到較好的減振效果。且隨著振動幅值程度的變化超過一定范圍后，振動部件的應變和應力的關系將不再是單純的線性關系，而會表現(xiàn)出分段線性和非線性的耦合剛度特征。此時，相應的部件彈性響應行為所產(chǎn)生的彈性應力大小可表示為：

式中 Ｓ０ 表示區(qū)分線性和非線性應力關系的參考相對位移大小。得到響應的分段等效剛度為：

在不同的保險杠鈑金分段線性動剛度作用下，鈑金隨振動強度影響產(chǎn)生不同幅值程度的振動響應，在不失穩(wěn)的前提下，有效的提升組合結構的阻尼變形效應有利于從內部耗散振動傳遞遲滯能量，如圖 ４ 所示。

如圖 ４ 所示，考慮到保險杠前復合材料板梁在傳遞振動的沖擊下產(chǎn)生受振變形量 （ｓ － ｓ１ ） 和回彈變形量（ｓ２－ ｓ），從而產(chǎn)生縱向剪切應力 τ 和切變位移 γ， 可表示為：

式中：α 為應變滯后于應力的某一個相位角；τ ０ 和γ０ 分別表示剪切應力和應變的原始幅值。復合材料的復剪切模量為［１５］

式中：Ｇ 為復剪切模量；Ｇ′ 和 Ｇ″ 分別為剪切模量的實部和虛部；η ＝ ｔａｎα。若設定材料泊松比為 μ，則拉伸模量 Ｅ 和剪切模量 Ｇ 存在如下關系

在振動傳遞的簡諧交變載荷沖擊下，單位體積的支架梁結構材料在一個振動周期內耗散的振動能量為

而最大的儲存的彈性能為

因此耗散能和儲存能之間的關系為：

由式（２０）可看出，結構耗散因子越大，則產(chǎn)生的阻尼耗散能越大，有利于將振動傳遞的能量進一步在系統(tǒng)結構內部進行消耗。在分段線性剛度前提下，有限的降低剛度值以及部件連接點個數(shù)，釋放部分均布平衡位置的支架梁約束個數(shù)，增強支架梁鈑金阻尼變形能力，改善結構的阻尼耗散效應，有利于進一步增強振動能量的內部耗散。３ 試驗測試在干燥、無風的戶外實驗場地上對目標商用車進行測試。分別在方向盤、駕駛室座椅導軌等測點上均勻布置三向振動加速度傳感器，并通過 ２４ 位通道信號采集儀采集怠速試驗數(shù)據(jù)，部分測點位置上的傳感器的布置方位和采集設備如圖 ５ 所示。

關閉空調和其他附加設備，調整發(fā)動機轉速由７５０ ｒ／ ｍｉｎ 逐步升至 １ ２００ ｒ／ ｍｉｎ， 升速的增距為５０ ｒ／ ｍｉｎ，且每個增速階段保持 ２０ ｓ 穩(wěn)定采樣時間，以防止發(fā)動機在變速過程中由于活塞腔內的不完全燃燒而造成的隨機振動傳遞干擾。４ 保險杠等共振件的拆除驗證分析為驗 證 保 險 杠 的“吸振效應” 以及對駕駛室和方向盤等整車平順性關鍵評價點的影響關系，進一步將整車的前圍保險杠進行拆解并觀察在方向盤和座椅導軌上的振動加速度均方根（ＲＭＳ） 的變化趨勢和幅度變化，其中，保險杠實車拆除實驗如圖 ６ 所示。

拆除前保險桿總成骨架后，進行整車的怠速振動測試，按照規(guī)定轉速增距間隔進行穩(wěn)定加速，直到完成全部測試后，以方向盤和駕駛室座椅導軌處測點數(shù)據(jù)為例，計算各自測點上在各對應轉速下的振動加速度均方根值，即

式中：ａｗ 為振動加速度時域信號；Ｔ 為加速度信號采樣時間。得到各測點的 ＲＭＳ 值變動趨勢如圖 ７ 和圖 ８所示。

由圖 ７ 和圖 ８ 可知，在試驗轉速范圍內，拆除保險桿后方向盤和保險桿上振動水平均低于原始狀態(tài)，ＲＭＳ 變動趨勢近似相同，且方向盤上的全局振動水平滿足理想的設計值，說明保險杠振動是影響方向盤振動水平的主要因素。５ 保險杠內部振動子傳遞路徑分析通過對原始裝配狀態(tài)下的整車進行怠速振動測試，得到各轉速下保險杠關聯(lián)路徑上的振動傳遞傳遞值，如圖 ９ 和圖 １０ 所示。

如圖 ９ 和圖 １０ 表明：在發(fā)動機怠速的初始轉速為 ７５０ ｒ／ ｍｉｎ 附近時，保險桿上踏板和大燈的關聯(lián)路徑上的踏板位置上的振動出現(xiàn)明顯峰值，與模態(tài)結果分析結論一致，此時發(fā)動機對保險杠的間接振動點火激勵頻率為 ２５ Ｈｚ，極其接近保險杠的共振頻率，因而很容易造成共振問題的發(fā)生。６ 保險杠的改進優(yōu)化設計對保險杠進行振動控制時，在保險杠動態(tài)吸振基礎上，增強后肢支架的支撐剛度和連接處剛度值或有利于在隔振設計上實現(xiàn)對保險杠結構頻率和共振頻率之間的避頻設計，同時增強支撐剛度益于減少保險杠支架在振動沖擊下的動撓度行程，避免保險杠過度疲軟引起的振動響應撓度行程對方向盤或駕駛室系統(tǒng)的振動傳遞干擾， 整改方案如圖 １１所示。

參考圖 １１ａ）和圖 １１ｂ）所示的保險杠整改設計方案，分別對原始的保險杠模型進行修改，如圖 １１ｃ）和圖 １１ｄ）所示。通過對增添的改進組件施加對應的固定約束以及賦予相關的材料屬性，并對建立的改進保險杠模型進行模態(tài)求解驗證分析，如圖 １２ 所示。

分析圖 １２ 可知，相對于原始方案，整改后保險杠的 １ 階模態(tài)頻率由原始的 ２５． ３５４ Ｈｚ 轉移到２８．２８９ Ｈｚ，遠偏于原始怠速初始轉速 ７５０ ｒ／ ｍｉｎ 時對應的點火激勵頻率值（２５ Ｈｚ），滿足了隔振的設計要求。在減振設計方面，保險杠結構均為剛性件，阻尼值較低，為進一步增強保險杠組合系統(tǒng)內部的振動能量耗散。釋放雙側踏板支架固定螺栓，使得保險杠雙側分布支架的振動響應存在反向諧次的振型平衡，達到保險杠在雙側軸向方向的動態(tài)平衡，同時利用支架梁結構的變形響應觸發(fā)的振動能量內部耗散，進一步避免保險杠上振動傳遞和車架部件的相互的傳遞干擾，削弱振動傳遞能力，起到動態(tài)的振動吸振效果，如圖 １３ 所示。

在發(fā)動機的振動激勵下，去除圖 １３ 所示的位置 的螺栓后，雙側踏板支架和車架支架將存在一定距 離的間隙（滿足怠速振動激勵下的最大位移響應 值），支架梁雙側趨向同側運動，而保險杠前端中心 位置將存在后傾變形趨勢，可實現(xiàn)振動傳遞的阻斷 和內部損耗的吸振目的。

７ 實驗驗證與分析

為檢驗保險杠上的振動避振效果，以前大燈和 踏板上測點 Ｚ 向振動加速度 ＲＭＳ 值隨頻率變化的 頻域曲線為例來說明保險杠上振動衰減水平，如圖 １４ 和圖 １５ 所示。

原始方案中保險杠怠速共振頻率值處于 ２５ Ｈｚ左右，改進方案中的保險杠共振頻率值為 ２８ Ｈｚ 左右，試驗測試獲得的共振頻率與有限元模型一階模態(tài)求解結果近似一致，確定了引起共振的模態(tài)階次和頻率。此外，由于有限元模型在處理中對部分模型細節(jié)（例如棱角的規(guī)整度）進行了簡化平滑處理，與實際相比存在 ０．５ Ｈｚ 以內頻率偏差，但偏差值較小，在分析時可進行忽略，從而驗證了前述保險杠模型的準確性。對比圖 １４ 和圖 １５ 可知，保險杠后端踏板位置在發(fā)動機激勵作用下的共振頻率值發(fā)生偏移，可避免初始怠速轉速下的保險杠的共振響應問題，且產(chǎn)生的共振響應峰由 ４．１２ ｍ ／ ｓ２ 下降到 ０．９３ ｍ ／ ｓ２，降低程度較大，阻尼耗散效應明顯。類似地，保險杠后端的大燈位置的共振頻率值也產(chǎn)生了同等間隔的偏離，振動響應水平亦明顯。因此從整體上驗證了保險杠在整改措施的有效性，符合預期的隔振設計要求，解決了客戶提出問題。

８ 結論

為改善某型商用車保險杠的怠速抖動水平，重點研究了保險杠的抖動原因并進行改進設計：１） 建立了研究商用車型的保險杠模型，研究了保險杠結構在振動傳遞過程中動態(tài)諧振機理和振動耗散。２）采用偏頻減振設計和模態(tài)分析方法對原有的保險杠模型進行適應性改進，在獲得保險杠的主階次模態(tài)頻率和激勵頻率間的耦合關系后，對原有保險杠的焊接剛度和質量進行調節(jié)，以保證原始保險杠結構的固有頻率能發(fā)生偏離，同時結合系統(tǒng)兩側平衡對稱點位兩側約束度的調節(jié)，抑制原始保險杠結構的疲軟性所引起的較大振動響應問題，實現(xiàn)了振動能量在系統(tǒng)結構內部耗散，降低保險杠上的振動水平。３） 結合實車測試，結果表明增加輔助支撐架的改進措施使得保險杠的固有頻率產(chǎn)生偏離同時拆除保險杠踏板支架也有利于降低振動傳遞，驗證了模型的準確性和實施方法的有效性。作者：展新１，許恩永１，何水龍?，１，２作者單位：（１． 東風柳州汽車有限公司，廣西柳州 ５４５００５；２． 桂林電子科技大學 機電工程學院，廣西桂林 ５４１００４）來源：機 械 科 學 與 技 術