分别回收各测点

X、Y、Z 向的加速度响应信号,求得传递函数后,利用 LMS 公司的

TEST.Lab 中的 Spectral Acquisition 软件计算得到某车整车振动的模态参数(频率、振型、阻
尼

)。图 4 为某车车架和驾驶室模态试验的结构测点布置图。

　　在车架和驾驶室上共布置了

185 个点,车架上布置了 49 个点,驾驶室上布置了 136 个点,

整个测点以能反映车架和驾驶室的结构特征为原则。通过三向

ICP 传感器与玻璃块、磁铁通

过螺纹相互连接

,再吸附在测点处,每个测点测量 X、Y、Z 三个方向上的加速度信号,并利用

LMS 公司的 TEST. Lab 中的数据采集软件回收各测点的加速度响应信号和激振点的激振力
信号。试验前通过互异性检验在车架合适的部位进行激振

,比较在各点激振时得到的频率响

应函数曲线和相干函数曲线

,选取使得到的频率响应函数曲线光滑、峰值明确清晰、不丢失模

态并且具有

0.8 以上的相干函数值的激振点作为试验时的激振点。回收所有采集的时间历程

信号并进行模态分析判断。
　　

3. 模态试验结果分析[3]&[4]

　　对所有采集回收的加速度响应信号

,经计算机处理后得到的频率响应函数利用 LMS 公

司的

TEST. Lab 中的 Spectral Acquisition 软件进行模态参数识别。在 1~40 Hz 范围内某车的

车架和整车共识别出

16 阶模态,由于该车驾驶室异常振动的频率为 5.4 Hz,所以只列出了车

架和整车第

1 阶的模态参数,如表 1 所示。

　　

4. 模态试验结果分析应用

　　结构的振动特性与其固有振动特性密切相关

,当外载荷频率接近结构的固有频率时,即使

外载荷不大

,也会在结构上引起较大的响应,并可能导致车身结构提前遭到破坏,对车身的振

动较大

,即产生共振。因此,我们在选择安装汽车其它零部件或总成时,应当尽量使这些零部件

的固有频率远离汽车结构

(车架)的固有频率,同时选择合适的悬置隔离振动的传递。

　　结合某车的车架和驾驶室第

1 阶模态结果和模态振型图,车架整体一弯频率为 6 Hz,受车

架整体一阶弯曲影响驾驶室做俯仰运动

;车架整体一阶弯曲频率与该车在 57 km/h 时驾驶室

异常振动的主频

5.4 Hz 很接近,导致了驾驶室与车架产生共振,并且驾驶室的振动形势为俯

仰振动。因此

,可以判断某车驾驶室异常振动是由车架整体一弯引起的,并且车架前端比较薄

弱

,可以采取以下措施来提高其乘坐舒适性。

　　通过增强车架与车厢副梁的连接刚度

,来提高整车的弯曲刚度,以达到移动其一阶弯曲节

点的目的

,减小驾驶室异常振动幅度,能够使乘坐舒适性提高,但是成本增加较大,建议不采用。

　　鉴于某车为现生产车型及成本考虑

,不可能通过重新设计和大规模改进来解决驾驶室异

常振动的问题

,只能采取被动隔振的办法减小驾驶室在 5.4 Hz 处的振动能量,通过试验摸索

对该车局部进行改进

,将驾驶室悬置型式由半浮式改为全浮式,驾驶室悬置改为全浮式后,隔

振效果和乘坐舒适性都达到了很好的效果。
　　表

5 为某车原车状态与驾驶室悬置改为全浮式后,在车速 57 km/h 时,驾驶室左前悬上 Z

向的加速度

RMS 值对比。图 8 为将驾驶室悬置型式由半浮式改为全浮式后,在车速 57 km/h

时

,驾驶室左前悬上 Z 向在 5.4 Hz 处的自功谱密度图对比。

　　从表

5 中可以看出,将驾驶室悬置型式由半浮式改为全浮式后,在车速 57 km/h 时,驾驶室

前悬上

Z 向的 RMS 值减小了 63%,驾驶室前悬 Z 向的振动大大减小。

　　从图

8 中可以看出,将驾驶室悬置型式由半浮式改为全浮式后,在车速 57 km/h 时,驾驶室

左前悬上

Z 向在 5.4 Hz 处的振动能量大幅降低,且峰值小于 0.3(m/s2)2/Hz。

　　综上所述

,将某车的驾驶室悬置由办浮式改为全浮式后,在全车速范围内,驾驶室异常振

动现象消失

,人体主观感觉乘坐舒适性

“较好”,驾驶室悬置总体隔振效果“较好”。

　　

5.结束语

　　本文主要阐述了针对某现生产车在行驶试验时出现低频

5.4 Hz 的驾驶室异常振动的现

象

,通过常规振动试验分析方法无法查清引起驾驶室异常振动的原因,最后利用模态试验分析