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摘要：随着我国汽车工业的发展，汽车在人们的生活中起着越来越重要的作用。本文就商用汽车驾驶室振动原因进行了实验分析，希望更好的保证商用汽车驾驶室的舒适性，提高商用汽车的驾驶舒适度。
关键词：商用汽车；驾驶室；振动；原因实验
一、项目及方法
（一）商用车整车原地点火、怠速和熄火工况振动水平测试试验：试验时车停止在平整水平路面上，手刹车拉紧，变速箱空挡；试验为原地点火、怠速稳定运转和熄火工况。
（二）发动机隔振系统、驾驶室隔振系统和整车的振动传递特性试验：应用锤击法在各测点产生冲击力，通过测试各测点的响应，运用振动试验分析软件确定各传递路径的振动传递特性。
二、实验结果分析
（一）振源分析
由于商用车驾驶室的剧烈振动是在原地点火、怠速和熄火工况产生的，因此发动机是产生振动的激振源。对于发动机，产生振动的激励力主要有：1）点火产生的爆发脉冲力；2）由旋转和往复零部件产生的惯性力和惯性力矩。多缸发动机可视为几个单缸发动机组合而成，其作用力为各缸力的矢量和。该商用车发动机为四缸立式直列四冲程柴油发动机，曲轴的布置方式为180°。因此产生二次往复惯性力产
F2n=4mBRω2cos2ωt
式中，r为曲柄半径；l为连杆长度；mB为往复质量；ω为曲柄回转角速度；t为时间。由式（1）可知，四缸发动机产生二次往复惯性力的频率f2n是发动机转速频率的2倍。
f2n==
式中，n为发动机的转速（r/min）。
由于点火产生的爆发脉冲压力在缸体上产生绕平行于曲轴轴线的倾覆力矩，它是曲轴转角的周期函数，等点火间隔的点火脉冲频率fS是fS=2nN/C（3）
式中，N为气缸数；n为发动机转速；C为冲程数。
（二）发动机和驾驶室隔振分析
隔振是使一结构向另一结构减小振动或力传递的手段。从振动理论可知，如隔振元件足够软，则除共振频率附近外，激振源只向受振结构传递很小的力。但是，隔振元件非常软，产生的效果是激振源产生很大的静位移和振幅。同时，只有在激振源的激振频率高于√2倍隔振系统固有频率时才有隔振效果。隔振效果的好坏是以隔振效率的，如下式所示
I=（1-Ad/Au）×100%
式中，Ad为受振结构上悬置点振动加速度峰值；Au为激振源上悬置支架点振动加速度峰值。若0 1.发动机隔振分析
由于发动机产生的主要激振力频率是2倍于转速频率的二次往复惯性力和倾覆力矩。为了减少它对车身的影响，在发动机-变速箱部件与车身之间安装有3个橡胶悬置以隔离发动机的激振力传递到车身上。
2.驾驶室隔振分析
驾驶室上各悬置点在X方向都将车架上振动放大。同时，左侧后支承Z方向也将车架上的振动放大。比较驾驶室振动隔振效率，非放大点的隔振效率都不越过45%。综上所述，从车架支承点传递到驾驶室支承点的隔振效率比较低，并且在X方向有放大作用。同时，在点火和熄火阶段，驾驶室上各悬置点的的X、Y、Z方向振动出现大的共振峰值，特别是Y方向比较显著。驾驶室支承点振动与座椅振动比较表明，驾驶室振动是多模态有复合振动。
三、驾驶室结构优化
采用灵敏度分析方法确定驾驶室各部件厚度对驾驶室一阶频率的贡献大小。经计算可得，驾驶室一阶频率对各板件厚度的灵敏度最大的前3个部件及其对应的灵敏度分别是：前围立柱外板6.600Hz/mm、前围立柱内板0.785Hz/mm、侧围内板0.154Hz/mm。其中前围立柱外板灵敏度远远大于其它部件，根据驾驶室结构零件的可制造性，及最大限度地減少模具的改变量，降低改进成本等工程应用的实际，仅选择前围立柱外板的厚度进行调整。
当汽车在正常路面上以低于150km/h的速度行驶时，路面不平、车轮不平衡对汽车的激励频率低于21Hz，而商用车的常用车速为30～70km/h，引起的激励频率要远低于21Hz。为了减少驾驶室的一阶扭转振动与来自悬置下的激励发生的相互作用，同时使其频率避开发动机的怠速激励频率范围，计划把驾驶室一阶模态频率提高到21Hz左右。在OPTISTRUCT模块中，以质量，扭转、弯曲工况下的位移，一阶频率最大21Hz为约束，以驾驶室前围立柱外板的厚度为设计变量，驾驶室一阶扭转频率最大为优化目标进行优化设计。
根据迭代结果对前围立柱外板的厚度重新赋值，对调整后的驾驶室重新进行模态分析，其一阶扭转频率由原来的18.076Hz提高到了21.017Hz，如图7，达到了目标值。优化后车身扭转刚度由19867Nm/（° ）提高到23604Nm/（° ），达到同类车型扭转刚度的范围。车身的弯曲刚度改善不大。车身结构调整后，驾驶室白车身的重量比原先只增加了3.5kg，因此本结构完全兼顾了轻量化的要求。
三、结束语
通过对商用汽车驾驶室振动原因进行实验，更加准确的了解到了导致驾驶室振动的不合理因素。能够更好的改善商用车驾驶室的舒适性。
参考文献：
[1]贺岩松，张军峰，徐中明，等.道路试验条件下商用车驾驶室振动舒适性优化[J].重庆大学学报自然科学版，2012，35（10）：1-8.
关键词：商用汽车；驾驶室；振动；原因实验
一、项目及方法
（一）商用车整车原地点火、怠速和熄火工况振动水平测试试验：试验时车停止在平整水平路面上，手刹车拉紧，变速箱空挡；试验为原地点火、怠速稳定运转和熄火工况。
（二）发动机隔振系统、驾驶室隔振系统和整车的振动传递特性试验：应用锤击法在各测点产生冲击力，通过测试各测点的响应，运用振动试验分析软件确定各传递路径的振动传递特性。
二、实验结果分析
（一）振源分析
由于商用车驾驶室的剧烈振动是在原地点火、怠速和熄火工况产生的，因此发动机是产生振动的激振源。对于发动机，产生振动的激励力主要有：1）点火产生的爆发脉冲力；2）由旋转和往复零部件产生的惯性力和惯性力矩。多缸发动机可视为几个单缸发动机组合而成，其作用力为各缸力的矢量和。该商用车发动机为四缸立式直列四冲程柴油发动机，曲轴的布置方式为180°。因此产生二次往复惯性力产
F2n=4mBRω2cos2ωt
式中，r为曲柄半径；l为连杆长度；mB为往复质量；ω为曲柄回转角速度；t为时间。由式（1）可知，四缸发动机产生二次往复惯性力的频率f2n是发动机转速频率的2倍。
f2n==
式中，n为发动机的转速（r/min）。
由于点火产生的爆发脉冲压力在缸体上产生绕平行于曲轴轴线的倾覆力矩，它是曲轴转角的周期函数，等点火间隔的点火脉冲频率fS是fS=2nN/C（3）
式中，N为气缸数；n为发动机转速；C为冲程数。
（二）发动机和驾驶室隔振分析
隔振是使一结构向另一结构减小振动或力传递的手段。从振动理论可知，如隔振元件足够软，则除共振频率附近外，激振源只向受振结构传递很小的力。但是，隔振元件非常软，产生的效果是激振源产生很大的静位移和振幅。同时，只有在激振源的激振频率高于√2倍隔振系统固有频率时才有隔振效果。隔振效果的好坏是以隔振效率的，如下式所示
I=（1-Ad/Au）×100%
式中，Ad为受振结构上悬置点振动加速度峰值；Au为激振源上悬置支架点振动加速度峰值。若0
由于发动机产生的主要激振力频率是2倍于转速频率的二次往复惯性力和倾覆力矩。为了减少它对车身的影响，在发动机-变速箱部件与车身之间安装有3个橡胶悬置以隔离发动机的激振力传递到车身上。
2.驾驶室隔振分析
驾驶室上各悬置点在X方向都将车架上振动放大。同时，左侧后支承Z方向也将车架上的振动放大。比较驾驶室振动隔振效率，非放大点的隔振效率都不越过45%。综上所述，从车架支承点传递到驾驶室支承点的隔振效率比较低，并且在X方向有放大作用。同时，在点火和熄火阶段，驾驶室上各悬置点的的X、Y、Z方向振动出现大的共振峰值，特别是Y方向比较显著。驾驶室支承点振动与座椅振动比较表明，驾驶室振动是多模态有复合振动。
三、驾驶室结构优化
采用灵敏度分析方法确定驾驶室各部件厚度对驾驶室一阶频率的贡献大小。经计算可得，驾驶室一阶频率对各板件厚度的灵敏度最大的前3个部件及其对应的灵敏度分别是：前围立柱外板6.600Hz/mm、前围立柱内板0.785Hz/mm、侧围内板0.154Hz/mm。其中前围立柱外板灵敏度远远大于其它部件，根据驾驶室结构零件的可制造性，及最大限度地減少模具的改变量，降低改进成本等工程应用的实际，仅选择前围立柱外板的厚度进行调整。
当汽车在正常路面上以低于150km/h的速度行驶时，路面不平、车轮不平衡对汽车的激励频率低于21Hz，而商用车的常用车速为30～70km/h，引起的激励频率要远低于21Hz。为了减少驾驶室的一阶扭转振动与来自悬置下的激励发生的相互作用，同时使其频率避开发动机的怠速激励频率范围，计划把驾驶室一阶模态频率提高到21Hz左右。在OPTISTRUCT模块中，以质量，扭转、弯曲工况下的位移，一阶频率最大21Hz为约束，以驾驶室前围立柱外板的厚度为设计变量，驾驶室一阶扭转频率最大为优化目标进行优化设计。
根据迭代结果对前围立柱外板的厚度重新赋值，对调整后的驾驶室重新进行模态分析，其一阶扭转频率由原来的18.076Hz提高到了21.017Hz，如图7，达到了目标值。优化后车身扭转刚度由19867Nm/（° ）提高到23604Nm/（° ），达到同类车型扭转刚度的范围。车身的弯曲刚度改善不大。车身结构调整后，驾驶室白车身的重量比原先只增加了3.5kg，因此本结构完全兼顾了轻量化的要求。
三、结束语
通过对商用汽车驾驶室振动原因进行实验，更加准确的了解到了导致驾驶室振动的不合理因素。能够更好的改善商用车驾驶室的舒适性。
参考文献：
[1]贺岩松，张军峰，徐中明，等.道路试验条件下商用车驾驶室振动舒适性优化[J].重庆大学学报自然科学版，2012，35（10）：1-8.