Page 343 - 《振动工程学报》2025年第11期

第 11 期 粟芷馨，等：大倾角靠背汽车座椅振动传递特性及舒适性研究 2801

度； G ii ( f)为振动台表面振动加速度的自功率谱密度。 传递率的共振频率或共振峰值存在显著影响。此
当对人体-座椅耦合系统施加垂向振动激励时， 外，研究还采用 Spearman 相关性分析，用于评估两个
座椅靠背测点中前后交叉轴向的振动响应明显大于 变量之间的等级相关性（两变量间相关性用相关性
垂向直线轴振动响应。因此，对于垂向振动激励，本 系数 ρ 表示，并且一般认为 p<0.05 时，该相关性是显
文采用坐垫的垂向直线轴振动传递函数（即图 4(a) 著的）。
和 (b) 中坐垫 Z 向和地板 Z 向之间的传递函数）和靠 研究采用基于 ISO 2631-1 [11] 定义的频率加权函
背的前后交叉轴振动传递函数（即图 4(a) 和 (b) 中靠 数及轴加权系数计算所得加权振动总值来分析其与
背 X 向和地板 Z 向之间的传递函数）来表征座椅的 人体主观舒适性间的关联性。频率加权函数考虑了
动态特性。在侧向振动激励时，对坐垫和靠背均使 不同振动输入部位、激励方向和激励频率的影响，
用侧向直线轴振动传递函数表征座椅的频响特性 反映了人体对输入振动的敏感程度。频率加权加速
（即图 4(c) 和 (d) 中坐垫与靠背 Y 向和地板 Y 向之间 度均方根值表示为：
√
的传递函数），如图 4 所示。 1 w T 2 （3）
a w = T 0 a (t)dt
w
式中，a w 为加权加速度的时间历程；T 为信号时长；
X
t 为时间。
座椅表面、靠背、振动台表面的总加权加速度
Z
均方根值 a vi 为：
√ ∑
Z 2 2
a vi = k a w （4）
(a) 垂向振动正常靠背 式中， k为各个方向的轴加权系数；下标 i=1,2,3 分别
(a) Normal backrest with vertical vibration
表示座椅表面、靠背、振动台 3 个不同位置。
X
综 合 上述 3 个 位 置 处 的 总 加 权 加 速 度 均 方 根
值，可得总加权均方根加速度值 a v ：
Z
√ ∑
a v = a 2 （5）
vi
Z
(b) 垂向振动大倾角靠背 2 振 动 传 递 特 性 及 主 观 舒 适 性 分 析
(b) Large-backrest-angle with vertical vibration

2.1 座椅振动传递特性
Y
2
12 名受试者在振动幅值为 0.4 m/s r.m.s.激励下
的座椅振动传递率如图 5 所示。振动幅值为 0.2 和
Y
0.8 m/s r.m.s.激励下座椅振动传递率见附录。由图
2
Y 5
可知，垂向振动激励下，正常靠背的坐垫垂向振动传
(c) 侧向振动正常靠背
(c) Normal backrest with lateral vibration 递率和靠背前后交叉轴振动传递率在 4~5 Hz 之间存
在一个峰值为 2.0 左右的共振峰；大倾角靠背的坐垫
Y

6
座垫
Y 4
传递率
Y
(d) 侧向振动大倾角靠背 2
(d) Large-backrest-angle with lateral vibration
0
图 4 频响函数输入/输出示意图 靠背
4
Fig. 4 Schematic diagrams of the input and output of
frequency response function 传递率
2
通过配对 Wilcoxon 符号秩法对不同振动幅度下
0
的传递率共振频率和共振峰值进行检测, 若差异显 0 5 10 15 20
频率 / Hz
著（一般认为 p<0.05 时，其中 p 值表示零假设成立时 (a) 垂向振动正常靠背
观察到数据的概率），则表示振动幅值的变化对振动 (a) Normal backrest angle with vertical vibration

座垫
传递率

靠背
传递率

频率
垂向振动大倾角靠背

座垫
传递率

靠背

传递率

频率
侧向振动正常靠背

座垫

传递率

靠背

传递率

频率
侧向振动大倾角靠背