基于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的客車骨架動(dòng)態(tài)特性分析

阮仁宇，譚繼錦，魏洪革

（合肥工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 合肥 230009）

基于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的客車骨架動(dòng)態(tài)特性分析

阮仁宇，譚繼錦，魏洪革

（合肥工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 合肥 230009）

以一款大型客車骨架為研究對(duì)象，在大型通用有限元軟件中建立整車骨架有限元模型，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析得到前16階非剛體模態(tài)振型和模態(tài)頻率。利用有限元模態(tài)計(jì)算結(jié)果對(duì)整車動(dòng)態(tài)性能做出評(píng)價(jià)，在此基礎(chǔ)對(duì)整車進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的諧響應(yīng)分析得到客車骨架容易發(fā)生共振的頻率，選取了對(duì)整車舒適性有代表的3點(diǎn)響應(yīng)做了具體分析。為解決客車振動(dòng)分析技術(shù)及解決方案，提高客車骨架動(dòng)態(tài)特性以及實(shí)現(xiàn)汽車產(chǎn)品的正向振動(dòng)設(shè)計(jì)提供一定理論參考和試驗(yàn)指導(dǎo)。

客車骨架；模態(tài)；諧響應(yīng)；動(dòng)態(tài)特性

全承載式大型客車骨架作為承載乘客的載體同時(shí)還要擔(dān)負(fù)著支撐動(dòng)力總成、油箱、蓄電池、工具箱及水箱等其它簧上質(zhì)量有關(guān)機(jī)件，承受各種力和力矩，因此其舒適性和安全性是其主要性能指標(biāo)［1］。隨著城市人口的增長(zhǎng)與城市交通壓力的增加，市場(chǎng)對(duì)客車的需求量越來(lái)越大，同時(shí)對(duì)客車的質(zhì)量與性能要求也有了更高的要求，由于客車在行駛過(guò)程中會(huì)受到路面功率譜的激勵(lì)作用，發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)以及車輪和傳動(dòng)系的不平衡激勵(lì)作用。這些激勵(lì)荷載往往是以動(dòng)態(tài)形式施加于整車的各個(gè)位置，當(dāng)這些頻率和整車固有頻率接近或一致時(shí)，就會(huì)造成整車振動(dòng)，會(huì)降低乘客的乘坐舒適性和操縱穩(wěn)定性以及行駛安全性，同時(shí)會(huì)使整車的強(qiáng)度和可靠性大大降低。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，車輛動(dòng)態(tài)特性的研究越來(lái)越引起人們的重視。汽車車身的動(dòng)態(tài)特性，直接影響到車輛的穩(wěn)定性和乘員的乘坐舒適性［2］。有限元技術(shù)的成熟和計(jì)算機(jī)性能的提高為客車骨架的設(shè)計(jì)和分析提供了有利工具，傳統(tǒng)的靜強(qiáng)度分析方法在實(shí)際運(yùn)行中即使?jié)M足設(shè)計(jì)要求也常發(fā)生失效現(xiàn)象［3］，筆者利用大型通用有限元軟件對(duì)客車骨架進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析，提取了前15階非剛體模態(tài)。闡述了發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)原理同時(shí)對(duì)客車骨架進(jìn)行了諧響應(yīng)分析找出共振頻率，為客車正向振動(dòng)設(shè)計(jì)以及提高其動(dòng)態(tài)特性有一定指導(dǎo)意義。

1 有限元分析模型的建立

1.1 車身骨架幾何模型的建立

首先將車身骨架簡(jiǎn)化為空間框架結(jié)構(gòu)，忽略某些對(duì)整車結(jié)構(gòu)應(yīng)力和變形分布影響較小的非承載件，將空間曲梁簡(jiǎn)化為直梁。然后根據(jù)某客車廠提供相關(guān)的客車結(jié)構(gòu)CAD圖，結(jié)合自己拍攝的車身骨架數(shù)碼照片，在有限元軟件ANSYS中用自底向上的建模方法創(chuàng)建關(guān)鍵點(diǎn)（key point），有關(guān)鍵點(diǎn)生成線（line），再由線生成面（area），使在同一平面內(nèi)的矩形鋼共點(diǎn)，從而成幾何模型。

1.2 有限元模型的生成

1）材料屬性和梁截面的定義

材料屬性：彈性模量EX為2.1×105（N·mm-2）、泊松比PRXY為0.3、密度DENS為7.8×10-9（t·mm-3）將所有數(shù)值換算為統(tǒng)一單位制：t-mm-s。骨架結(jié)構(gòu)中所使用的梁大部分為規(guī)則的幾何截面梁和規(guī)則的薄板，對(duì)于不規(guī)則的幾何截面梁可以先通過(guò)軟件生產(chǎn)ASCII文件，網(wǎng)格劃分時(shí)讀入ASCII文件來(lái)生成特定的截面。

2）單元選擇與網(wǎng)格劃分

根據(jù)整車的設(shè)計(jì)情況和經(jīng)驗(yàn)，車身骨架主要由矩形管焊接而成，車身骨架采用空間梁?jiǎn)卧狟EAM188單元來(lái)模擬，臺(tái)階和其它部分連接處采用殼單元SHELL63，懸架連接處采用COMBIN14單元模擬。有限元的網(wǎng)格劃分是有限元分析計(jì)算中的重要環(huán)節(jié)，網(wǎng)格的質(zhì)量很大程度上依賴于人的經(jīng)驗(yàn)和技巧，根據(jù)客車自身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，把截面屬性賦予各線段，并采用自由劃分網(wǎng)格方法。為獲得較為精確的計(jì)算結(jié)果，單元大小選為20mm，經(jīng)過(guò)對(duì)模型多次修改與完善，建立了1個(gè)實(shí)用的有限元模型。模型的規(guī)模信息：節(jié)點(diǎn)（node）35772個(gè)、單元（element）34343個(gè)，有限元模型如圖1所示。

2 車身結(jié)構(gòu)模態(tài)分析及結(jié)果

表1 模態(tài)振型與模態(tài)頻率

模態(tài)分析用于確定設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)或機(jī)器部件的振動(dòng)特性，即結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，它們是承受動(dòng)態(tài)載荷結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的重要參數(shù)[4-6]。同時(shí)，模態(tài)分析也是其它動(dòng)力學(xué)問(wèn)題分析所必需的前期分析過(guò)程。為了保證所建立的有限元模型能夠真實(shí)反映實(shí)際客車的動(dòng)態(tài)特性，在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下求解客車的動(dòng)力響應(yīng)以前對(duì)該客車骨架的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了計(jì)算。

釋放整車所有自由度，解除靜態(tài)模型整車載荷，采用ANSYS中模態(tài)分析的BLOCK-LANCZOS方法計(jì)算了自由邊界條件下車身主要低價(jià)模態(tài)振型，分析時(shí)設(shè)置了初始頻率為1Hz以消除自由剛體模態(tài)，從而提取了前16階模態(tài)。模態(tài)計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表1，部分振型圖見(jiàn)圖2。

計(jì)算結(jié)果分析：根據(jù)模態(tài)分析評(píng)價(jià)原則，車身低階模態(tài)頻率（1階扭轉(zhuǎn)和彎曲的值）應(yīng)該低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速運(yùn)轉(zhuǎn)頻率以避免發(fā)生整車共振。該客車采用四缸直列水冷發(fā)動(dòng)機(jī)，怠速轉(zhuǎn)速為750 r·min-1，可算出其2階激勵(lì)頻率為25 Hz，同時(shí)路面激勵(lì)力多在3 Hz以下。計(jì)算結(jié)果表明，整車的前3階彎曲和扭轉(zhuǎn)頻率在 7～22 Hz之間，1階扭轉(zhuǎn)頻率為7.4685 Hz，1階彎曲頻率在14.437 Hz，可以看出低階振型頻率高于車輪不平衡引起的激勵(lì)頻率且低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，避免了整車發(fā)生共振現(xiàn)象。1階扭轉(zhuǎn)和1階彎曲的頻率錯(cuò)開(kāi)了接近7赫茲滿足兩低階振型頻率為避免耦合最好錯(cuò)開(kāi)3 Hz以上的要求，因此該車在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速和路面激勵(lì)情況下不會(huì)引起低階模態(tài)的共振，滿足客車動(dòng)態(tài)特性設(shè)計(jì)基本要求。

3 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的動(dòng)力響應(yīng)分析

3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)機(jī)理

發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中，準(zhǔn)確的說(shuō)是在活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)中，通過(guò)活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)和燃燒過(guò)程產(chǎn)生作用力和扭矩會(huì)使車身產(chǎn)生振動(dòng)，通過(guò)振動(dòng)和噪聲會(huì)影響到車內(nèi)乘員的舒適性。發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)可以分為由于質(zhì)量引起的和燃燒過(guò)程引起的激勵(lì)［7］。對(duì)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，1階往復(fù)慣性力已經(jīng)得到平衡，2階往復(fù)慣性力由于2、3缸與1、4缸的曲軸曲柄布置差180°角產(chǎn)生疊加，其頻率為曲軸轉(zhuǎn)速的2倍。四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)2圈完成1個(gè)工作循環(huán)，4缸各點(diǎn)火1次，因此燃燒爆發(fā)力為曲軸每轉(zhuǎn)1周就會(huì)平均有2缸點(diǎn)火產(chǎn)生2次轉(zhuǎn)矩波動(dòng)，其頻率也為曲軸轉(zhuǎn)速的2倍。因此對(duì)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)主要考察其2階激勵(lì)對(duì)整車結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響。四缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率的計(jì)算：

式中：n—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r·min-1）；λ—激勵(lì)階數(shù)。

3.2 車身骨架諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析是用于確定線性結(jié)構(gòu)在承受隨時(shí)間按正弦（簡(jiǎn)諧）規(guī)律變化的載荷作用下穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一種技術(shù)。分析目的是計(jì)算結(jié)構(gòu)在不同激勵(lì)頻率下的響應(yīng)并得到響應(yīng)值關(guān)于頻率的曲線?？蛙囋谄街钡缆飞闲旭偦虻∷贂r(shí)主要受到發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)，運(yùn)用諧響應(yīng)來(lái)分析車身骨架在承受發(fā)動(dòng)機(jī)簡(jiǎn)諧激勵(lì)作用下的穩(wěn)定結(jié)構(gòu)響應(yīng)。

在四缸直列發(fā)動(dòng)機(jī)中主要考慮2階激勵(lì)對(duì)整車振動(dòng)的影響，此車所用發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍在750～2200 r·min-1，由式（1）可知2階激勵(lì)頻率范圍為25～73.33 Hz，故可將諧響應(yīng)激勵(lì)頻率范圍設(shè)為10～100 Hz，載荷步數(shù)為45。本車采用發(fā)動(dòng)機(jī)后縱置后輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，由于采用前斜后平的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置比采用前平后平的布置要舒適，為了提高乘坐舒適性，動(dòng)力總成兩前懸采用與平面傾斜角45°布置，兩后懸采用水平布置。為了真實(shí)模擬激勵(lì)的角度，采用發(fā)動(dòng)機(jī)懸置處單位簡(jiǎn)諧力激勵(lì)加載方式（圖3）。然后根據(jù)實(shí)際情況加載邊界條件將輪胎彈簧單元進(jìn)行全約束，模擬地面支撐，采用完全法進(jìn)行諧響應(yīng)分析。

為了分析人體對(duì)整車振動(dòng)舒適性的感受，分別選取了駕駛員座椅處節(jié)點(diǎn)（17105），中部座椅處節(jié)點(diǎn)（20697）和后排座椅處節(jié)點(diǎn)（18735）的響應(yīng)，3點(diǎn)諧響應(yīng)結(jié)果如表2所示，位移幅頻圖見(jiàn)圖4。

駕駛員座椅處有限元分析結(jié)果振動(dòng)峰值頻率為60 Hz、74 Hz，中部座椅處振動(dòng)峰值頻率為34 Hz、60 Hz,后排座椅處振動(dòng)峰值頻率為34 Hz、 60 Hz。即使都是共振頻率然而對(duì)不同響應(yīng)點(diǎn)對(duì)同一頻率同一方向的響應(yīng)敏感度也是不一樣的，同一響應(yīng)點(diǎn)對(duì)不同頻率和不同方向的敏感度也是有較大區(qū)別。駕駛員座椅處對(duì)74 Hz下的橫向敏感度遠(yuǎn)小于60 Hz下的縱向與垂向敏感度；而中部座椅處對(duì)60 Hz下的縱向敏感度要小于60 Hz下的橫向和34 Hz下的垂向敏感度。后排座椅對(duì)34 Hz下的橫向敏感度要小于34 Hz下的縱向與60 Hz下的垂向敏感度。綜上所述可以看出共振峰值頻率為34 Hz、60 Hz、74 Hz。根據(jù)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)比較敏感的頻率在2～6 Hz，這幾個(gè)共振峰值的頻率都避開(kāi)了極易造成人體不適的共振［8］但是這幾個(gè)共振峰值頻率還是會(huì)對(duì)乘坐舒適性產(chǎn)生影響，其中60 Hz是極易造成各響應(yīng)點(diǎn)共振峰值最大的共振頻率。怠速時(shí)25 Hz也不會(huì)激起共振頻率，發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2200 r·min-1，因此74 Hz所對(duì)應(yīng)的2220 r·min-1不在其常用工作轉(zhuǎn)速范圍。只要使發(fā)動(dòng)機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速激勵(lì)頻率避開(kāi)34 Hz、60 Hz，為常用車速與變速箱檔位傳動(dòng)比的匹配提供了一定參考，即要求發(fā)動(dòng)機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速避開(kāi)1020r·min-1，1800 r·min-1,從而使整車避開(kāi)共振頻率提高整車舒適性。

表2 各響應(yīng)點(diǎn)最大響應(yīng)頻率與幅值

4 結(jié)論

1）通過(guò)模態(tài)分析得到整車低價(jià)模態(tài)振型及模態(tài)頻率的分布，還有部分局部振型，分析出整車骨架動(dòng)態(tài)性能，為客車動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)提供基礎(chǔ)參考。通過(guò)振型圖可看出車頂振型出現(xiàn)突變部分位置變形較大，由于建模時(shí)忽略蒙皮及車窗玻璃對(duì)總體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的加強(qiáng)作用，分析結(jié)果偏于安全接合整車實(shí)際使用狀況頂部未出現(xiàn)大變形及疲勞損傷因此無(wú)需對(duì)頂部增加剛度儲(chǔ)備，車頂設(shè)計(jì)是合理可行的。

2）闡述發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)機(jī)理，通過(guò)諧響應(yīng)找出車身骨架容易共振峰值頻率，車身駕駛員座椅、中部座椅及尾部座椅的頻率響應(yīng)幅值，為客車振動(dòng)正向設(shè)計(jì)提供參考。得出34 Hz時(shí)與13階模態(tài)頻率，60 Hz時(shí)與15階模態(tài)頻率接近是產(chǎn)生最大峰值共振的原因。

3）找出車身骨架共振峰值頻率得出發(fā)動(dòng)機(jī)怠速為非共振頻率，同時(shí)為常用車速與變速箱檔位傳動(dòng)比的匹配提供一定的理論參考，使常用發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速頻率的激勵(lì)避開(kāi)峰值共振頻率，提高整車乘坐舒適性降低可能發(fā)生的整車異常振動(dòng)。

［1］劉惟信.汽車設(shè)計(jì)［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2001.

［2］靳曉雄，張立軍，等.汽車振動(dòng)分析［M］.上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，2002.

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Analysis of Coach-frame Dynamic Performance Based on Engine Excitation

Ruan Renyu，Tan Jijin，Wei Hongge
（School of Mechanical and Automotive Engineering,Hefei University of Technology,Hefei 230009,China）

With a large coach-body frame,the finite element model of coach-body frame is set up in the universal finite element software.Through modal analysis,16 order modal vibration types and modal frequency are gained.The coach dynamic performance is evaluated by means of finite element modal analysis.On this basis,the resonance frequency is obtained through the harmonic response analysis based on the vehicle engine excitation.Three response points that can represent the vehicle comfort are selected and analyzed.These provide some theoretical references and test instructions for solving coach vibration analysis technology and solutions to improving the dynamic characteristics and positive vibration design of automobile products.

coach-frame;modal;harmonic response;dynamic performance

U463.83+2；U461.4

A

1008-5483（2011）01-0014-05

2010-12-20

阮仁宇（1986-），男，安徽合肥人，碩士生，從事車輛現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論及方法、汽車產(chǎn)品CAE及振動(dòng)分析等方面的研究。