基于特定車速下客車車架異常振動(dòng)的分析與研究

曹鑫云，譚繼錦，程霄霄

（合肥工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與汽車學(xué)院，合肥 230009）

客車在怠速或行駛時(shí)因路面不平、車輪、發(fā)動(dòng)機(jī)以及傳動(dòng)系統(tǒng)的不平衡等外部和內(nèi)部的激振作用，容易產(chǎn)生整車和局部的強(qiáng)烈振動(dòng)[1]。車輛行駛中的異常振動(dòng)不僅會(huì)惡化車輛的運(yùn)行環(huán)境,對駕駛員和乘客的情緒、精神和生理上造成極大危害,還會(huì)影響車輛零部件的可靠性和車輛的使用壽命,使汽車行駛的平順性變差[2]。針對該客車的實(shí)際異常振動(dòng)情況作相關(guān)的試驗(yàn)分析與計(jì)算，找出車架異常振動(dòng)的激振源及其傳遞路徑，文章最后針對激勵(lì)的來源提出改進(jìn)的建議來影響車架以及客車整體的振動(dòng)情況。

1 車架模態(tài)與頻響分析

客車車架是其整車受力的主要部件，起到承載及安裝總成的作用[3]。所以車架必須有足夠的靜強(qiáng)度和剛度來達(dá)到其工作中的疲勞壽命、裝配以及使用要求，同時(shí)車架是與發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸、車輪等汽車主要激勵(lì)源直接相連接的，很容易受到其激勵(lì)的影響。所以車架不僅要滿足一定的剛度與強(qiáng)度，還應(yīng)該有良好動(dòng)態(tài)特性能夠控制汽車的振動(dòng)與噪聲的影響，以避免外界激勵(lì)源產(chǎn)生激勵(lì)引起車架共振，影響客車的平順性。下面就通過對該客車車架進(jìn)行模態(tài)分析與頻響分析，了解其振動(dòng)特性。

1.1 車架模態(tài)分析

在Hyper mesh軟件中，對車架進(jìn)行有限元建模并采用OptiStruct求解器計(jì)算其在自由邊界條件下的模態(tài)和振型，提取了前十階模態(tài)，并將前十階車架的模態(tài)頻率值及振型記錄如表1所示。

表1 車架模態(tài)參數(shù)

車架有限元模態(tài)分析所得出的部分模態(tài)振型圖如圖1～圖4所示。

1.2 車架頻率響應(yīng)分析

頻率響應(yīng)即是系統(tǒng)對正弦輸入的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)[4]。頻響分析是計(jì)算結(jié)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)的簡諧激勵(lì)下的輸出響應(yīng)，通過在一些頻率點(diǎn)的虛擬激勵(lì)獲得結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)。下面通過對車架的頻率響應(yīng)分析，得出車架在垂直方向激勵(lì)下響應(yīng)點(diǎn)的頻響曲線，結(jié)合模態(tài)分析結(jié)果可以更深入的了解客車車架的動(dòng)態(tài)特性[5]。針對本文研究對象為某客車車架，采用模態(tài)法對車架進(jìn)行頻響分析。在該分析中設(shè)定頻率響應(yīng)范圍為0～50 Hz，載荷步為1,阻尼系數(shù)設(shè)定為0.05，根據(jù)車架的實(shí)際情況進(jìn)行約束，并在車架與懸架連接的四個(gè)位置施加頻率可變的單位載荷，頻率變化范圍為0～50 Hz。在車架前端、車架后端、車架中前段、車架中后段，取四個(gè)不同的頻響點(diǎn)，具體示圖如圖5所示。

由頻率響應(yīng)分析得出響應(yīng)曲線圖如圖6～圖9所示。

由以上響應(yīng)曲線可看出，各響應(yīng)點(diǎn)在激勵(lì)頻率為11 Hz,15 Hz左右時(shí)振動(dòng)的位移幅值達(dá)到最大且其中Z方向更為明顯，與模態(tài)分析計(jì)算得出的車架前兩階固有頻率11.39 Hz、15.25 Hz基本相同，所以當(dāng)外界激勵(lì)頻率與車架固有頻率重疊時(shí)就會(huì)引起車架的共振。

2 異常振動(dòng)試驗(yàn)分析方法

車輛在沒有零部件失效的情況下，行駛產(chǎn)生異常振動(dòng)的激勵(lì)源主要有路面、發(fā)動(dòng)機(jī)、動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)以及車輪等。為解決汽車異常振動(dòng)問題，需要通過一定的診斷流程與分析方法找出引起共振的激振源，了解振動(dòng)的傳遞路徑。建立異常振動(dòng)試驗(yàn)分析流程如圖10所示。

并將這些振源以及引起的振動(dòng)現(xiàn)象作對比如表2所示。參照列出的振動(dòng)原因與現(xiàn)象，結(jié)合客車實(shí)際振動(dòng)情況以及道路測試試驗(yàn)判斷引起振動(dòng)的原因。

表2 車輛振源分析

根據(jù)客車的實(shí)際行駛情況，是在70 km/h車速下產(chǎn)生的低頻振動(dòng)，而且與擋位的選擇無關(guān)，所以可以判斷異常振動(dòng)與發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系沒有關(guān)系。又因?yàn)檎駝?dòng)是發(fā)生在良好的路面上，持續(xù)而且有規(guī)律性，根據(jù)以上試驗(yàn)流程以及各振源引起的振動(dòng)現(xiàn)象，可以初步推斷車輪是引起車架異常振動(dòng)的振源。

表3 車輪在各車速下激振頻率

該客車輪胎規(guī)格7.00R16-12PRLT，計(jì)算得出在各車速下車輪的激勵(lì)頻率如表3所示。

3 振動(dòng)測試分析

3.1 道路測試試驗(yàn)

在道路測試試驗(yàn)中，為了確定振源和振動(dòng)傳遞路徑，按照可能會(huì)產(chǎn)生激勵(lì)的部位及駕駛室與車架連接位置布置測點(diǎn)[6]，并以4擋 40～75 km/h（1400～2600 r/min）、5 擋 60～100 km/h(1500～2500 r/min)多工況下在平坦路面上進(jìn)行測試。部分傳感器布置如圖1所示。

由道路試驗(yàn)測得的數(shù)據(jù)在信號采集分析軟件中處理并截取相關(guān)測點(diǎn)的自功率譜圖。由于該客車在實(shí)際行駛中車速在70 km/h左右時(shí)出現(xiàn)異常振動(dòng)，所以分別取四擋、五擋車速為70 Km/h工況下，車架上的測點(diǎn)自功率譜圖作分析，如圖12、圖13所示。

3.2 異常振動(dòng)分析

從各測點(diǎn)的自功率譜圖可知，在車速70 km/h下測點(diǎn)在四擋 、五擋的峰值頻率為15.25 Hz、15.5 Hz左右。當(dāng)車速為70 km/h時(shí)，車輪激振頻率為15.48 Hz，與道路試驗(yàn)測得數(shù)據(jù)中70km/h兩種工況下的測點(diǎn)峰值頻率15.25 Hz、15.5 Hz非常接近。而且在車架的有限元模態(tài)分析中，車架的一階彎曲頻率為15.25 Hz與車輪激勵(lì)頻率15.48 Hz重疊。由頻響分析結(jié)果可知，當(dāng)車輪的激勵(lì)頻率與車架固有頻率相近時(shí)就會(huì)引起車架的共振。所以根據(jù)異常振動(dòng)試驗(yàn)分析流程及方法初步判斷的原因并結(jié)合道路測試試驗(yàn)結(jié)果與模態(tài)試驗(yàn)分析結(jié)果，可知車架的異常振動(dòng)是由于在該車速下的車輪不均勻性產(chǎn)生的激勵(lì)頻率與車架的固有頻率相接近而引起車架的共振，進(jìn)而使客車在行駛過程中產(chǎn)生了異常振動(dòng)。

為消除或減弱車架的異常振動(dòng)，主要考慮避免車架固有頻率與該客車工作時(shí)各種激勵(lì)頻率的重疊，本文主要考慮應(yīng)使車架固有頻率避開輪胎激勵(lì)頻率。一方面可以通過加強(qiáng)車架結(jié)構(gòu)剛度來提高車架的固有頻率，可以采用加橫梁或改變車架連接方式也可以選擇車架橫梁、縱的封閉形式等；另一方面可以控制車輪的不均勻性，包括輪胎幾何尺寸不均勻性、質(zhì)量不均勻性、剛度不均勻性。

4 總結(jié)

本文是以某客車車架為研究對象，通過對車架進(jìn)行模態(tài)分析、頻響分析，了解車架的振動(dòng)特性；根據(jù)建立的汽車異常振動(dòng)試驗(yàn)分析方法與流程初步判斷了異常振動(dòng)的原因；最后結(jié)合道路測試試驗(yàn)結(jié)果找出了客車在70 km/h車速下產(chǎn)生車架異常振動(dòng)的振源。并為了消除或減小車架的異常振動(dòng)，提出了改進(jìn)建議。

[1]劉青云.自卸汽車異常振動(dòng)研究［M］.青島:青島大學(xué)，2006.

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[3]靳宵雄，張立軍，江浩，等.汽車振動(dòng)分析［M］.上海:同濟(jì)大學(xué)出版社，2002.

[4]陳德玲.YBL6100C43aH客車車架有限元分析與試驗(yàn)研究[D].南京：南京理工大學(xué)碩士學(xué)位論文，2003.

[5]李源源.基于頻率響應(yīng)分析的車架疲勞壽命預(yù)測研究[D].合肥工業(yè)大學(xué)，2011.

[6]傅春宏，章適.基于特定車速下的卡車駕駛室振動(dòng)原因分析［J］.汽車科技,2010,2:8-11