基于頻率響應的客車骨架結構優化

張慶軍 王曉彬

（合肥工業大學）

承載式客車骨架是客車的重要組成部分，不僅承載著乘客、油箱及水箱等簧上質量，還要受到來自發動機和路面等激勵引起的振動，承受各種復雜力及力矩，其性能的好壞直接影響乘客的舒適性和安全性[1]。隨著計算機技術的發展，傳統的靜態特性分析已經不能滿足現在客車發展的要求，動態分析已經逐漸得到關注[2]，其中結構動載荷激勵下的響應分析可以滿足人們對于舒適度和安全性的要求。在車身優化過程中，進行靈敏度分析，可以避免結構修改的盲目性，提高優化效率，降低設計成本。

1 車身骨架有限元模型的建立

在Hypermesh中對客車車身骨架用殼單元SHELL63進行模擬，對于焊接、鉚接以及螺栓連接采用Rigid剛性單元模擬，使客車車身在空間幾何形狀上和真實客車結構一致。殼單元共有364 715個，其中三角形單元占總單元數約1.3%，共計4 825個。車身骨架的質量為2.561 t。有限元模型，如圖1所示。

2 車身骨架的動態分析

2.1 模態分析

振動模態是機構部件固有的特性。通過模態分析得出：根據機構部件在某個易受影響的頻率范圍內的各階主要模態，可分析出結構在此頻段內受各種振源作用下產生的振動響應。因此，模態分析是對結構部件振動分析和評價的一種方法[1-3]。

釋放整車所有自由度，采用Hypermesh中模態分析Lanczos法計算車身骨架主要低階模態振型，提取前16階模態，除去前6階自由剛體模態之外，模態計算結果，如表1所示，放大500倍的部分振型圖，如圖2所示。

表1 某客車車身骨架模態頻率及模態振型Hz

根據模態分析評價原則，車身骨架低階模態頻率（1階扭轉及彎曲的特征值）應該低于發動機怠速頻率，以免發生整車共振。該客車采用6缸直列水冷發動機，6沖程發動機曲軸轉2圈完成1個工作循環，6缸各點火1次。故曲軸每轉1周，產生3次轉矩波動，其頻率也為曲軸轉速的3倍。因此對于6缸發動機主要考察其3階激勵對整車結構振動的影響。6缸發動機激勵頻率（f/Hz）的計算公式為：

式中：n——發動機轉速，r/min；

λ——激勵階數。

發動機怠速轉速為600 r/min，計算得到3階激勵頻率為30 Hz。計算結果表明，整車的前3階彎曲和扭轉頻率在 7～24 Hz，1階扭轉頻率為 9.92 Hz，1階彎曲頻率在15.46 Hz。可以看出低階振型頻率低于發動機怠速頻率，避免了整車發生共振現象。因此該車在發動機怠速情況下不會引起低階模態的共振，滿足客車動態特性設計基本要求[2]。

2.2 頻率響應分析

頻率響應分析用于分析結構在各種激勵作用下的響應,可以實現對結構的動態特性分析。文章主要分析客車骨架在發動機簡諧激勵作用下的幅頻特性。

由于關注的振動源是發動機，故在模型的發動機懸置點施加垂向1 N簡諧力，提取頻率區間為5～105 Hz，步長為2 Hz。從參考文獻[3-5]可知，為了獲得較高的分析效率和較好的分析精度，取1.5倍提取頻率下的所有模態階次即可，故提取158 Hz內的全部模態階次。為了分析整車振動舒適性，分別選取駕駛員座椅支架、中部8排座椅支架、最后11排座椅支架作為響應點求得幅頻曲線。響應的幅頻譜，如圖3所示。

通過圖3可以看出，駕駛員座椅支架、中部8排座椅支架以及最后11排座椅支架各響應點分別在15.5，21.5，18.5 Hz左右出現峰值，對照車身骨架模態分析結果發現，峰值頻率分別與客車整車的第5階（15.46 Hz）、第 10階（21.63 Hz）和第 8階（18.61 Hz）頻率相近，因此產生明顯的共振峰值。為此，需要對車身結構進行優化，降低振動幅值，提高乘坐舒適性[6-7]。

3 車身結構優化

在車身結構優化過程中遵循的原則為：在保證車身骨架變化不大的前提下，盡可能降低駕駛室座椅處的振動峰值，提升車身結構的NVH性能。

3.1 頻率響應靈敏度分析

在車身結構優化過程中，選取骨架構件厚度作為設計變量。由于車身構件數量較多，不同位置及厚度的構件對響應點的振動傳遞貢獻量不同，對車身質量的影響程度也不同。為了提高優化設計效率，在結構優化前對客車骨架進行靈敏度分析，得出對響應點振動傳遞貢獻較大的構件，以此選取優化設計變量。文章只對駕駛室座椅支架處進行分析優化，選取的目標函數為駕駛室座椅處振動幅值，在Hypermesh中選用局部逼近法進行迭代；設計變量選取模型部分桿件的厚度；約束函數為質量變化不超過0.05 t。

表2示出部分車身構件的靈敏度數值。找出對響應位移變化比較敏感的參數，希望改變這些參數的同時，質量變化不會太大。為了更好地反映車身桿件的厚度對骨架質量和幅頻特性的影響，文章采用相對靈敏度分析，Sm為桿件厚度對車身質量的靈敏度，Sd為桿件厚度對車身響應幅值的靈敏度，相對靈敏度表示為｜Sd/Sm｜。絕對值越大，桿件厚度對車身響應幅值的影響越大，對車身質量的影響越小，越有利于降低車身響應幅值，提高客車的乘坐舒適性[8-9]。

表2 某客車部分車身構件靈敏度數值

3.2 優化設計

根據靈敏度分析結果，選擇對響應靈敏度比較大且質量靈敏度變化比較小的8個構件作為設計變量，選取構件編號為 3，20，28，76，79，90，138，158。目標函數為駕駛室座椅處響應幅值；設計變量為桿件厚度；狀態變量為質量變化不超過0.05 t。

在優化過程中，目標函數的收斂情況，如圖4所示，車身骨架質量變化情況，如圖5所示。

由于優化過程中桿件厚度是連續變化的，某些構件的厚度含有多位小數，必須經過調整后才能進行生產。優化和調整結果，如表3所示。

對調整之后的車身結構進行頻率響應分析，得出優化前后駕駛員座椅支架處的幅頻特性曲線，如圖6所示。通過對比，優化后響應幅值在15.5 Hz處降低30.7%，同時優化后車身質量減輕了0.026 t。

表3 某客車部分車身構件頻率響應優化和調整結果 mm

4 結論

1）利用頻率響應靈敏度分析，對車身結構進行優化，通過對比優化前后的幅頻曲線，發現優化后駕駛員座椅支架處的響應幅值得到明顯改善，驗證了優化方法的有效性；

2）在對車身結構優化后，不僅降低了響應點的振動幅值，提升了車身的NVH性能，而且減輕了車身質量，為以后車身結構優化提供了有價值的參考。