城鎮(zhèn)客車車身振動特性仿真分析

王建美，馮 理 Wang Jianmei，F(xiàn)eng Li

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城鎮(zhèn)客車車身振動特性仿真分析

王建美，馮 理 Wang Jianmei，F(xiàn)eng Li

（武漢華夏理工學(xué)院 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430223）

以一款城鎮(zhèn)客車為研究對象，針對其車身壁板振動劇烈的問題，利用有限元法對其結(jié)構(gòu)振動進行相關(guān)研究。對車身進行模態(tài)計算和諧響應(yīng)分析，得到車身結(jié)構(gòu)的固有頻率、模態(tài)振型和位移響應(yīng)；結(jié)果表明：車身頂棚的振動比較劇烈，尤其在75 Hz時振動位移量最大，車身前部和兩側(cè)也有明顯的振動形變；最后，提出降低振動、提高乘坐舒適性的措施。

NVH；模態(tài)分析；諧響應(yīng)分析

0 引 言*

隨著人們對汽車安全性和乘坐舒適性關(guān)注度的提高，汽車振動的控制水平已逐漸成為衡量汽車質(zhì)量的重要指標(biāo)之一。各汽車企業(yè)在對新車型的開發(fā)和設(shè)計上，也更加注重汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動、聲振粗糙度）特性的研究[1]。發(fā)動機運轉(zhuǎn)、傳動系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)振動以及路面不平度等引發(fā)的汽車振動易使駕駛員和乘客感到疲勞不適，甚至誘發(fā)交通事故[2]。客車的承載結(jié)構(gòu)主要集中于車身結(jié)構(gòu)，其使用壽命及乘坐舒適性直接受車身結(jié)構(gòu)剛度和振動特性的影響；因此，對其研究具有一定的現(xiàn)實意義。

1 車身幾何模型的建立

以一款5 995 mm×2 180 mm×2 750 mm半承載式城鎮(zhèn)客車為研究對象，利用幾何建模軟件CATIA，根據(jù)車身各部分的尺寸數(shù)據(jù)建立車身三維幾何模型。由于車身結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，其中包含非承載結(jié)構(gòu)以及對結(jié)構(gòu)變形、應(yīng)力影響不大的非主要承載件等，所以根據(jù)車身結(jié)構(gòu)的實際受力狀態(tài)，對模型進行抽象和簡化。在不影響整車結(jié)構(gòu)剛度、強度的基礎(chǔ)上大幅提高建模以及后續(xù)分析的速度。

在建立幾何模型過程中，結(jié)合該城鎮(zhèn)客車的車身結(jié)構(gòu)特點，把車身板塊拆分為頂棚、底架、左右側(cè)圍、前圍、后圍及地板6個板塊分別進行建模，將建立好的各個部分在CATIA中進行裝配，最終得到車身結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。

圖1 城鎮(zhèn)客車車身幾何模型

2 車身有限元模型的建立

2.1 材料屬性的指定

幾何模型建好后指定其材料屬性。材料屬性參數(shù)有泊松比、密度、剪切模量、彈性模量及屈服極限等，客車車身結(jié)構(gòu)材料有兩種，Q235鋼和16 Mn鋼，16 Mn鋼用于底架部分，Q235鋼則用于前后圍、側(cè)圍、底板和頂棚部分。材料參數(shù)見表1。

表1 材料參數(shù)

2.2 車身有限元模型的生成

利用LMS Virtual.Lab對城鎮(zhèn)客車車身結(jié)構(gòu)進行網(wǎng)格劃分，生成車身結(jié)構(gòu)有限元模型如圖2所示。模型中網(wǎng)格單元總數(shù)是49 201，節(jié)點數(shù)量是57 292。

圖2 車身結(jié)構(gòu)有限元模型

3 客車車身結(jié)構(gòu)模態(tài)分析

3.1 模態(tài)分析的基礎(chǔ)理論

模態(tài)分析是一種計算分析結(jié)構(gòu)動力特性的方法，用于結(jié)構(gòu)在自由振動狀態(tài)下的分析，也是動力學(xué)分析的前提，通過模態(tài)計算可以清楚認識系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的振動特性，得到結(jié)構(gòu)的固有頻率和相應(yīng)振型[3]。由于大多數(shù)機械結(jié)構(gòu)都要求避免共振，所以模態(tài)分析在動力學(xué)分析中起著重要作用。考慮結(jié)構(gòu)的自由模態(tài)，在沒有受到阻尼和外力的作用時，系統(tǒng)振動屬于自由振動，振動方程為

在系統(tǒng)自由振動的模式下，各個節(jié)點作簡諧運動，振動位移為

式中：0為固有振型；為固有頻率；為振動時間；為相位角。

將式（2）代入式（1）得

因為各節(jié)點的振幅0不全部為零，因此，式（3）所包含的矩陣行列式必須等于零，這時結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的固有頻率方程可以寫為

需要說明的是，結(jié)構(gòu)模態(tài)是實數(shù)模態(tài)。

3.2 模態(tài)分析評價原則

車身結(jié)構(gòu)的振動性能主要從兩方面進行評價：

（1）車身結(jié)構(gòu)的低階頻率（主要指1階扭轉(zhuǎn)和彎曲）要避開客車發(fā)動機怠速頻率和客車懸架的固有頻率，避免結(jié)構(gòu)發(fā)生共振；

（2）車身結(jié)構(gòu)固有頻率不應(yīng)該出現(xiàn)在人體敏感的振動頻率段。

3.3 模態(tài)結(jié)果分析

客車車身的模態(tài)分析一般是在車身結(jié)構(gòu)無阻尼自由振動條件下計算，模態(tài)分析主要是計算車身結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，由于車身動力性能受其高階頻率的作用很小，因此對于高階頻率不做計算。在LMS Virtual.Lab中計算車身結(jié)構(gòu)前20階模態(tài)頻率和振型，根據(jù)模態(tài)計算的結(jié)果，取客車車身前6階模態(tài)參數(shù)見表2，前6階模態(tài)振型如圖3所示。

表2 客車車身前6階振型

圖3 前6階車身結(jié)構(gòu)模態(tài)振型

由結(jié)構(gòu)模態(tài)振型可以看出，每一階模態(tài)振型中頂棚都表現(xiàn)出局部振動。1階模態(tài)頻率為28.47 Hz，表現(xiàn)為頂棚的擺動，車身整體振幅較大，頂棚由后至前振動依次增強；2階模態(tài)頻率為29.28 Hz，仍表現(xiàn)為頂棚的擺動，相對于1階模態(tài)來說整體振幅較小；3階模態(tài)頻率為35.48 Hz，整體模態(tài)表現(xiàn)為1階扭轉(zhuǎn)變形，車身前半部分振動較強烈；4階模態(tài)頻率為39.39 Hz，表現(xiàn)為整體彎曲變形，前圍和車頂棚中部變形較大；5階模態(tài)頻率為48.26 Hz，表現(xiàn)為車身的彎曲變形，頂棚和底板部分變形最為明顯；6階模態(tài)振幅有所減小，頻率為60.51 Hz，表現(xiàn)為車頂棚局部彎曲變形，尤其是駕駛員上方頂棚位置變形尤為強烈，振幅較大。綜上，車身頂棚的變形比較明顯，說明其剛度比較差，在外界力的作用下易發(fā)生振動變形。頂棚剛度差可能是因為車頂棚橫梁或縱梁數(shù)量太少或鋼板厚度不足，導(dǎo)致在汽車行駛過程中發(fā)生較大的振動變形。

通常情況下，汽車振動的最大激勵源來自于發(fā)動機的振動和路面對輪胎的沖擊力，尤其在發(fā)動機怠速運行時，最容易引起汽車整車共振；因此，在進行汽車設(shè)計時，結(jié)構(gòu)模態(tài)的固有頻率應(yīng)避開發(fā)動機怠速時的激勵頻率。該型客車相關(guān)車身技術(shù)參數(shù)為：車身和懸架的共振頻率為2.0～3.4 Hz，發(fā)動機怠速頻率約為32 Hz，由模態(tài)結(jié)果可知，該車車身結(jié)構(gòu)固有頻率與發(fā)動機怠速頻率不相同且不在車身和懸架的頻率范圍內(nèi)，同時，路面激勵通常情況下小于20 Hz；因此，理論上可以避免整個客車發(fā)生共振。

4 客車車身諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析主要是計算一種穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，即線性結(jié)構(gòu)受到隨時間做正弦規(guī)律變化的載荷的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，可以得到在一定頻率段下的位移響應(yīng)曲線，進而獲得峰值響應(yīng)及其所對應(yīng)的頻率等。

發(fā)動機是汽車振動的重要激勵源，在車身模態(tài)結(jié)果的基礎(chǔ)上進行諧響應(yīng)分析，其結(jié)果可以為車身結(jié)構(gòu)的減振以及整車設(shè)計改進提供依據(jù)。

4.1 發(fā)動機激勵力的確定

由于試驗條件限制，發(fā)動機激勵力很難準(zhǔn)確得到，因此計算時所用激勵力用單位簡諧力代替。力的作用點選擇發(fā)動機懸置的左右兩點，力的方向選擇左右相反來平衡力矩[4]。

對于4缸直列式發(fā)動機，其一個工作周期內(nèi)產(chǎn)生兩次慣性不平衡力。因而慣性力的頻率可表示為

式中：為慣性力的頻率，Hz；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min。

發(fā)動機正常工作時其轉(zhuǎn)速范圍是800～3 600 r/min，與其對應(yīng)的2階慣性力的頻率范圍是26.7～120.0 Hz，所以進行諧響應(yīng)計算時力的頻率范圍選擇為0～200 Hz。

4.2 邊界條件的設(shè)定

為了消除剛體運動，獲得準(zhǔn)確的位移解，進行諧響應(yīng)分析時要進行約束設(shè)置，但若施加的邊界約束條件太多，則可能會出現(xiàn)不存在的附加約束力，進而影響計算結(jié)果。經(jīng)綜合考慮，車身的約束條件見表3。

表3 車身約束條件

注：U為橫向自由度；U為縱向自由度；U為垂直自由度。

4.3 車身結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)計算結(jié)果分析

經(jīng)計算得到車身各處諧波振動響應(yīng)。選取車身上7個點查看結(jié)果，7個觀測點的具體位置見表4。

表4 響應(yīng)點位置

計算得到各關(guān)鍵點的振動響應(yīng)結(jié)果如圖4所示。

由以上結(jié)果可知：駕駛員上方頂棚的最大振動峰值出現(xiàn)在75 Hz附近，振動位移約為0.086 mm；車身頂棚的振動峰值主要出現(xiàn)在75 Hz和115 Hz附近，在75 Hz附近達到最大振動位移約為0.101 mm；車身兩側(cè)的振動峰值主要出現(xiàn)在75 Hz和115 Hz附近，在75 Hz附近達到最大位移量約為0.06 mm；車身底板中部處的振動峰值主要出現(xiàn)在5 Hz和70 Hz附近，在5 Hz附近達到振動位移最大約為0.009 mm，在底板后部的振動峰值主要出現(xiàn)在75 Hz附近，最大位移量約為0.005 mm。

綜上可得，車身頂棚的振動位移量最大，其次是車身兩側(cè)，客車底板的振動位移量最小。車身頂棚（包括駕駛員上方頂棚部分）振動劇烈，會給車內(nèi)帶來輻射噪聲，壁板兩側(cè)和底板的振動也會增加車內(nèi)噪聲，要降低車頂棚及側(cè)面的振動，需要加大其剛度。可以增加車身頂棚及兩側(cè)的蒙皮鋼板厚度，也可增加車頂及側(cè)面橫梁和加強筋的數(shù)量，通過加大零件的厚度或更換為強度更高的鋼材來減小振動。

從頻率來看，車身頂棚和兩側(cè)壁板振動峰值均出現(xiàn)在75 Hz和115 Hz附近，車身底板位移峰值所對應(yīng)的頻率也出現(xiàn)在75 Hz附近，此頻率所對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2 250 r/min附近；因此，為了降低車身壁板的振動，駕駛員應(yīng)盡量避免使發(fā)動機長時間工作在2 250 r/min轉(zhuǎn)速附近。

5 總 結(jié)

以一款城鎮(zhèn)客車為研究對象，建立客車車身結(jié)構(gòu)有限元模型，并對其進行模態(tài)計算和諧響應(yīng)分析，得到車身結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型以及振動響應(yīng)結(jié)果。經(jīng)分析可知，車身頂棚、兩側(cè)和車身前部的振動變形大，尤其是頂棚，剛度較差。車身壁板在75 Hz等頻率時振動響應(yīng)比較劇烈，所以駕駛員應(yīng)盡量避免使發(fā)動機長時間工作在此頻率所對應(yīng)的2 250 r/min轉(zhuǎn)速附近。

[1]陳龑，林建平，胡小舟，等. 基于模態(tài)分析的某客車車身NVH性能優(yōu)化[J]. 現(xiàn)代制造工程，2013（6）：51-54.

[2]付長虎. 客車車身振動和聲學(xué)特性的仿真及改進研究[D]. 鎮(zhèn)江：江蘇大學(xué)，2013.

[3]束元，周毅，周鋐. 基于模態(tài)分析的某客車白車身結(jié)構(gòu)改進[J]. 佳木斯大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2012（5）：687-690.

[4]胡強，張健，胡朝輝. 基于典型工況的發(fā)動機懸置優(yōu)化設(shè)計[J]. 企業(yè)科技與發(fā)展，2013（17）：12-14.

湖北省教育廳科學(xué)研究計劃指導(dǎo)性項目（B2017395）；武漢華夏理工學(xué)院校級科研基金項目（16023）。

1002-4581（2019）01-0011-05

U463.82

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2019.01.004

2018?09?25