叉車怠速狀態方向盤振動分析及優化

李晨浩 陸益民 王海洋 丁 浩

合肥工業大學機械工程學院 合肥 230009

0 引言

叉車作為具有裝卸、短距離運輸功能的工程機械車輛，大大節省了貨物裝卸過程中的人力，提高了物流行業的效率。尤其在鐵路、港口、機場等場所，叉車以其靈活的操作性能更是游刃有余。但是，由于我國叉車行業起步較晚，在叉車結構設計過程中仍存在技術的局限性，導致內燃叉車在運行過程中出現振動噪聲過大、舒適性差等問題，叉車制造企業越來越重視叉車NVH性能的研究。

隨著內燃叉車運行時振動噪聲過大這類問題的出現，國內很多學者開始對此類問題展開研究。文獻[1]通過運用模態分析和最優化設計方法對方向盤總成結構和尺寸進行優化，避開了發動機怠速激勵頻段。文獻[2]對叉車進行TPA傳遞路徑分析以及對比方向盤試驗模態和仿真模態結果，確定是因共振導致方向盤振動過大，最后通過優化方向盤結構避開點火頻率，提高了舒適性。文獻[3]利用有限元法對叉車車架進行靜動特性分析，通過在傳遞路徑上采用高阻尼材料墊片，降低了車架前端板的振幅峰值，改善了其振動性能。目前，很多學者對叉車的振動研究集中在對單獨部件的靜力分析和模態分析,缺少對整車的動力學分析，不能全面體現叉車的動態特性。因此，本文針對某型內燃叉車在怠速工況下方向盤振動過大問題展開研究，通過對其試驗數據的分析，獲得叉車的振動特性，再運用有限元法對整車結構進行模態分析和諧響應分析，結合試驗結果和仿真結果，找出問題原因，提出優化方案，進行仿真驗證。

1 試驗數據分析

在怠速工況下，由于叉車方向盤振動感受明顯，故需測量叉車在該工況下的振動數據。通常按照振動的傳遞路徑分析，可劃分為激勵源、傳遞路徑、目標點等3部分[4]，其中影響方向盤振動的激勵源可分為來自發動機的激勵和來自路面的激勵，由于是在怠速工況下，故無來自路面的激勵。

采用LMS Test. Lab設備進行振動數據采集，為便于分析，設置圖1所示叉車坐標系。

圖1 叉車坐標系

利用加速度傳感器測試方向盤3點鐘位置的振動數據，其Overall Level曲線圖如圖2所示。Overall Level曲線圖表征了振動量值隨轉速的變化關系，在怠速工況下，發動機轉速一般為750～900 r/min。

由圖2可知，在轉速840 r/min附近X、Y、Z等方向都出現峰值，其中Y向振動最大，表明怠速下方向盤振動主要來自Y向。進一步處理，可得到該測點在轉速為845 r/min處Y向頻譜圖，如圖3所示?？芍駝又饕性陬l率為28 Hz處。

圖2 方向盤3點鐘位置測點Overall Level曲線圖

在怠速工況下，只有來自發動機的激勵，其激勵頻率的計算公式為[5]

式中：n為發動機轉速，a為發動機氣缸數，τ為發動機沖程數。

由于該型叉車所使用的發動機為4缸4沖程的內燃發動機，故發動機在轉速為840 r/min時的激勵頻率為28 Hz。由圖3可知，發動機在轉速為840 r/min時激勵頻率與試驗測得的主要振動頻率吻合，表明方向盤怠速抖動主要激勵來自發動機2階轉速頻率。

圖3 方向盤3點鐘位置測點轉速為845 r/min處Y向頻譜圖

在轉速為840 r/min時，對車架前端支撐臂搭載在驅動橋的2處測點，即車架3和車架4測點，進行分析得到圖4所示兩測點在同一批測試下的時域振動波形。由圖4可知，2測點在Y向的時域振動波形相位相同，Z向的時域振動波形相位相反，表明叉車整體的振動特征為Y向同向擺動，Z向扭動。

圖4 轉速為840 r/min處車架3、車架4測點時域振動波形

2 有限元分析

進行仿真分析的前提是有限元模型的建立，而有限元模型是根據力學模型做離散化處理后形成的用于數值計算的數字化模型[6]。通常建立有限元模型有兩種方法，第一種方法是直接在仿真軟件中建立幾何模型，然后對幾何模型進行網格劃分；第二種方法是將幾何模型先在專業的三維建模軟件中建立完成后，再通過仿真軟件中的幾何導入接口把幾何模型導入仿真軟件中，然后進行網格劃分?？紤]到叉車幾何模型的復雜程度，直接在仿真軟件中進行幾何建模較難實現，故采用第二種方法建立叉車幾何模型。

2.1 幾何模型的簡化

在研究叉車結構動力學性能的同時還要考慮網格劃分的難度，在不影響叉車結構動態特性的基礎上刪除叉車幾何模型上的小尺寸結構特征(細孔、倒角、凸臺)以及非承載部件[7]，簡化前后模型基本結構不變。

2.2 模型的網格劃分

有限元仿真軟件中的網格類型可分為1D單元、2D單元和3D單元。其中1D單元主要包括剛性單元、彈簧阻尼單元等；2D單元主要包括三角形單元、四邊形單元等；3D單元主要包括四面體單元、六面體單元等。對于叉車這類復雜的幾何模型，一般1D單元、2D單元和3D單元都要用到，故在保證計算精度的前提下需要考慮計算效率。通常，網格數量越少計算時間越短。叉車主體結構中的前板、儀表板、護頂架、機罩、車架等部件由板型零件組成，在劃分網格時，可使用2D單元進行劃分，這樣劃分相比較3D單元，單元數量大幅下降，且計算精度保持不變。由于方向盤系統零部件的長寬高比接近，為保證計算精度，可使用3D單元進行劃分?？紤]到各零件是通過焊接、螺栓進行連接的，所以在假設結構焊接剛度足夠、螺栓連接部分擰緊的前提下，對這些焊接、螺栓連接使用1D單元中的剛性單元進行模擬，同時對于結構中存在的減震墊等使用1D單元中的彈簧阻尼單元進行模擬。

按照以上劃分思路，為保證計算精度，控制網格尺寸的范圍為3～8 mm。每個部件網格劃分完畢后，利用軟件自帶的網格質量檢查功能，按照軟件默認的網格標準進行檢查，然后修復不合格的網格，直至所有網格符合標準。

2.3 模態分析

叉車車架直接架在驅動橋和轉向橋上，負責承載前板、儀表板、方向盤系統、換擋手柄、手剎、護頂架、機罩、發動機、變速器、配重塊等部件。由于怠速工況下，對方向盤系統的振動激勵只來自于發動機，則模態分析的對象應為前板、儀表盤、方向盤系統、換擋手柄、手剎、護頂架、機罩、車架所組成的整車系統，如圖5所示。

考慮實際約束情況，驅動橋與車架為剛性連接，轉向橋與車架為固定鉸接，對架在驅動橋的車架部位約束6個自由度；對架在轉向橋的車架部位約束5個自由度，保留繞X軸的轉動自由度。

對約束狀態下的整車系統進行模態分析，得到表1所示前8階模態。

表1 整車系統前8階模態

由表1可知，第4階的模態頻率為27.94 Hz，其模態振型如圖6所示，表現為左右擺動，其中方向盤擺動劇烈。

圖6 整車系統第4階振型圖

由圖2、圖3可知，在轉速840 r/min附近方向盤Y向振動最為劇烈，頻率為28 Hz處振動數值最大。結合圖4可知，怠速下叉車振動特征與第4階模態振型相同，可判斷導致方向盤在轉速840 r/min附近振動劇烈的原因是該轉速下的激勵頻率與整車系統第4階固有振型頻率接近造成共振，且通過第4階振型圖可知，叉車前端擺動劇烈，剛度較小。

2.4 諧響應分析

在怠速工況下，振動的激勵源僅來自發動機，而發動機在叉車上為縱向安裝，通過一端與變速箱連接，另一端與車架連接固定。其中，與車架連接的一端，發動機經過懸置分別固定在車架左右支腳處，故作用在整車系統的激勵力位于車架的左右支腳處。

通過對車架左右支腳處的振動數據采集，獲得經懸置衰減后的Overall Level曲線圖。由于發動機本身為4缸4沖程類型，安裝方式為縱置，故發動機激勵力的方向主要是Y向和Z向[8]。

由左右支腳處測點的Overall Level曲線圖，可得到在轉速840 r/min附近處Y向與Z向的振動數值之比大致為3:1，且左右支腳處的Y向振動數值相近。因此，在左右支腳處的Y向施加大小和方向相同的激勵力，在Z向施加大小相同方向相反的激勵力。

在相同約束條件下，Y向激勵力設為300 N，Z向激勵力設為100 N，初始相位都為0，頻率分析范圍為0～100 Hz，間隔為1 Hz。以方向盤3點鐘位置上的一點作為響應點，得到該點Y向的位移響應曲線，如圖8所示，可知在頻率為30 Hz處出現峰值。

3 優化措施

通過分析整車系統在頻率為27.94 Hz的模態振型，可以看出車架前端剛度較小，表現為左右擺動劇烈，導致方向盤在轉速840 r/min附近Y向振動劇烈，故考慮加強車架前端的剛度。原始車架前端如圖7所示，優化措施采用兩種方案，方案一為在車架前端的左右兩邊分別添加4塊加筋板連接支撐臂和車架擋泥板，加筋板的長度為90～120 mm，寬度為10 mm，厚度為12 mm，連接部分采用剛性連接；方案二為直接延長車架擋泥板長度，支撐臂與延長部分采用剛性連接。

圖7 原始車架前端模型

在相同約束條件下，分別對采用方案一和方案二的整車系統進行模態分析，對比改進前后模型的前6階模態，發現模態振型沒有變化，模態頻率如表2所示，原始模型的第4階模態振型由原來的27.94 Hz分別上升到29.48 Hz、29.76 Hz。

表2 改進前后模態頻率對比 Hz

在相同約束、激勵和響應點下對方案一、方案二做諧響應分析，得到Y向的位移響應曲線，并與改進前的位移響應曲線進行對比，如圖8所示。由圖8可知，改進后的模型在頻率28 Hz附近幅值下降，在頻率30 Hz時的峰值消失，在55 Hz頻段以內，峰值均有所下降，且方案二的下降幅度最大，效果最好，故可有效改善在怠速工況下方向盤的振動。

圖8 改進前后方向盤測點Y向位移響應曲線對比圖

4 結論

1）在怠速工況下，叉車整體振動特征表現為Y向同向擺動，Z向扭動；振動最大峰值點出現在轉速840 r/min附近，振動主要成分為Y向振動，激勵頻率主要成分為28 Hz。

2）由仿真分析可知，叉車主體結構在頻率28 Hz附近處存在固有振型，且振型與試驗分析所得叉車振動特征相似。再由位移響應曲線在頻率30 Hz出現峰值，表明為共振導致怠速工況下方向盤振動劇烈，且叉車前端的剛度較小，變形幅度較大。

3）根據所分析的原因，再由叉車的實際結構布置，分別在前橋支座處焊接2種不同形式的筋板，通過對比改進前后模型的模態和位移響應曲線，表明2種方案都使怠速工況下方向盤振動問題得到改善，且第二種方案效果更好。