城鎮客車車身振動特性仿真分析

王建美，馮 理 Wang Jianmei，Feng Li

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城鎮客車車身振動特性仿真分析

王建美，馮 理 Wang Jianmei，Feng Li

（武漢華夏理工學院 汽車工程學院，湖北 武漢 430223）

以一款城鎮客車為研究對象，針對其車身壁板振動劇烈的問題，利用有限元法對其結構振動進行相關研究。對車身進行模態計算和諧響應分析，得到車身結構的固有頻率、模態振型和位移響應；結果表明：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；模態分析；諧響應分析

0 引 言*

隨著人們對汽車安全性和乘坐舒適性關注度的提高，汽車振動的控制水平已逐漸成為衡量汽車質量的重要指標之一。各汽車企業在對新車型的開發和設計上，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]。發動機運轉、傳動系統和懸架系統振動以及路面不平度等引發的汽車振動易使駕駛員和乘客感到疲勞不適，甚至誘發交通事故[2]?？蛙嚨某休d結構主要集中于車身結構，其使用壽命及乘坐舒適性直接受車身結構剛度和振動特性的影響；因此，對其研究具有一定的現實意義。

1 車身幾何模型的建立

以一款5 995 mm×2 180 mm×2 750 mm半承載式城鎮客車為研究對象，利用幾何建模軟件CATIA，根據車身各部分的尺寸數據建立車身三維幾何模型。由于車身結構較為復雜，其中包含非承載結構以及對結構變形、應力影響不大的非主要承載件等，所以根據車身結構的實際受力狀態，對模型進行抽象和簡化。在不影響整車結構剛度、強度的基礎上大幅提高建模以及后續分析的速度。

在建立幾何模型過程中，結合該城鎮客車的車身結構特點，把車身板塊拆分為頂棚、底架、左右側圍、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，最終得到車身結構模型如圖1所示。

圖1 城鎮客車車身幾何模型

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，客車車身結構材料有兩種，Q235鋼和16 Mn鋼，16 Mn鋼用于底架部分，Q235鋼則用于前后圍、側圍、底板和頂棚部分。材料參數見表1。

表1 材料參數

2.2 車身有限元模型的生成

利用LMS Virtual.Lab對城鎮客車車身結構進行網格劃分，生成車身結構有限元模型如圖2所示。模型中網格單元總數是49 201，節點數量是57 292。

圖2 車身結構有限元模型

3 客車車身結構模態分析

3.1 模態分析的基礎理論

模態分析是一種計算分析結構動力特性的方法，用于結構在自由振動狀態下的分析，也是動力學分析的前提，通過模態計算可以清楚認識系統結構的振動特性，得到結構的固有頻率和相應振型[3]。由于大多數機械結構都要求避免共振，所以模態分析在動力學分析中起著重要作用?？紤]結構的自由模態，在沒有受到阻尼和外力的作用時，系統振動屬于自由振動，振動方程為

在系統自由振動的模式下，各個節點作簡諧運動，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，這時結構系統的固有頻率方程可以寫為

需要說明的是，結構模態是實數模態。

3.2 模態分析評價原則

車身結構的振動性能主要從兩方面進行評價：

（1）車身結構的低階頻率（主要指1階扭轉和彎曲）要避開客車發動機怠速頻率和客車懸架的固有頻率，避免結構發生共振；

（2）車身結構固有頻率不應該出現在人體敏感的振動頻率段。

3.3 模態結果分析

客車車身的模態分析一般是在車身結構無阻尼自由振動條件下計算，模態分析主要是計算車身結構的固有頻率和振型，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中計算車身結構前20階模態頻率和振型，根據模態計算的結果，取客車車身前6階模態參數見表2，前6階模態振型如圖3所示。

表2 客車車身前6階振型

圖3 前6階車身結構模態振型

由結構模態振型可以看出，每一階模態振型中頂棚都表現出局部振動。1階模態頻率為28.47 Hz，表現為頂棚的擺動，車身整體振幅較大，頂棚由后至前振動依次增強；2階模態頻率為29.28 Hz，仍表現為頂棚的擺動，相對于1階模態來說整體振幅較?。?階模態頻率為35.48 Hz，整體模態表現為1階扭轉變形，車身前半部分振動較強烈；4階模態頻率為39.39 Hz，表現為整體彎曲變形，前圍和車頂棚中部變形較大；5階模態頻率為48.26 Hz，表現為車身的彎曲變形，頂棚和底板部分變形最為明顯；6階模態振幅有所減小，頻率為60.51 Hz，表現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生振動變形。頂棚剛度差可能是因為車頂棚橫梁或縱梁數量太少或鋼板厚度不足，導致在汽車行駛過程中發生較大的振動變形。

通常情況下，汽車振動的最大激勵源來自于發動機的振動和路面對輪胎的沖擊力，尤其在發動機怠速運行時，最容易引起汽車整車共振；因此，在進行汽車設計時，結構模態的固有頻率應避開發動機怠速時的激勵頻率。該型客車相關車身技術參數為：車身和懸架的共振頻率為2.0～3.4 Hz，發動機怠速頻率約為32 Hz，由模態結果可知，該車車身結構固有頻率與發動機怠速頻率不相同且不在車身和懸架的頻率范圍內，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生共振。

4 客車車身諧響應分析

諧響應分析主要是計算一種穩態響應，即線性結構受到隨時間做正弦規律變化的載荷的穩態響應，可以得到在一定頻率段下的位移響應曲線，進而獲得峰值響應及其所對應的頻率等。

發動機是汽車振動的重要激勵源，在車身模態結果的基礎上進行諧響應分析，其結果可以為車身結構的減振以及整車設計改進提供依據。

4.1 發動機激勵力的確定

由于試驗條件限制，發動機激勵力很難準確得到，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缸直列式發動機，其一個工作周期內產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；為發動機轉速，r/min。

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

4.2 邊界條件的設定

為了消除剛體運動，獲得準確的位移解，進行諧響應分析時要進行約束設置，但若施加的邊界約束條件太多，則可能會出現不存在的附加約束力，進而影響計算結果。經綜合考慮，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 車身結構諧響應計算結果分析

經計算得到車身各處諧波振動響應。選取車身上7個點查看結果，7個觀測點的具體位置見表4。

表4 響應點位置

計算得到各關鍵點的振動響應結果如圖4所示。

由以上結果可知：駕駛員上方頂棚的最大振動峰值出現在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；車身兩側的振動峰值主要出現在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，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，會給車內帶來輻射噪聲，壁板兩側和底板的振動也會增加車內噪聲，要降低車頂棚及側面的振動，需要加大其剛度。可以增加車身頂棚及兩側的蒙皮鋼板厚度，也可增加車頂及側面橫梁和加強筋的數量，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，車身頂棚和兩側壁板振動峰值均出現在75 Hz和115 Hz附近，車身底板位移峰值所對應的頻率也出現在75 Hz附近，此頻率所對應的發動機轉速在2 250 r/min附近；因此，為了降低車身壁板的振動，駕駛員應盡量避免使發動機長時間工作在2 250 r/min轉速附近。

5 總 結

以一款城鎮客車為研究對象，建立客車車身結構有限元模型，并對其進行模態計算和諧響應分析，得到車身結構的固有頻率和振型以及振動響應結果。經分析可知，車身頂棚、兩側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等頻率時振動響應比較劇烈，所以駕駛員應盡量避免使發動機長時間工作在此頻率所對應的2 250 r/min轉速附近。

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

[2]付長虎. 客車車身振動和聲學特性的仿真及改進研究[D]. 鎮江：江蘇大學，2013.

[3]束元，周毅，周鋐. 基于模態分析的某客車白車身結構改進[J]. 佳木斯大學學報（自然科學版），2012（5）：687-690.

[4]胡強，張健，胡朝輝. 基于典型工況的發動機懸置優化設計[J]. 企業科技與發展，2013（17）：12-14.

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

1002-4581（2019）01-0011-05

U463.82

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10.14175/j.issn.1002-4581.2019.01.004

2018?09?25