叉車(chē)怠速狀態(tài)方向盤(pán)振動(dòng)分析及優(yōu)化

李晨浩 陸益民 王海洋 丁 浩

合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 合肥 230009

0 引言

叉車(chē)作為具有裝卸、短距離運(yùn)輸功能的工程機(jī)械車(chē)輛，大大節(jié)省了貨物裝卸過(guò)程中的人力，提高了物流行業(yè)的效率。尤其在鐵路、港口、機(jī)場(chǎng)等場(chǎng)所，叉車(chē)以其靈活的操作性能更是游刃有余。但是，由于我國(guó)叉車(chē)行業(yè)起步較晚，在叉車(chē)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過(guò)程中仍存在技術(shù)的局限性，導(dǎo)致內(nèi)燃叉車(chē)在運(yùn)行過(guò)程中出現(xiàn)振動(dòng)噪聲過(guò)大、舒適性差等問(wèn)題，叉車(chē)制造企業(yè)越來(lái)越重視叉車(chē)NVH性能的研究。

隨著內(nèi)燃叉車(chē)運(yùn)行時(shí)振動(dòng)噪聲過(guò)大這類(lèi)問(wèn)題的出現(xiàn)，國(guó)內(nèi)很多學(xué)者開(kāi)始對(duì)此類(lèi)問(wèn)題展開(kāi)研究。文獻(xiàn)[1]通過(guò)運(yùn)用模態(tài)分析和最優(yōu)化設(shè)計(jì)方法對(duì)方向盤(pán)總成結(jié)構(gòu)和尺寸進(jìn)行優(yōu)化，避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻段。文獻(xiàn)[2]對(duì)叉車(chē)進(jìn)行TPA傳遞路徑分析以及對(duì)比方向盤(pán)試驗(yàn)?zāi)B(tài)和仿真模態(tài)結(jié)果，確定是因共振導(dǎo)致方向盤(pán)振動(dòng)過(guò)大，最后通過(guò)優(yōu)化方向盤(pán)結(jié)構(gòu)避開(kāi)點(diǎn)火頻率，提高了舒適性。文獻(xiàn)[3]利用有限元法對(duì)叉車(chē)車(chē)架進(jìn)行靜動(dòng)特性分析，通過(guò)在傳遞路徑上采用高阻尼材料墊片，降低了車(chē)架前端板的振幅峰值，改善了其振動(dòng)性能。目前，很多學(xué)者對(duì)叉車(chē)的振動(dòng)研究集中在對(duì)單獨(dú)部件的靜力分析和模態(tài)分析,缺少對(duì)整車(chē)的動(dòng)力學(xué)分析，不能全面體現(xiàn)叉車(chē)的動(dòng)態(tài)特性。因此，本文針對(duì)某型內(nèi)燃叉車(chē)在怠速工況下方向盤(pán)振動(dòng)過(guò)大問(wèn)題展開(kāi)研究，通過(guò)對(duì)其試驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析，獲得叉車(chē)的振動(dòng)特性，再運(yùn)用有限元法對(duì)整車(chē)結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，結(jié)合試驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果，找出問(wèn)題原因，提出優(yōu)化方案，進(jìn)行仿真驗(yàn)證。

1 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

在怠速工況下，由于叉車(chē)方向盤(pán)振動(dòng)感受明顯，故需測(cè)量叉車(chē)在該工況下的振動(dòng)數(shù)據(jù)。通常按照振動(dòng)的傳遞路徑分析，可劃分為激勵(lì)源、傳遞路徑、目標(biāo)點(diǎn)等3部分[4]，其中影響方向盤(pán)振動(dòng)的激勵(lì)源可分為來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)和來(lái)自路面的激勵(lì)，由于是在怠速工況下，故無(wú)來(lái)自路面的激勵(lì)。

采用LMS Test. Lab設(shè)備進(jìn)行振動(dòng)數(shù)據(jù)采集，為便于分析，設(shè)置圖1所示叉車(chē)坐標(biāo)系。

圖1 叉車(chē)坐標(biāo)系

利用加速度傳感器測(cè)試方向盤(pán)3點(diǎn)鐘位置的振動(dòng)數(shù)據(jù)，其Overall Level曲線圖如圖2所示。Overall Level曲線圖表征了振動(dòng)量值隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，在怠速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一般為750～900 r/min。

由圖2可知，在轉(zhuǎn)速840 r/min附近X、Y、Z等方向都出現(xiàn)峰值，其中Y向振動(dòng)最大，表明怠速下方向盤(pán)振動(dòng)主要來(lái)自Y向。進(jìn)一步處理，可得到該測(cè)點(diǎn)在轉(zhuǎn)速為845 r/min處Y向頻譜圖，如圖3所示。可知，振動(dòng)主要集中在頻率為28 Hz處。

圖2 方向盤(pán)3點(diǎn)鐘位置測(cè)點(diǎn)Overall Level曲線圖

在怠速工況下，只有來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)，其激勵(lì)頻率的計(jì)算公式為[5]

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，a為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)，τ為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)。

由于該型叉車(chē)所使用的發(fā)動(dòng)機(jī)為4缸4沖程的內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)，故發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)速為840 r/min時(shí)的激勵(lì)頻率為28 Hz。由圖3可知，發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)速為840 r/min時(shí)激勵(lì)頻率與試驗(yàn)測(cè)得的主要振動(dòng)頻率吻合，表明方向盤(pán)怠速抖動(dòng)主要激勵(lì)來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)2階轉(zhuǎn)速頻率。

圖3 方向盤(pán)3點(diǎn)鐘位置測(cè)點(diǎn)轉(zhuǎn)速為845 r/min處Y向頻譜圖

在轉(zhuǎn)速為840 r/min時(shí)，對(duì)車(chē)架前端支撐臂搭載在驅(qū)動(dòng)橋的2處測(cè)點(diǎn)，即車(chē)架3和車(chē)架4測(cè)點(diǎn)，進(jìn)行分析得到圖4所示兩測(cè)點(diǎn)在同一批測(cè)試下的時(shí)域振動(dòng)波形。由圖4可知，2測(cè)點(diǎn)在Y向的時(shí)域振動(dòng)波形相位相同，Z向的時(shí)域振動(dòng)波形相位相反，表明叉車(chē)整體的振動(dòng)特征為Y向同向擺動(dòng)，Z向扭動(dòng)。

圖4 轉(zhuǎn)速為840 r/min處車(chē)架3、車(chē)架4測(cè)點(diǎn)時(shí)域振動(dòng)波形

2 有限元分析

進(jìn)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(jù)力學(xué)模型做離散化處理后形成的用于數(shù)值計(jì)算的數(shù)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(duì)幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分；第二種方法是將幾何模型先在專(zhuān)業(yè)的三維建模軟件中建立完成后，再通過(guò)仿真軟件中的幾何導(dǎo)入接口把幾何模型導(dǎo)入仿真軟件中，然后進(jìn)行網(wǎng)格劃分。考慮到叉車(chē)幾何模型的復(fù)雜程度，直接在仿真軟件中進(jìn)行幾何建模較難實(shí)現(xiàn)，故采用第二種方法建立叉車(chē)幾何模型。

2.1 幾何模型的簡(jiǎn)化

在研究叉車(chē)結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)性能的同時(shí)還要考慮網(wǎng)格劃分的難度，在不影響叉車(chē)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的基礎(chǔ)上刪除叉車(chē)幾何模型上的小尺寸結(jié)構(gòu)特征(細(xì)孔、倒角、凸臺(tái))以及非承載部件[7]，簡(jiǎn)化前后模型基本結(jié)構(gòu)不變。

2.2 模型的網(wǎng)格劃分

有限元仿真軟件中的網(wǎng)格類(lèi)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(duì)于叉車(chē)這類(lèi)復(fù)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(jì)算精度的前提下需要考慮計(jì)算效率。通常，網(wǎng)格數(shù)量越少計(jì)算時(shí)間越短。叉車(chē)主體結(jié)構(gòu)中的前板、儀表板、護(hù)頂架、機(jī)罩、車(chē)架等部件由板型零件組成，在劃分網(wǎng)格時(shí)，可使用2D單元進(jìn)行劃分，這樣劃分相比較3D單元，單元數(shù)量大幅下降，且計(jì)算精度保持不變。由于方向盤(pán)系統(tǒng)零部件的長(zhǎng)寬高比接近，為保證計(jì)算精度，可使用3D單元進(jìn)行劃分。考慮到各零件是通過(guò)焊接、螺栓進(jìn)行連接的，所以在假設(shè)結(jié)構(gòu)焊接剛度足夠、螺栓連接部分?jǐn)Q緊的前提下，對(duì)這些焊接、螺栓連接使用1D單元中的剛性單元進(jìn)行模擬，同時(shí)對(duì)于結(jié)構(gòu)中存在的減震墊等使用1D單元中的彈簧阻尼單元進(jìn)行模擬。

按照以上劃分思路，為保證計(jì)算精度，控制網(wǎng)格尺寸的范圍為3～8 mm。每個(gè)部件網(wǎng)格劃分完畢后，利用軟件自帶的網(wǎng)格質(zhì)量檢查功能，按照軟件默認(rèn)的網(wǎng)格標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行檢查，然后修復(fù)不合格的網(wǎng)格，直至所有網(wǎng)格符合標(biāo)準(zhǔn)。

2.3 模態(tài)分析

叉車(chē)車(chē)架直接架在驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向橋上，負(fù)責(zé)承載前板、儀表板、方向盤(pán)系統(tǒng)、換擋手柄、手剎、護(hù)頂架、機(jī)罩、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、配重塊等部件。由于怠速工況下，對(duì)方向盤(pán)系統(tǒng)的振動(dòng)激勵(lì)只來(lái)自于發(fā)動(dòng)機(jī)，則模態(tài)分析的對(duì)象應(yīng)為前板、儀表盤(pán)、方向盤(pán)系統(tǒng)、換擋手柄、手剎、護(hù)頂架、機(jī)罩、車(chē)架所組成的整車(chē)系統(tǒng)，如圖5所示。

考慮實(shí)際約束情況，驅(qū)動(dòng)橋與車(chē)架為剛性連接，轉(zhuǎn)向橋與車(chē)架為固定鉸接，對(duì)架在驅(qū)動(dòng)橋的車(chē)架部位約束6個(gè)自由度；對(duì)架在轉(zhuǎn)向橋的車(chē)架部位約束5個(gè)自由度，保留繞X軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。

對(duì)約束狀態(tài)下的整車(chē)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，得到表1所示前8階模態(tài)。

表1 整車(chē)系統(tǒng)前8階模態(tài)

由表1可知，第4階的模態(tài)頻率為27.94 Hz，其模態(tài)振型如圖6所示，表現(xiàn)為左右擺動(dòng)，其中方向盤(pán)擺動(dòng)劇烈。

圖6 整車(chē)系統(tǒng)第4階振型圖

由圖2、圖3可知，在轉(zhuǎn)速840 r/min附近方向盤(pán)Y向振動(dòng)最為劇烈，頻率為28 Hz處振動(dòng)數(shù)值最大。結(jié)合圖4可知，怠速下叉車(chē)振動(dòng)特征與第4階模態(tài)振型相同，可判斷導(dǎo)致方向盤(pán)在轉(zhuǎn)速840 r/min附近振動(dòng)劇烈的原因是該轉(zhuǎn)速下的激勵(lì)頻率與整車(chē)系統(tǒng)第4階固有振型頻率接近造成共振，且通過(guò)第4階振型圖可知，叉車(chē)前端擺動(dòng)劇烈，剛度較小。

2.4 諧響應(yīng)分析

在怠速工況下，振動(dòng)的激勵(lì)源僅來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)，而發(fā)動(dòng)機(jī)在叉車(chē)上為縱向安裝，通過(guò)一端與變速箱連接，另一端與車(chē)架連接固定。其中，與車(chē)架連接的一端，發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過(guò)懸置分別固定在車(chē)架左右支腳處，故作用在整車(chē)系統(tǒng)的激勵(lì)力位于車(chē)架的左右支腳處。

通過(guò)對(duì)車(chē)架左右支腳處的振動(dòng)數(shù)據(jù)采集，獲得經(jīng)懸置衰減后的Overall Level曲線圖。由于發(fā)動(dòng)機(jī)本身為4缸4沖程類(lèi)型，安裝方式為縱置，故發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力的方向主要是Y向和Z向[8]。

由左右支腳處測(cè)點(diǎn)的Overall Level曲線圖，可得到在轉(zhuǎn)速840 r/min附近處Y向與Z向的振動(dòng)數(shù)值之比大致為3:1，且左右支腳處的Y向振動(dòng)數(shù)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(lì)力，在Z向施加大小相同方向相反的激勵(lì)力。

在相同約束條件下，Y向激勵(lì)力設(shè)為300 N，Z向激勵(lì)力設(shè)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(pán)3點(diǎn)鐘位置上的一點(diǎn)作為響應(yīng)點(diǎn)，得到該點(diǎn)Y向的位移響應(yīng)曲線，如圖8所示，可知在頻率為30 Hz處出現(xiàn)峰值。

3 優(yōu)化措施

通過(guò)分析整車(chē)系統(tǒng)在頻率為27.94 Hz的模態(tài)振型，可以看出車(chē)架前端剛度較小，表現(xiàn)為左右擺動(dòng)劇烈，導(dǎo)致方向盤(pán)在轉(zhuǎn)速840 r/min附近Y向振動(dòng)劇烈，故考慮加強(qiáng)車(chē)架前端的剛度。原始車(chē)架前端如圖7所示，優(yōu)化措施采用兩種方案，方案一為在車(chē)架前端的左右兩邊分別添加4塊加筋板連接支撐臂和車(chē)架擋泥板，加筋板的長(zhǎng)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(zhǎng)車(chē)架擋泥板長(zhǎng)度，支撐臂與延長(zhǎng)部分采用剛性連接。

圖7 原始車(chē)架前端模型

在相同約束條件下，分別對(duì)采用方案一和方案二的整車(chē)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，對(duì)比改進(jìn)前后模型的前6階模態(tài)，發(fā)現(xiàn)模態(tài)振型沒(méi)有變化，模態(tài)頻率如表2所示，原始模型的第4階模態(tài)振型由原來(lái)的27.94 Hz分別上升到29.48 Hz、29.76 Hz。

表2 改進(jìn)前后模態(tài)頻率對(duì)比 Hz

在相同約束、激勵(lì)和響應(yīng)點(diǎn)下對(duì)方案一、方案二做諧響應(yīng)分析，得到Y(jié)向的位移響應(yīng)曲線，并與改進(jìn)前的位移響應(yīng)曲線進(jìn)行對(duì)比，如圖8所示。由圖8可知，改進(jìn)后的模型在頻率28 Hz附近幅值下降，在頻率30 Hz時(shí)的峰值消失，在55 Hz頻段以內(nèi)，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(pán)的振動(dòng)。

圖8 改進(jìn)前后方向盤(pán)測(cè)點(diǎn)Y向位移響應(yīng)曲線對(duì)比圖

4 結(jié)論

1）在怠速工況下，叉車(chē)整體振動(dòng)特征表現(xiàn)為Y向同向擺動(dòng)，Z向扭動(dòng)；振動(dòng)最大峰值點(diǎn)出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速840 r/min附近，振動(dòng)主要成分為Y向振動(dòng)，激勵(lì)頻率主要成分為28 Hz。

2）由仿真分析可知，叉車(chē)主體結(jié)構(gòu)在頻率28 Hz附近處存在固有振型，且振型與試驗(yàn)分析所得叉車(chē)振動(dòng)特征相似。再由位移響應(yīng)曲線在頻率30 Hz出現(xiàn)峰值，表明為共振導(dǎo)致怠速工況下方向盤(pán)振動(dòng)劇烈，且叉車(chē)前端的剛度較小，變形幅度較大。

3）根據(jù)所分析的原因，再由叉車(chē)的實(shí)際結(jié)構(gòu)布置，分別在前橋支座處焊接2種不同形式的筋板，通過(guò)對(duì)比改進(jìn)前后模型的模態(tài)和位移響應(yīng)曲線，表明2種方案都使怠速工況下方向盤(pán)振動(dòng)問(wèn)題得到改善，且第二種方案效果更好。