振動激勵下路面養(yǎng)護車輔油箱開裂問題分析

□ 伍麗娜 □ 陳 韜 □ 張 凱

1.中汽研汽車檢驗中心(武漢)有限公司 武漢 430056 2.中國汽車技術(shù)研究中心有限公司 天津 300300

1 分析背景

路面養(yǎng)護車作為城市人行道、非機動車道等狹小區(qū)域路面清潔的專用車輛,具有機動靈活、作業(yè)效率高、能實現(xiàn)定點去污等特點,被廣泛應(yīng)用于城市道路保潔作業(yè)領(lǐng)域。在路面養(yǎng)護車中,為使油箱避開高溫區(qū)域,作為動力源的車載輔助汽油機與油箱采用分離式布置。為增加連續(xù)作業(yè)時間,采用大容積輔油箱代替原裝油箱。在使用過程中,車載輔油箱四個邊角位置經(jīng)常出現(xiàn)開裂滲油現(xiàn)象,如圖1所示。通過初步分析,排除輔油箱自身焊接質(zhì)量問題。造成輔油箱開裂的原因主要為振動。當系統(tǒng)固有頻率與激振頻率接近時,會發(fā)生共振。在共振下運行,結(jié)構(gòu)會劇烈振動,機械結(jié)構(gòu)受到破壞。

針對燃油箱抗振動性能問題,國內(nèi)外學(xué)者從受阻振動、振動耐久性試驗、焊縫振動疲勞等方面展開一系列研究。孫釗等[1]為研究燃油箱振動耐久性試驗中半箱油對燃油箱結(jié)構(gòu)的影響,采用流固耦合方法進行阻尼振動分析。李駿等[2]應(yīng)用有限元技術(shù)對燃油箱進行結(jié)構(gòu)強度分析,提出了燃油箱結(jié)構(gòu)的改進建議。董步軍等[3]基于流固耦合虛擬質(zhì)量法,建立油箱有限元模型,得出油箱焊縫振動疲勞的損傷值,對油箱進行優(yōu)化改進。綜合現(xiàn)有文獻,對引起振動疲勞破壞的根源問題研究仍不多。

▲圖1 輔油箱開裂現(xiàn)象

路面養(yǎng)護車輔油箱位置振動源主要有三個方面。一是行駛過程中,在路面激勵下產(chǎn)生的隨機振動傳遞至輔油箱位置。二是行駛過程中,底盤發(fā)動機振動激勵傳遞至車身,進而傳遞至輔油箱位置。三是清潔作業(yè)中,車載輔助汽油機工作振動傳遞至輔油箱位置。路面養(yǎng)護車振動源分析如圖2所示。

▲圖2 路面養(yǎng)護車振動源分析

筆者針對路面養(yǎng)護車行駛作業(yè)狀態(tài)下的振動過程,基于路面養(yǎng)護車作業(yè)特點及振動源,結(jié)合振動分析基礎(chǔ)理論,應(yīng)用有限元軟件建立路面養(yǎng)護車輔油箱振動模塊有限元模型,以振動仿真手段對路面養(yǎng)護車輔油箱開裂問題進行分析,得出輔油箱振動模塊設(shè)計薄弱位置,進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計,以解決輔油箱開裂問題。

2 振動分析基礎(chǔ)理論

2.1 模態(tài)分析

自由模態(tài)是機械結(jié)構(gòu)的固有振動特性,模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動力特性的一種基本方法。采用模態(tài)分析,將線性不變系統(tǒng)振動微分方程組中的物理坐標變換為模態(tài)坐標,方程組解耦后成為一組以模態(tài)坐標與模態(tài)參數(shù)進行描述的獨立方程。坐標變換矩陣為振型矩陣,矩陣中每列為各階振型。模態(tài)分析應(yīng)用時,建立結(jié)構(gòu)動態(tài)響應(yīng)預(yù)測模型,用于結(jié)構(gòu)的動強度設(shè)計及疲勞壽命估計[4-7]。

對于具有n自由度的結(jié)構(gòu),靜態(tài)下無阻尼振動平衡方程為:

(K-λM)X=0

(1)

λ=ω2

(2)

ω=2πf

(3)

式中:K為結(jié)構(gòu)剛度矩陣;λ為特征值;M為質(zhì)量矩陣;X為振動位移向量;ω為系統(tǒng)固有圓頻率;f為頻率。

在計算結(jié)構(gòu)模態(tài)時,采用蘭喬斯法求解式(1)特征值,可以得到振動方程的n個特征值,從而根據(jù)得到的系統(tǒng)的n個固有頻率求解n個特征值對應(yīng)的特征向量。這些特征向量構(gòu)成一個線性空間的一組正交基,即為系統(tǒng)的主振型或主模態(tài),所求解結(jié)構(gòu)模型的變形均可以由這組正交基的線性疊加來表示。

2.2 諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析用于確定線性結(jié)構(gòu)在承受載荷隨時間按正弦規(guī)律變化時的穩(wěn)態(tài)響應(yīng),分析的目的是計算出結(jié)構(gòu)在幾種頻率下的響應(yīng)。通過諧響應(yīng)分析,可以獲取系統(tǒng)在特定載荷下所激發(fā)出的固有頻率和薄弱部位,幫助設(shè)計人員預(yù)測結(jié)構(gòu)的持續(xù)動力特性,從而使設(shè)計人員能夠驗證設(shè)計的結(jié)構(gòu)能否克服共振、疲勞,以及其它受迫振動引起的有害結(jié)果。諧響應(yīng)分析有三種求解方法:完全法、縮減法、模態(tài)疊加法。模態(tài)疊加法相比其它兩種方法,可以根據(jù)結(jié)構(gòu)的固有頻率進行計算疊加,計算系統(tǒng)結(jié)構(gòu)對頻率的響應(yīng)[8-11]。

對于一般連續(xù)性結(jié)構(gòu),隨機干擾下的運動方程為:

(4)

X(t)=φsin(ωt)

(5)

在簡諧振動系統(tǒng)中,忽略系統(tǒng)阻尼,則式(4)可簡化為:

X(t)[K-Mω2]=F(t)

(6)

3 激勵計算

3.1 發(fā)動機激勵頻率

理論上,發(fā)動機每個工作循環(huán)曲軸轉(zhuǎn)動兩圈。單缸機每個工作循環(huán)點火爆炸一次,四缸機每個工作循環(huán)點火爆炸四次。對于單缸機,發(fā)動機每旋轉(zhuǎn)兩次,振動一次。對于四缸機,發(fā)動機每旋轉(zhuǎn)一次,振動兩次。由此,推導(dǎo)發(fā)動機振動頻率計算式為:

(7)

式中:Fr為發(fā)動機振動頻率;N為發(fā)動機轉(zhuǎn)速;Z為發(fā)動機缸數(shù);P為發(fā)動機沖程數(shù)。

3.2 輔助汽油機激勵頻率

路面養(yǎng)護車車載輔助汽油機為單缸、四沖程,技術(shù)參數(shù)見表1。將參數(shù)代入式(7),計算得輔助汽油機振動頻率范圍為7.5～30 Hz。

表1 輔助汽油機技術(shù)參數(shù)

3.3 路面隨機激勵

按照GB/T 7031—1986《車輛振動輸入 路面平度表示方法》,將路面分為八級。文獻[12-13]從行車舒適性角度研究了路面不平度的分級,以行車舒適性界限對路面不平度進行了重新劃分。路面不平度系數(shù)范圍見表2。

表2 路面不平度系數(shù)范圍

路面養(yǎng)護車行駛場景為城市道路,取車速為20 km/h,選擇A級路面作為路面激勵輸入?yún)⒖肌?/p>

時間頻率下的路面不平度加速度功率譜密度函數(shù)為:

(8)

根據(jù)已知條件,式(8)可簡化為:

(9)

根據(jù)式(9)擬合出路面養(yǎng)護車行駛工作狀態(tài)下基于路面激勵的加速度功率譜密度曲線,如圖3所示。圖3中,g為重力加速度。

▲圖3 路面養(yǎng)護車加速度功率譜密度曲線

各頻率下的加速度計算式為:

(10)

式中:σ加速度均方根;f1為初始頻率;f2為終止頻率。

根據(jù)已知條件,由式(10)計算得到各頻率下的加速度,見表3。

表3 各頻率下加速度

4 系統(tǒng)振動模型

采用建模軟件建立輔油箱振動模塊幾何模型,如圖4所示。將模型簡化后,導(dǎo)入有限元分析軟件。考慮燃油對油箱結(jié)構(gòu)特性的影響,基于虛擬質(zhì)量法,將燃油質(zhì)量作為虛擬質(zhì)量,以質(zhì)量單元形式直接添加至油箱結(jié)構(gòu),并添加邊界條件與約束,建立輔油箱振動模塊有限元模型,如圖5所示。

▲圖4 輔油箱振動模塊幾何模型

▲圖5 輔油箱振動模塊有限元模型

在有限元模型中,對安裝底架添加固定約束。在發(fā)動機及高壓水泵安裝座孔位置處以汽油機振動頻率范圍為頻率幅值,結(jié)合GB 18296—2019《汽車燃油箱及其安裝的安全性能要求和試驗方法》標準要求,添加縱向向上3g加速度正弦載荷。

5 模態(tài)分析

對輔油箱振動模塊有限元模型進行模態(tài)分析,獲得系統(tǒng)在自由狀態(tài)下的振型。一般低階時振型對結(jié)構(gòu)動態(tài)響應(yīng)比較大,因此在分析過程中選取前四階,振型如圖6所示,固有頻率見表4。

表4 輔油箱振動模塊自由模態(tài)前四階固有頻率

由圖6可以看出,輔油箱位置振幅較大,振型表現(xiàn)為z軸方向起伏[14-17]。

6 振動分析

路面養(yǎng)護車在行駛作業(yè)狀態(tài)下,主要的振動激勵源有路面不平度、底盤發(fā)動機、輔助汽油機。

▲圖6 輔油箱振動模塊自由模態(tài)前四階振型

路面養(yǎng)護車底盤發(fā)動機為四缸、四沖程,技術(shù)參數(shù)見表5,計算可得底盤發(fā)動機在正常行駛狀態(tài)下的激勵頻率為83.3 Hz,與輔油箱振動模塊自由模態(tài)下的前四階頻率進行對比,底盤發(fā)動機的激勵頻率不會使系統(tǒng)產(chǎn)生共振。

表5 底盤發(fā)動機技術(shù)參數(shù)

由此,主要分析路面養(yǎng)護車行駛作業(yè)狀態(tài)下由于路面不平度、輔助汽油機振動激勵所引起的輔油箱振動模塊的振動。

結(jié)合輔助汽油機頻率響應(yīng)分析結(jié)果,基于A級路面激勵輸入,對輔油箱振動模塊進行頻率響應(yīng)分析,應(yīng)力云圖如圖7所示。在頻率響應(yīng)分析中,5 Hz低頻下輔油箱應(yīng)力最大值為213.4 MPa,位于輔油箱邊角位置,該位置單元應(yīng)力隨頻率變化曲線如圖8所示。輔油箱隨機振動分析應(yīng)力云圖如圖9所示。由圖9可以看出,輔油箱應(yīng)力最大值為242.7 MPa,位于輔油箱邊角位置。

▲圖7 輔油箱振動模塊頻率響應(yīng)分析應(yīng)力云圖

▲圖8 應(yīng)力最大位置單元應(yīng)力隨頻率變化曲線

▲圖9 輔油箱振動模塊隨機振動分析應(yīng)力云圖

燃油箱材料一般為奧氏體不銹鋼,經(jīng)過沖壓成形。奧氏體不銹鋼的抗拉強度不低于760 MPa。輔油箱振動模塊中,輔油箱邊角位置為薄弱位置。一般情況下,采用材料抗拉強度的20%作為隨機振動分析結(jié)果的安全性判定標準[18-20]。由上述分析可見,輔油箱未達到隨機振動分析安全性判定標準。

7 結(jié)構(gòu)改進

7.1 改進方案

振動分析結(jié)果表明,輔油箱四個邊角位置出現(xiàn)最大應(yīng)力。通過對自由模態(tài)下各振型進行分析,系統(tǒng)三階振型顯示出輔油箱振動模塊的薄弱位置。由此,針對原結(jié)構(gòu)提出改進方案,如圖10所示。

▲圖10 輔油箱振動模塊結(jié)構(gòu)改進方案

7.2 有限元驗證

為驗證改進方案的有效性,在施加同樣邊界約束與載荷下對改進模型進行振動分析。改進后頻率響應(yīng)分析應(yīng)力云圖如圖11所示。5 Hz低頻下應(yīng)力最大值為71.53 MPa,位置與原結(jié)構(gòu)相同。該位置單元應(yīng)力隨頻率變化曲線如圖12所示。改進后隨機振動分析應(yīng)力云圖如圖13所示,應(yīng)力最大值為77.90 MPa,位置與原結(jié)構(gòu)相似。改進模型仿真分析結(jié)果表明,輔油箱振動模塊最大應(yīng)力明顯減小,且處于安全范圍內(nèi),改進后輔油箱振動模塊振動性能得到了改善。

▲圖11 改進后輔油箱振動模塊頻率響應(yīng)分析應(yīng)力云圖

▲圖12 改進后應(yīng)力最大位置單元應(yīng)力隨頻率變化曲線

▲圖13 改進后輔油箱振動模塊隨機振動分析應(yīng)力云圖

8 結(jié)束語

筆者結(jié)合振動分析基礎(chǔ)理論,針對路面養(yǎng)護車輔油箱開裂問題,借助有限元分析軟件,以正常行駛作業(yè)狀態(tài)為重點,通過振動源分析得到各振動激勵源,進行隨機振動仿真分析,依據(jù)仿真結(jié)果提出改進方案,并對改進方案的有效性進行驗證。

隨機振動分析結(jié)果顯示輔油箱振動模塊最大應(yīng)力位置出現(xiàn)在輔油箱邊角,且最大應(yīng)力不符合安全性判定標準,仿真結(jié)果與實際情況相符合。

改進方案能夠有效減小輔油箱振動模塊的應(yīng)力,并且使最大應(yīng)力符合安全性判定標準。

通過分析可知,在行駛工況下進行振動分析時,需要考慮路面及車載動力雙重振動激勵源對車身造成的破壞。