不同激勵作用的鉸接式車輛車架動態特性分析

孫靜霞，馮益增，王永莉

（山東交通職業學院車輛工程系，山東 濰坊 261206）

1 引言

車體動態振動特性是設計過程中必須重點關注的性能，以防止在使用過程中由于固有頻率與激勵頻率相等或接近，造成整車NVH性能較差[1]。鉸接式車體分為前后車體，此類車體的動態特性比剛性車體復雜，同時工作環境中路面激勵也較為復雜，對此類車體設計進行評價，為實際應用提供參考，具有重要意義。

國內外學者對此進行了一定研究：文獻[2]基于Nastran 對某款履帶式車架進行動態特性分析，獲得車架在隨機載荷作用下的瞬態響應；文獻[3]通過頻率響應分析獲得車架在發動機激勵下的頻率響應特性；文獻[4]建立車架的剛-彈性耦合力學模型，分析路面工況作用下，車架關鍵部位的動態應力；文獻[5]以車架縱橫截面尺寸作為設計變量，以車架的總質量為目標函數，運用有限元分析軟件ANSYS對車架結構進行了優化設計。

針對整車在正常行駛工況下的受力情況進行分析，獲取車體結構振動基本方程；基于有限單元法建立車架有限元分析模型，分別獲得前車體、后車體的前八階固有頻率和振型；分析路面激勵和發動機激勵對車體動態特性的影響，對車體的動態特性進行評價；基于車體激勵試驗臺，分析路面激勵、發動機激勵等對車體振動的影響，以檢驗設計的可靠性。

2 車架結構模態分析

2.1 車架結構及受力

在正常運行工況下，沿水平面等速運行，鏟斗插入料堆。鏟斗對稱水平受力，工作裝置液壓缸閉鎖[6]。其受力圖，如圖1所示。

圖1 車架結構受力Fig.1 Frame Structure Stress

2.2 車體結構振動基本方程

車體結構是一個多自由度彈性結構，該車體已經按某種方式離散化了，離散后車架是一個n自由度的系統[7]，則車體的動力學方程如下：

2.3 車架有限元模型

在Soliworks建立前后車體的三維模型，前后車架的網格總體劃分方法與工作機構的網格劃分方法相同，在對前車架劃分網格時，對前車架的所有鉸接孔處的網格進行細化[8]。對后車架劃分網格時，除了對鉸接孔網格進行細化外，對擺動架與后車架的連接處、發動機的安裝位置，液壓油箱的安裝位置、柴油箱的安裝位置和駕駛室的安裝位置進行網格細化。因為這些部位都是添加力的位置，通過細化網格，以期能得到更加精確的結果[9]。前車架和后車架的有限元模型，如圖2所示。

圖2 車體模型Fig.2 Frame Model

在正常作業過程中，車架的邊界約束模型，如圖3所示。

圖3 邊界條件模型Fig.3 Boundary Condition Model

前、后輪約束X、Y和Z三個方向的位移。

在特殊工況下，如前輪離地的牽引工況，就釋放前輪約束，就只約束后輪的X、Y和Z三個方向的位移；相反，在后輪離地的牽引工況下，釋放后輪的約束，約束前輪X、Y和Z三個方向的位移[10]。

2.4 模態分析

根據有限元模型對鉸接車前車體進行模態分析，提取前車體的前8階模態，如表1所示。

表1 前車體固有頻率和模態Tab.1 The Natural Frequency and Mode of the Front Body

可以看出，前車體固有振型主要是1個或幾個部分振動為主的局部振動。

前頻率分布在（30～66）Hz范圍內，各階振型：

第1階，最大振幅出現在前車體的左右車輪的擋泥板下端的外側；

第2階模態，振型特征為整體1階彎扭振型，最大振幅出現在前車體的左右車輪的擋泥板下端的外側；

第3階模態，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板上的1階扭轉的局部振型，最大振幅出現在右側擋泥板下端的外側；

第4 階模態，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板上的1 階扭轉的局部振型，最大振幅出現在左側擋泥板下端的外側；

第5階模態，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處與左側板的1階彎曲的局部振型，最大振幅出現在左側擋泥板上端的外側；

第6階模態，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處與右側板的1階彎曲的局部振型，最大振幅出現在右側擋泥板上端的外側；

第7階模態，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處的1階彎曲和右側板的1階扭轉的局部振型，最大振幅出現在右側板的上部；

第8階模態，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處的1階彎曲和左側板的1階扭轉的局部振型，最大振幅出現在左側板的上部。

后車體前8階模態，如表2所示。

表2 后車體階固有特性Tab.2 Intrinsic Characteristics of the Rear Car Body

后車體前八階頻率分布在（14～51）Hz，各階振型特點分析如下：

第1階，振型特征為后車體前部（靠近鉸接處的部位）不動，后半部分的1 階彎曲的局部振型，最大振幅出現在后車體的尾部；

第2階，振型特征為1階彎扭組合的整體振型，最大振幅出現在后車體的尾部的左側；

第3階，振型特征為1階彎扭組合的整體振型，最大振幅出現在后車體前部（靠近鉸接處的部位）的右側；

第4階，振型特征為后車體的前部不動，后半部分整體的1階扭轉的局部振型，最大振幅出現在后車體右側車輪擋泥板上部；

第5 階模態，振型特征為后車體左側車輪擋泥板的局部振型，最大振幅出現在左側車輪擋泥板上部的外側；

第6 階模態，振型特征為后車體右側車輪擋泥板的局部振型，最大振幅出現在右側車輪擋泥板上部的外側；

第7階模態，振型特征為后車體的后部不動，前半部分整體的1階彎扭組合的局部振型，最大振幅出現與駕駛室相對稱的部位的底板的外側邊緣；

第8階模態，振型特征后車體的前端和后端都不動，中間部位的1階彎扭組合的局部振型，最大振幅出現左側擋泥板上部的外側。

3 車體結構動態性能評價

利用模態分析的方法對車體結構進行故障診斷，可以發現車體結構動力學特性存在的缺陷。

3.1 路面激勵

在行駛過程中，車體會受到由于路面的不平度引起的路面激勵，共振車速為：

式中：Lω—路面不平度波長；f—路面激振輸入的時間頻率。

3.2 發動機激勵

式中：n—發動機轉速；Z—缸數；τ—沖程數。

根據上式，當發動機怠速轉速800rpm 時，發動機的怠速激勵頻率f為40Hz。發動機的常用轉速為（1400～2200）rpm，相應的激勵頻率f為（70～110）Hz。

3.3 動態特性評價

所分析車輛空載的最大速度為20km/h，行駛路面一般為未鋪裝路面，在這里取Lω為0.77，得f為7.2Hz；滿載時常用車速一般為（0～10）km/h，此時取Lω為0.32，故f為（0～8.7）Hz。前車體的一階頻率為30.85Hz，后車體的一階頻率為14.15Hz，高于路面對鏟運機的激勵頻率范圍。故可以得出結論：由于路面不平引起的激振并不能和車體結構引起共振。

前車體的（1～4）階固有頻率低于發動機怠速時的頻率，（5～8）階高于發動機的怠速時的頻率（40Hz），不會引起共振。后車體的（1～5）階頻率低于發動機怠速時的頻率，后車體的第6階頻率（40.023Hz）非常接近發動機怠速時的頻率，從振型上看，后車體的第6階的振型特征為后車體右側車輪擋泥板的局部振型，在發動機附近沒有振動頻率。后車體上的7、8階高于發動機怠速頻率，不會引起共振。

4 試驗測試

利用整車試驗臺架，屬于路面激勵功率譜，獲取車架質心位置垂直方向的振動譜，試驗臺架，如圖4（a）所示。輸入功率譜，如圖4（b）所示。

圖4 試驗臺架及激勵Fig.4 Test Bench and Incentive

測試結果，如圖5所示。

圖5 質心位置振動變化曲線Fig.5 Vertical Vibration Curve of the Centroid Position

圖中可以看出，質心位置振動變化在三種作用形式下均未出現明顯的激振情況。

在激勵作用下，振動幅度較輸入激勵略低，主要由于車輛減震器的作用，吸收了部分激勵。

對于發動機在正常工作時所產生的激勵，由于它的激勵范圍較寬，而且還隨著發動機轉速的變化在此頻率范圍內不停地變動，因此很難講它是否會與車架發生共振。

而且即使發生共振也屬于高頻振動，而高頻振動對車架結構疲勞破壞的影響是有限的，因為在實際結構中，各個模態對響應的貢獻是不同的，通常是低階模態貢獻大，而高階模態貢獻小，可以忽略不計，因此可以不必給予過多關注。

5 結論

（1）前車體固有振型主要是1個或幾個部分振動為主的局部振動；前車體的前八階固有頻率分布在（30～66）Hz；后車體的前八階固有頻率分布在（14～51）Hz；

（2）前車體的一階頻率為30.85Hz，后車體的一階頻率為14.15Hz，高于路面的激勵頻率范圍；

前車體的（1～4）階固有頻率低于發動機怠速時的頻率，（5～8）階高于發動機的怠速時的頻率（40Hz），不會引起共振；后車體的（1～5）階頻率低于發動機怠速時的頻率，后車體的第6階頻率（40.023Hz）非常接近發動機怠速時的頻率，從振型上看，后車體的第6階的振型特征為后車體右側車輪擋泥板的局部振型，在發動機附近沒有振動頻率；后車體上的7、8階高于發動機的怠速時的頻率，不會引起共振；

（3）試驗表明，質心位置振動變化在三種作用形式下均未出現明顯的激振情況。在激勵作用下，振動幅度較輸入激勵略低，主要由于車輛減震器的作用，吸收了部分激勵。表明設計是合理，分析過程可以作為此類研究的參考。