基于发动机激励下的客车骨架动态特性分析

阮仁宇，谭继锦，魏洪革

（合肥工业大学 机械与汽车工程学院，安徽 合肥 230009）

基于发动机激励下的客车骨架动态特性分析

阮仁宇，谭继锦，魏洪革

（合肥工业大学 机械与汽车工程学院，安徽 合肥 230009）

以一款大型客车骨架为研究对象，在大型通用有限元软件中建立整车骨架有限元模型，对其进行模态分析得到前16阶非刚体模态振型和模态频率。利用有限元模态计算结果对整车动态性能做出评价，在此基础对整车进行发动机激励下的谐响应分析得到客车骨架容易发生共振的频率，选取了对整车舒适性有代表的3点响应做了具体分析。为解决客车振动分析技术及解决方案，提高客车骨架动态特性以及实现汽车产品的正向振动设计提供一定理论参考和试验指导。

客车骨架；模态；谐响应；动态特性

全承载式大型客车骨架作为承载乘客的载体同时还要担负着支撑动力总成、油箱、蓄电池、工具箱及水箱等其它簧上质量有关机件，承受各种力和力矩，因此其舒适性和安全性是其主要性能指标［1］。随着城市人口的增长与城市交通压力的增加，市场对客车的需求量越来越大，同时对客车的质量与性能要求也有了更高的要求，由于客车在行驶过程中会受到路面功率谱的激励作用，发动机的激励以及车轮和传动系的不平衡激励作用。这些激励荷载往往是以动态形式施加于整车的各个位置，当这些频率和整车固有频率接近或一致时，就会造成整车振动，会降低乘客的乘坐舒适性和操纵稳定性以及行驶安全性，同时会使整车的强度和可靠性大大降低。随着汽车工业的发展，车辆动态特性的研究越来越引起人们的重视。汽车车身的动态特性，直接影响到车辆的稳定性和乘员的乘坐舒适性［2］。有限元技术的成熟和计算机性能的提高为客车骨架的设计和分析提供了有利工具，传统的静强度分析方法在实际运行中即使满足设计要求也常发生失效现象［3］，笔者利用大型通用有限元软件对客车骨架进行了动力学分析，提取了前15阶非刚体模态。阐述了发动机激励原理同时对客车骨架进行了谐响应分析找出共振频率，为客车正向振动设计以及提高其动态特性有一定指导意义。

1 有限元分析模型的建立

1.1 车身骨架几何模型的建立

首先将车身骨架简化为空间框架结构，忽略某些对整车结构应力和变形分布影响较小的非承载件，将空间曲梁简化为直梁。然后根据某客车厂提供相关的客车结构CAD图，结合自己拍摄的车身骨架数码照片，在有限元软件ANSYS中用自底向上的建模方法创建关键点（key point），有关键点生成线（line），再由线生成面（area），使在同一平面内的矩形钢共点，从而成几何模型。

1.2 有限元模型的生成

1）材料属性和梁截面的定义

材料属性：弹性模量EX为2.1×105（N·mm-2）、泊松比PRXY为0.3、密度DENS为7.8×10-9（t·mm-3）将所有数值换算为统一单位制：t-mm-s。骨架结构中所使用的梁大部分为规则的几何截面梁和规则的薄板，对于不规则的几何截面梁可以先通过软件生产ASCII文件，网格划分时读入ASCII文件来生成特定的截面。

2）单元选择与网格划分

根据整车的设计情况和经验，车身骨架主要由矩形管焊接而成，车身骨架采用空间梁单元BEAM188单元来模拟，台阶和其它部分连接处采用壳单元SHELL63，悬架连接处采用COMBIN14单元模拟。有限元的网格划分是有限元分析计算中的重要环节，网格的质量很大程度上依赖于人的经验和技巧，根据客车自身的结构特点，把截面属性赋予各线段，并采用自由划分网格方法。为获得较为精确的计算结果，单元大小选为20mm，经过对模型多次修改与完善，建立了1个实用的有限元模型。模型的规模信息：节点（node）35772个、单元（element）34343个，有限元模型如图1所示。

2 车身结构模态分析及结果

表1 模态振型与模态频率

模态分析用于确定设计结构或机器部件的振动特性，即结构的固有频率和振型，它们是承受动态载荷结构设计中的重要参数[4-6]。同时，模态分析也是其它动力学问题分析所必需的前期分析过程。为了保证所建立的有限元模型能够真实反映实际客车的动态特性，在发动机激励下求解客车的动力响应以前对该客车骨架的动态特性进行了计算。

释放整车所有自由度，解除静态模型整车载荷，采用ANSYS中模态分析的BLOCK-LANCZOS方法计算了自由边界条件下车身主要低价模态振型，分析时设置了初始频率为1Hz以消除自由刚体模态，从而提取了前16阶模态。模态计算结果见表1，部分振型图见图2。

计算结果分析：根据模态分析评价原则，车身低阶模态频率（1阶扭转和弯曲的值）应该低于发动机怠速运转频率以避免发生整车共振。该客车采用四缸直列水冷发动机，怠速转速为750 r·min-1，可算出其2阶激励频率为25 Hz，同时路面激励力多在3 Hz以下。计算结果表明，整车的前3阶弯曲和扭转频率在 7～22 Hz之间，1阶扭转频率为7.4685 Hz，1阶弯曲频率在14.437 Hz，可以看出低阶振型频率高于车轮不平衡引起的激励频率且低于发动机怠速频率，避免了整车发生共振现象。1阶扭转和1阶弯曲的频率错开了接近7赫兹满足两低阶振型频率为避免耦合最好错开3 Hz以上的要求，因此该车在发动机怠速和路面激励情况下不会引起低阶模态的共振，满足客车动态特性设计基本要求。

3 发动机激励下的动力响应分析

3.1 发动机振动机理

发动机工作过程中，准确的说是在活塞式发动机中，通过活塞的往复运动和燃烧过程产生作用力和扭矩会使车身产生振动，通过振动和噪声会影响到车内乘员的舒适性。发动机的激励可以分为由于质量引起的和燃烧过程引起的激励［7］。对于四缸发动机来说，1阶往复惯性力已经得到平衡，2阶往复惯性力由于2、3缸与1、4缸的曲轴曲柄布置差180°角产生叠加，其频率为曲轴转速的2倍。四冲程发动机曲轴转2圈完成1个工作循环，4缸各点火1次，因此燃烧爆发力为曲轴每转1周就会平均有2缸点火产生2次转矩波动，其频率也为曲轴转速的2倍。因此对于四缸发动机主要考察其2阶激励对整车结构振动的影响。四缸发动机激励频率的计算：

式中：n—发动机转速（r·min-1）；λ—激励阶数。

3.2 车身骨架谐响应分析

谐响应分析是用于确定线性结构在承受随时间按正弦（简谐）规律变化的载荷作用下稳态响应的一种技术。分析目的是计算结构在不同激励频率下的响应并得到响应值关于频率的曲线。客车在平直道路上行驶或怠速时主要受到发动机的激励，运用谐响应来分析车身骨架在承受发动机简谐激励作用下的稳定结构响应。

在四缸直列发动机中主要考虑2阶激励对整车振动的影响，此车所用发动机转速范围在750～2200 r·min-1，由式（1）可知2阶激励频率范围为25～73.33 Hz，故可将谐响应激励频率范围设为10～100 Hz，载荷步数为45。本车采用发动机后纵置后轮驱动系统，由于采用前斜后平的发动机悬置比采用前平后平的布置要舒适，为了提高乘坐舒适性，动力总成两前悬采用与平面倾斜角45°布置，两后悬采用水平布置。为了真实模拟激励的角度，采用发动机悬置处单位简谐力激励加载方式（图3）。然后根据实际情况加载边界条件将轮胎弹簧单元进行全约束，模拟地面支撑，采用完全法进行谐响应分析。

为了分析人体对整车振动舒适性的感受，分别选取了驾驶员座椅处节点（17105），中部座椅处节点（20697）和后排座椅处节点（18735）的响应，3点谐响应结果如表2所示，位移幅频图见图4。

驾驶员座椅处有限元分析结果振动峰值频率为60 Hz、74 Hz，中部座椅处振动峰值频率为34 Hz、60 Hz,后排座椅处振动峰值频率为34 Hz、 60 Hz。即使都是共振频率然而对不同响应点对同一频率同一方向的响应敏感度也是不一样的，同一响应点对不同频率和不同方向的敏感度也是有较大区别。驾驶员座椅处对74 Hz下的横向敏感度远小于60 Hz下的纵向与垂向敏感度；而中部座椅处对60 Hz下的纵向敏感度要小于60 Hz下的横向和34 Hz下的垂向敏感度。后排座椅对34 Hz下的横向敏感度要小于34 Hz下的纵向与60 Hz下的垂向敏感度。综上所述可以看出共振峰值频率为34 Hz、60 Hz、74 Hz。根据人体对振动反应比较敏感的频率在2～6 Hz，这几个共振峰值的频率都避开了极易造成人体不适的共振［8］但是这几个共振峰值频率还是会对乘坐舒适性产生影响，其中60 Hz是极易造成各响应点共振峰值最大的共振频率。怠速时25 Hz也不会激起共振频率，发动机额定转速为2200 r·min-1，因此74 Hz所对应的2220 r·min-1不在其常用工作转速范围。只要使发动机常用工作转速激励频率避开34 Hz、60 Hz，为常用车速与变速箱档位传动比的匹配提供了一定参考，即要求发动机常用工作转速避开1020r·min-1，1800 r·min-1,从而使整车避开共振频率提高整车舒适性。

表2 各响应点最大响应频率与幅值

4 结论

1）通过模态分析得到整车低价模态振型及模态频率的分布，还有部分局部振型，分析出整车骨架动态性能，为客车动态设计提供基础参考。通过振型图可看出车顶振型出现突变部分位置变形较大，由于建模时忽略蒙皮及车窗玻璃对总体结构强度和刚度的加强作用，分析结果偏于安全接合整车实际使用状况顶部未出现大变形及疲劳损伤因此无需对顶部增加刚度储备，车顶设计是合理可行的。

2）阐述发动机激励机理，通过谐响应找出车身骨架容易共振峰值频率，车身驾驶员座椅、中部座椅及尾部座椅的频率响应幅值，为客车振动正向设计提供参考。得出34 Hz时与13阶模态频率，60 Hz时与15阶模态频率接近是产生最大峰值共振的原因。

3）找出车身骨架共振峰值频率得出发动机怠速为非共振频率，同时为常用车速与变速箱档位传动比的匹配提供一定的理论参考，使常用发动机工作转速频率的激励避开峰值共振频率，提高整车乘坐舒适性降低可能发生的整车异常振动。

［1］刘惟信.汽车设计［M］.北京：清华大学出版社，2001.

［2］靳晓雄，张立军，等.汽车振动分析［M］.上海：同济大学出版社，2002.

［3］王海霞，汤文成，等.客车车身骨架动应力研究的现状与未来［J］.应用力学学报,2001,18（3）:8-13.

［4］张扬,桂良进,等.大客车车身结构动力学建模与随机响应分析［J］.汽车工程，2008，30（12）：1091-1094.

［5］谭继锦，张代胜.汽车结构有限元分析［M］.北京：清华大学出版社，2009.

［6］魏智，程耀东.发动机对车辆振动影响的分析［J］.振动与冲击，1997，16(4)：74-78.

［7］S.J.KIM，S.G.KIM，K.S.OH，S.K.LEE.XCITATIONFORCE ANALYSIS OF A POWERTRAIN BASED ON CAE TECHNOLOGY ［J］.InternationalJournalof Automotive Technology，2008，9（6）：703-711.

［8］石芳.基于I-DEAS的高速客车谐响应分析 ［J］.铁道机车车辆工人，2008（12）：23-27.

［9］李振远，黄俊杰，刘文彬，汪小朋.基于发动机激励的客车振动分析［J］.湖北汽车工业学院学报，2010，24（3）：18-21.

Analysis of Coach-frame Dynamic Performance Based on Engine Excitation

Ruan Renyu，Tan Jijin，Wei Hongge
（School of Mechanical and Automotive Engineering,Hefei University of Technology,Hefei 230009,China）

With a large coach-body frame,the finite element model of coach-body frame is set up in the universal finite element software.Through modal analysis,16 order modal vibration types and modal frequency are gained.The coach dynamic performance is evaluated by means of finite element modal analysis.On this basis,the resonance frequency is obtained through the harmonic response analysis based on the vehicle engine excitation.Three response points that can represent the vehicle comfort are selected and analyzed.These provide some theoretical references and test instructions for solving coach vibration analysis technology and solutions to improving the dynamic characteristics and positive vibration design of automobile products.

coach-frame;modal;harmonic response;dynamic performance

U463.83+2；U461.4

A

1008-5483（2011）01-0014-05

2010-12-20

阮仁宇（1986-），男，安徽合肥人，硕士生，从事车辆现代设计理论及方法、汽车产品CAE及振动分析等方面的研究。