基于特定车速下客车车架异常振动的分析与研究

曹鑫云，谭继锦，程霄霄

（合肥工业大学 机械与汽车学院，合肥 230009）

客车在怠速或行驶时因路面不平、车轮、发动机以及传动系统的不平衡等外部和内部的激振作用，容易产生整车和局部的强烈振动[1]。车辆行驶中的异常振动不仅会恶化车辆的运行环境,对驾驶员和乘客的情绪、精神和生理上造成极大危害,还会影响车辆零部件的可靠性和车辆的使用寿命,使汽车行驶的平顺性变差[2]。针对该客车的实际异常振动情况作相关的试验分析与计算，找出车架异常振动的激振源及其传递路径，文章最后针对激励的来源提出改进的建议来影响车架以及客车整体的振动情况。

1 车架模态与频响分析

客车车架是其整车受力的主要部件，起到承载及安装总成的作用[3]。所以车架必须有足够的静强度和刚度来达到其工作中的疲劳寿命、装配以及使用要求，同时车架是与发动机、传动轴、车轮等汽车主要激励源直接相连接的，很容易受到其激励的影响。所以车架不仅要满足一定的刚度与强度，还应该有良好动态特性能够控制汽车的振动与噪声的影响，以避免外界激励源产生激励引起车架共振，影响客车的平顺性。下面就通过对该客车车架进行模态分析与频响分析，了解其振动特性。

1.1 车架模态分析

在Hyper mesh软件中，对车架进行有限元建模并采用OptiStruct求解器计算其在自由边界条件下的模态和振型，提取了前十阶模态，并将前十阶车架的模态频率值及振型记录如表1所示。

表1 车架模态参数

车架有限元模态分析所得出的部分模态振型图如图1～图4所示。

1.2 车架频率响应分析

频率响应即是系统对正弦输入的稳态响应[4]。频响分析是计算结构在稳态的简谐激励下的输出响应，通过在一些频率点的虚拟激励获得结构传递函数。下面通过对车架的频率响应分析，得出车架在垂直方向激励下响应点的频响曲线，结合模态分析结果可以更深入的了解客车车架的动态特性[5]。针对本文研究对象为某客车车架，采用模态法对车架进行频响分析。在该分析中设定频率响应范围为0～50 Hz，载荷步为1,阻尼系数设定为0.05，根据车架的实际情况进行约束，并在车架与悬架连接的四个位置施加频率可变的单位载荷，频率变化范围为0～50 Hz。在车架前端、车架后端、车架中前段、车架中后段，取四个不同的频响点，具体示图如图5所示。

由频率响应分析得出响应曲线图如图6～图9所示。

由以上响应曲线可看出，各响应点在激励频率为11 Hz,15 Hz左右时振动的位移幅值达到最大且其中Z方向更为明显，与模态分析计算得出的车架前两阶固有频率11.39 Hz、15.25 Hz基本相同，所以当外界激励频率与车架固有频率重叠时就会引起车架的共振。

2 异常振动试验分析方法

车辆在没有零部件失效的情况下，行驶产生异常振动的激励源主要有路面、发动机、动力传动系统以及车轮等。为解决汽车异常振动问题，需要通过一定的诊断流程与分析方法找出引起共振的激振源，了解振动的传递路径。建立异常振动试验分析流程如图10所示。

并将这些振源以及引起的振动现象作对比如表2所示。参照列出的振动原因与现象，结合客车实际振动情况以及道路测试试验判断引起振动的原因。

表2 车辆振源分析

根据客车的实际行驶情况，是在70 km/h车速下产生的低频振动，而且与挡位的选择无关，所以可以判断异常振动与发动机和传动系没有关系。又因为振动是发生在良好的路面上，持续而且有规律性，根据以上试验流程以及各振源引起的振动现象，可以初步推断车轮是引起车架异常振动的振源。

表3 车轮在各车速下激振频率

该客车轮胎规格7.00R16-12PRLT，计算得出在各车速下车轮的激励频率如表3所示。

3 振动测试分析

3.1 道路测试试验

在道路测试试验中，为了确定振源和振动传递路径，按照可能会产生激励的部位及驾驶室与车架连接位置布置测点[6]，并以4挡 40～75 km/h（1400～2600 r/min）、5 挡 60～100 km/h(1500～2500 r/min)多工况下在平坦路面上进行测试。部分传感器布置如图1所示。

由道路试验测得的数据在信号采集分析软件中处理并截取相关测点的自功率谱图。由于该客车在实际行驶中车速在70 km/h左右时出现异常振动，所以分别取四挡、五挡车速为70 Km/h工况下，车架上的测点自功率谱图作分析，如图12、图13所示。

3.2 异常振动分析

从各测点的自功率谱图可知，在车速70 km/h下测点在四挡 、五挡的峰值频率为15.25 Hz、15.5 Hz左右。当车速为70 km/h时，车轮激振频率为15.48 Hz，与道路试验测得数据中70km/h两种工况下的测点峰值频率15.25 Hz、15.5 Hz非常接近。而且在车架的有限元模态分析中，车架的一阶弯曲频率为15.25 Hz与车轮激励频率15.48 Hz重叠。由频响分析结果可知，当车轮的激励频率与车架固有频率相近时就会引起车架的共振。所以根据异常振动试验分析流程及方法初步判断的原因并结合道路测试试验结果与模态试验分析结果，可知车架的异常振动是由于在该车速下的车轮不均匀性产生的激励频率与车架的固有频率相接近而引起车架的共振，进而使客车在行驶过程中产生了异常振动。

为消除或减弱车架的异常振动，主要考虑避免车架固有频率与该客车工作时各种激励频率的重叠，本文主要考虑应使车架固有频率避开轮胎激励频率。一方面可以通过加强车架结构刚度来提高车架的固有频率，可以采用加横梁或改变车架连接方式也可以选择车架横梁、纵的封闭形式等；另一方面可以控制车轮的不均匀性，包括轮胎几何尺寸不均匀性、质量不均匀性、刚度不均匀性。

4 总结

本文是以某客车车架为研究对象，通过对车架进行模态分析、频响分析，了解车架的振动特性；根据建立的汽车异常振动试验分析方法与流程初步判断了异常振动的原因；最后结合道路测试试验结果找出了客车在70 km/h车速下产生车架异常振动的振源。并为了消除或减小车架的异常振动，提出了改进建议。

[1]刘青云.自卸汽车异常振动研究［M］.青岛:青岛大学，2006.

[2]严世榕.影响汽车振动特性的几个参数研究[J].机械强度，2006（28）：22-25

[3]靳宵雄，张立军，江浩，等.汽车振动分析［M］.上海:同济大学出版社，2002.

[4]陈德玲.YBL6100C43aH客车车架有限元分析与试验研究[D].南京：南京理工大学硕士学位论文，2003.

[5]李源源.基于频率响应分析的车架疲劳寿命预测研究[D].合肥工业大学，2011.

[6]傅春宏，章适.基于特定车速下的卡车驾驶室振动原因分析［J］.汽车科技,2010,2:8-11