（湖北汽車工業(yè)學(xué)院 汽車動力傳動與電子控制湖北省重點實驗室，湖北 十堰 442002）

某混合動力客車車身骨架的模態(tài)及諧響應(yīng)分析

吳勝軍，韋寧，程梓豪

（湖北汽車工業(yè)學(xué)院 汽車動力傳動與電子控制湖北省重點實驗室，湖北 十堰 442002）

客車的動態(tài)特性決定了客車的舒適性、行駛安全性，并且影響著零部件的使用壽命。針對某混合動力客車的動態(tài)特性，創(chuàng)建該混合動力客車的車身骨架有限元模型，進行模態(tài)分析，得到車體固有頻率和振型；以發(fā)動機振動為激勵，進行諧響應(yīng)分析，監(jiān)測并得到車身不同位置的振動響應(yīng)數(shù)據(jù)；為后續(xù)優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)、解決車身振動問題提供參考。

混合動力客車；模態(tài)分析；諧響應(yīng)分析

客車在運營過程中常出現(xiàn)方向盤抖動劇烈、座椅振動大等NVH問題，這些問題大部分是由車身設(shè)計不合理引起的。大型客車試驗成本過高，在實際應(yīng)用中常用有限元軟件仿真來代替。客車車身骨架結(jié)構(gòu)是一個空間桁架，主要以型材為主，通過焊接或鉚接等工藝連接而成，具有較低的固有頻率，在動力系統(tǒng)等激勵下容易產(chǎn)生結(jié)構(gòu)共振，使得車內(nèi)的NVH值超標(biāo)，合理的車身模態(tài)對客車NVH性能有著重要的影響［1］。目前國產(chǎn)的大部分混合動力客車都是由傳統(tǒng)的客車車身改裝而來，其動力系統(tǒng)與傳統(tǒng)客車存在較大區(qū)別，同時電池的大量應(yīng)用對整車結(jié)構(gòu)的影響也不一樣。因此，文中運用有限元軟件HyperWorks對某混合動力大客車的車身骨架進行模態(tài)分析及諧響應(yīng)分析，并根據(jù)分析結(jié)果找出車身骨架設(shè)計上的不足，為后續(xù)優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)、解決車身振動問題提供參考。

1 車身有限元模型的建立

客車骨架構(gòu)件較多且結(jié)構(gòu)多樣，建立整車有限元模型時，要根據(jù)車身的承載特點對模型進行適當(dāng)簡化［2-4］，既要真實反映車身構(gòu)件的力學(xué)特性，又要對車身多余的結(jié)構(gòu)進行簡化，忽略一些非承載件和裝飾件如儀表、座椅、車身蒙皮、擋風(fēng)玻璃、車門等，忽略工藝結(jié)構(gòu)件如部件工藝圓角、工藝安裝孔、墊片、較小的螺栓孔等；之后在HyperWorks中進行網(wǎng)格劃分、網(wǎng)格質(zhì)量檢查、部件連接等。客車車身骨架采用閉口矩形管和鈑金薄壁件，由于殼單元具有較高的準(zhǔn)確度，計算時間比較短，故選用殼單元。為保證計算精度，同時兼顧計算效率，選取的網(wǎng)格單元尺寸為10mm。最終客車骨架有限元模型的網(wǎng)格個數(shù)為1 041 802個，節(jié)點個數(shù)為1 054 563個，其中三角形單元為3 632個，占比不足0.4%，如圖1所示。混合動力客車的白車身質(zhì)量為3.658 t，底盤部分材料為Q345，車身和地板部分材料為Q235，材料參數(shù)見表1。

圖1 客車車身骨架有限元模型

表1 車身骨架主要材料特性參數(shù)

2 自由模態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析理論

模態(tài)是一個物體結(jié)構(gòu)的固有屬性［1-2］。一個線性系統(tǒng)的模態(tài)特性是固定的，其模態(tài)頻率、模態(tài)振型和模態(tài)阻尼等特性參數(shù)是固有的，外界輸入和輸出不能影響其特性參數(shù)?？蛙囓嚿砜梢钥闯梢粋€線性系統(tǒng)。用有限個離散的單元代替之前連續(xù)的車身結(jié)構(gòu)，運用數(shù)學(xué)方法建立質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣，通過特定的算法進行迭代計算，最后得到系統(tǒng)的各階模態(tài)頻率和振型。

車身模態(tài)由車身剛度決定［1］。當(dāng)汽車行駛在粗糙路面或者惡劣路面上時，如果車身整體剛度不足，整車的低階模態(tài)頻率容易與外界激振頻率相近，引起車身共振，影響舒適性；若車身局部剛度不足，對于來自路面的沖擊，車身局部部件可能產(chǎn)生較大的變形，與車身其他部件發(fā)生碰撞和摩擦，輕則產(chǎn)生異響，嚴(yán)重時會造成局部的損壞。

2.2 客車車身骨架自由模態(tài)計算結(jié)果

在HyperWorks中不約束模型，也不施加任何載荷，計算客車車身骨架的自由模態(tài)。不考慮車身剛體模態(tài)，提取前10階彈性體模態(tài)做具體分析。車身骨架前10階固有頻率和振型如表2所示。

表2 車身骨架前10階固有頻率和振型表

引起車身骨架振動的激振源主要有［5-6］路面不平引起的汽車振動、發(fā)動機運轉(zhuǎn)產(chǎn)生的振動和車輪等旋轉(zhuǎn)件因不平衡產(chǎn)生的局部振動。發(fā)動機怠速時激振頻率為23.33 Hz，路面不平會引起汽車振動，激振頻率一般低于20 Hz，從表2得出前10階固有頻率為7.28～20.28 Hz，所以在車身設(shè)計時需要避開引起共振的激振頻率。

1階彎曲和1階扭轉(zhuǎn)是一個系統(tǒng)模態(tài)的標(biāo)志性指標(biāo)。因為階次越低，固有頻率越低，儲存其中能被激發(fā)的能量就越大。理論上，階次越低越容易激發(fā)出彎曲和扭轉(zhuǎn)，是系統(tǒng)最容易反應(yīng)出來的振型。圖2 a為混合動力客車車身骨架的第1階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為7.28 Hz，整體骨架產(chǎn)生1階扭轉(zhuǎn)。圖2 b為第2階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為10.34 Hz，整體骨架發(fā)生車頂局部扭轉(zhuǎn)。圖2 c為第3階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為10.83 Hz，整體骨架發(fā)生1階縱向彎曲。圖2 d為第4階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為12.46 Hz，整體骨架發(fā)生1階橫向彎曲。圖2 e為第5階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為13.93 Hz，整體骨架發(fā)生彎曲扭轉(zhuǎn)組合。圖2 f為第6階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為14.86 Hz，整體骨架發(fā)生2階扭轉(zhuǎn)和2階縱向彎曲。圖2 g為第7階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為15.69 Hz，整體骨架發(fā)生2階扭轉(zhuǎn)。圖2 h為第8階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為18.17 Hz，整體骨架發(fā)生2階扭轉(zhuǎn)和2階橫向彎曲。圖2 i為第9階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為19.59 Hz，骨架整體發(fā)生2階縱向彎曲，同時車尾地板處發(fā)生明顯的局部振動，前部頂棚產(chǎn)生局部彎曲，稱為頂棚呼吸模態(tài)。圖2 j為第10階模態(tài)振型圖，模態(tài)頻率為20.28 Hz，振型以局部振動為主，車頂骨架發(fā)生1階縱彎，車尾也發(fā)生明顯的震蕩。

圖2 客車車身骨架模態(tài)振型圖

2.3 模態(tài)結(jié)果分析

對各階模態(tài)頻率和振型圖分析可得：彎曲和扭轉(zhuǎn)是該模型的主要振型，并在某些階段伴有局部振型。前9階模態(tài)振型中以整體振動為主，在部分階數(shù)內(nèi)伴有較小的局部振動；第10階開始模態(tài)振型主要是以局部振動為主。由分析結(jié)果可以看出該款客車車身骨架設(shè)計存在不足之處：1）車身兩側(cè)側(cè)板（圖3）發(fā)生局部較大的模態(tài)位移。從幾何模型上看，兩側(cè)側(cè)板為鋼板沖壓件，厚度僅為1mm，沒有閉口結(jié)構(gòu)鋼管與之貫通，連接剛度較低，對應(yīng)的局部振幅較大；幾個側(cè)板部件雖不會影響骨架的結(jié)構(gòu)強度和剛度，但容易和其他內(nèi)飾件等發(fā)生碰撞和摩擦，產(chǎn)生噪音，影響乘坐舒適性。2）客車底盤地板后部橫梁結(jié)構(gòu)在Z軸方向有明顯的局部振蕩，如圖4所示，這是由局部剛度不足而引起的。該橫梁由3根槽型折彎件與地板相連，厚度為1mm，連接隔熱板以及其他裝飾件。

圖3 兩側(cè)側(cè)板局部振動位置第8階模態(tài)振型圖

圖4 客車后部橫梁位置第9階模態(tài)振型圖

3 發(fā)動機激勵下的諧響應(yīng)分析

3.1 發(fā)動機振源分析

此混合動力客車采用四缸柴油發(fā)動機，縱向布置在大梁后端，發(fā)動機運轉(zhuǎn)時主要產(chǎn)生橫向和垂向的激勵。根據(jù)相關(guān)研究，發(fā)動機的激勵源主要有3類［5］：1）曲軸、飛輪等旋轉(zhuǎn)部件在不平衡質(zhì)量的作用下產(chǎn)生離心力和力矩；2）活塞、連桿往復(fù)運動產(chǎn)生的慣性力；3）由氣體壓力和往復(fù)慣性力產(chǎn)生的翻轉(zhuǎn)扭矩。第1類可以通過動平衡試驗而降到很低。第2～3類為發(fā)動機的主頻激振，其激振頻率與著火脈沖相關(guān)。發(fā)動機著火脈沖頻率為

式中：τ為往復(fù)式發(fā)動機的沖程數(shù)；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r?min-1；Z為發(fā)動機的氣缸數(shù)。

文中研究直列四缸四沖程往復(fù)式發(fā)動機，怠速轉(zhuǎn)速為700 r?min-1，額定轉(zhuǎn)速為2500 r?min-1，最大扭矩為1 200～1 600 r?min-1。在工作周期會產(chǎn)生2次不平衡力和2次燃燒爆發(fā)力［6］。發(fā)動機2階和4階激勵頻率可依據(jù)式（1）計算，如表3所示。

表3 該發(fā)動機2階和4階激勵頻率表

3.2 諧響應(yīng)分析計算

在發(fā)動機激勵下對客車進行諧響應(yīng)計算。激振頻率為10～180 Hz（步長1 Hz），采用單位正弦波形的簡諧力作為激振方式，激勵位置為發(fā)動機懸置在車架上的安置處，左右兩邊的激勵力方向相反，大小相等，使得作用扭矩平衡［7］?；旌蟿恿蛙囓嚿淼慕Y(jié)構(gòu)阻尼系數(shù)定為0.06。按照車輛靜止時的工況進行約束，如表4所示約束在懸架和車身的鉸接處，即約束了車身整體的6個自由度。

表4 車身的約束條件

3.3 諧響應(yīng)計算結(jié)果分析

駕駛員是車輛行駛的操作者，通過車身振動反饋，判斷車輛行駛狀態(tài)。車身要保證乘客對舒適性的要求。混合動力客車的動力電池系統(tǒng)安放在車身上部，必須分析上部的振動對電池的影響，保證行車安全。因此，在車身模型進行諧響應(yīng)計算中，主要分析駕駛員地板、車身中部、車身后部成員位置、車頂?shù)葞讉€測點，結(jié)果如圖5所示。

圖5 不同位置的振動位移響應(yīng)曲線

如圖5所示，該車身骨架在發(fā)動機Y向、Z向激勵頻率10～90 Hz的范圍內(nèi)，車身各點的響應(yīng)峰值都較?。划?dāng)激振頻率在105 Hz時，對應(yīng)轉(zhuǎn)速約為1600 r?min-1時；在駕駛員和上部電池倉連接處，Y向和Z向的響應(yīng)峰值比較明顯；在底盤中部，Y向響應(yīng)峰值較明顯；底盤后部無明顯響應(yīng)峰值。

另一個響應(yīng)峰值出現(xiàn)在155～160 Hz，對應(yīng)轉(zhuǎn)速為2 300～2 400 r?min-1；在此激勵下，車身4個測點都有較大的峰值；駕駛員和上部電池倉處的X向、Y向、Z向都有明顯的響應(yīng)峰值；而在車身中部和后部，只有Y向有明顯的響應(yīng)峰值。

根據(jù)上述結(jié)果可知，在 105 Hz（1600 r?min-1）和 160 Hz（2400 r?min-1）附近車身出現(xiàn)振動峰值，因此應(yīng)針對此頻率段選擇相應(yīng)的緩震器?？蛙囋O(shè)計時，除了要選用對應(yīng)該頻率的發(fā)動機懸置外，還需要改進或優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)，避開共振的頻率點，使車輛在使用過程中不出現(xiàn)共振的情況。

4 結(jié)論

建立了混合動力客車車身骨架的有限元模型，完成了模態(tài)分析及發(fā)動機激勵下的諧響應(yīng)分析。在自由模態(tài)分析中，得到該客車車身骨架前10階的固有頻率與振型，并發(fā)現(xiàn)了幾處局部剛度較弱的構(gòu)件，在后續(xù)研究中可以通過增加局部剛度的方法，減輕車體局部振幅，提高低階固有頻率。通過諧響應(yīng)分析得到了駕駛員、乘客、動力電池等位置監(jiān)測點的頻率響應(yīng)曲線，了解各位置的振動情況，明確了振動點，對發(fā)動機緩震器提出了要求，也為后續(xù)車身改進提供了參考。

［1］楊志偉.某客車車身模態(tài)分析與優(yōu)化［D］.廈門：廈門理工學(xué)院，2015.

［2］徐志漢.客車車身骨架的有限元建模及優(yōu)化［D］.合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2009.

［3］沈光烈，林圣存.基于有限元法的大型客車模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)改進［J］.公路與汽運，2012（6）：1-4.

［4］伍玉霞，韓劍，劉俊杰.大型客車車身骨架靜態(tài)模態(tài)分析及優(yōu)化［J］.機械設(shè)計與制造，2016（4）：130-132.

［5］林標(biāo)華，李俊慧.客車車身骨架諧響應(yīng)分析［J］.客車技術(shù)與研究，2015（2）：19-21.

［6］蔣成武.客車車身骨架動態(tài)特性分析與研究［D］.合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2010.

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Modal and Harmonic Analysis on a HEV Bus Body Frame

Wu Shengjun,Wei Ning,Cheng Zihao
（HubeiKeyLaboratoryofAutomotivePowerTrainandElectronicControl,HubeiUniversityofAutomotiveTechnology,Shiyan442002,China）

Dynamic characteristics of a bus determine the comfort of the passenger car,driving safety,and affect the life of the component.Aiming at the dynamic characteristics of a hybrid passenger car,the finite element model of the HEV Bus body frame was established,and modal response analysis was carried out to obtain the natural frequency and vibration mode.With the vibration of the engine as exci?tation,the harmonic response analysis and monitoring were performed to obtain the vibration response data of different positions of the vehicle body.It provides a reference for further optimizing the vehicle body structure and solving the vibration problems of the vehicle body.

hybrid bus;modal analysis;harmonic response analysis

U463.82

A

1008-5483（2017）04-0022-05

10.3969/j.issn.1008-5483.2017.04.005

2017-06-23

湖北省自然科學(xué)基金項目（2014CFB630）；汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新項目（2015XTXZX0421）；汽車動力傳動與電子控制湖北省重點實驗室開放項目（ZDK1201306）；湖北汽車工業(yè)學(xué)院碩士研究生創(chuàng)新基金資助項目（Y2016315）

吳勝軍（1973-），男，湖北麻城人，副教授，碩士，從事優(yōu)化設(shè)計方面的研究。E-mail:278035726@qq.com