利用CAE方法分析某客車整車共振問題

? ?? ? ?為了滿足消費者更高層次的需求，應對日益激烈的市場競爭，客車乘坐舒適性越來越受到客車廠商的重視。客車在行駛和怠速過程中，由路面、發動機等激振源引人的整車振動將會給司乘人員帶來振動感。振動感大小是決定司乘人員對客車乘坐舒適性評價壞與好的重要指標川。在客車結構設計時，若設計人員未充分考慮到整車的動態性能，很可能在運行時，客車在各種激勵源的激勵下出現整車共振的現象，這樣會給司乘人員很強烈的振動感，嚴重影響客車乘坐舒適性，最終對車輛的銷售產生巨大的影響。

? ?? ? ?分析客車的動態性能通常可采用試驗模態法、有限元模態法和綜合法川。由于大型豪華客車體積龐大，使得試驗法和綜合法受到了試驗條件和實驗成本的限制而不易進行;隨著計算機輔助工程技術(CAE)的發展和日益成熟，用基于有限元方法的CAE技術來分析客車的動態性能已成為解決工程問題的重要手段。

? ?? ? ?某客車在怠速時出現較嚴重的整車共振現象，車體抖動劇烈，乘客感覺不適，廠家甚至對車體強度存在擔憂。在這種情況下，應要求我們利用CAE方法對該客車進行了結構動態性能的分析和研究。

? ?? ? ?1客車整車的幾何建模
? ?? ? ?客車整車主要承重結構包括兩大部分:車身和車架。
? ?? ? ?對于車身部分，其結構主要由骨架、蒙皮、內飾、加強板、預埋板以及一些特定功能件等組成，由于車身的動態性能主要由車身骨架決定，而一些加強板對特定區域的剛度也有較大影響，所以建立的車身模型中只考慮了車身骨架和加強板結構，對于其它附屬件，忽略其影響。考慮到車身骨架全部是由桿件焊接而成，而且加強板結構也都較規則，因此，對于車身部分，采取空間三維梁單元的有限元建模方式，在幾何模型中，骨架和加強板結構用線模型來建立。此部分建模可直接在有限元分析軟件中實現，如圖1。

? ?? ? ?對客車車架幾何建模也進行了適當的簡化，例如用直角代替小倒角，略去車架上承載以外的附屬件，如油箱固定件，備胎懸梁，消聲器固定件，風扇水箱支撐件等。車架的幾何模型在三維設計軟件中用實體建立，如圖2。

? ?? ? ?2客車整車的有限元建模
? ?? ? ?2.1有限元單元的選取
? ?? ? ?車身骨架選用Beam188單元。Beam188為結構分析用的三維梁單元，它有兩個節點，能對它賦截面形狀，可以有效地模擬各種截面梁結構的力學特性。車身結構中的加強板，也用Beam188單元來等效模擬。車架結構選用solid92單元。solid92單元為結構分析用的10節點四面體單元，用它來劃分車架模型，在有限元分析中可以獲得較高的精度。由于車架在整車結構中，對客車整車動態性能影響最為突出，所以采用較高精度的單元對它進行模擬
是十分有必要的。

? ?? ? ?2.2有限元網格的劃分
? ?? ? ?有限元網格劃分的好壞直接影響著有限元模型計算精度和計算時間，網格劃分越細則模型計算精度越高，計算引人的模態分析誤差也就越小，但同時耗費的計算時間也就越多，甚至可能會出現由于單元數過多，計算無法完成的情況。為了在保證計算精度的前提下，盡量縮短計算時間，使計算順利進行，車身骨架和車架分別采用20mm和30mm大小的單元進行均勻網格劃分。

? ?? ? ?2.3車架與車身的連接
? ?? ? ?客車車架和車身部分是焊接在一起的，在分別建好車身和車架幾何模型、劃分好網格后，需要通過一定的方式模擬焊點，從而把車身與車架連接起來。在此采用的是剛性連接的方式來模擬焊點，即在需連接的部分生成剛性區域。焊接剛性化的方法在整車有限元建模的其他地方也有應用，例如把平行焊接梁當成截面相當的一根梁來處理、中心線偏離較遠的兩根交錯焊接梁采用剛性連接等。實際對比分析和國內外文獻表明，此焊點等效方法在進行整車模態分析時是可行的圈。

? ?? ? ?3計算結果及對結果的分析
? ?? ? ?在建立了整車有限元模型后，采用BlockLanc-205法對模型進行模態分析求解。求解完畢得到1—50Hz范圍內的模態，觀察各階振型彩斑圖中車身地板骨架的位移大小。地板骨架位移大，變化劇烈說明該階模態對乘坐振動感影響程度大，乘客能明顯地感覺到整車共振，反之則無強烈振動感。部分分析結果如表1。

? ?? ? ?對比分析后發現固有頻率為10.53Hz的第1階模態和固有頻率為22.25Hz的第4階模態，對乘坐振動感影響程度是非常嚴重的，振型如圖3、4。

? ?? ? ?第2、3、5階模態也是整車振動模態，但是這些模態被激發時產生的車身底板骨架振動相對第l、4階來說要小，給乘員的振動感相對要小些，其中2、3階振型如圖5、6。

? ?? ? ?4分析結果與實際情況對比分析
? ?? ? ?模態分析結果顯示，客車在激振頻率為10.53H2和22.25Hz時將發生對乘坐振動感影響最為嚴重的整車共振現象。而在實際測試中，客車發動機轉速為661.8r/min(怠速)和1320r/min(定置調整發動機轉速)時，乘員感受到最為強烈的整車共振，此時對應的發動機轉動頻率分別為n.03Hz和22Hz。在發動機轉速為661.sr/min的怠速狀態下，可能是整車第1階模態被發動機的1次(11.03Hz)激振力或力矩所激發從而引起整車共振，也可能是整車的第4階模態由發動機的2次(22.o6HZ)激振力或力矩激發從而引起整車共振，或者是兩者的組合。而在客車定置并將發動機轉速調到1320r/min的狀態下，整車共振可能是發動機l次(22Hz)激振力或力矩將整車第4階模態激發出來導致的。因此可以判斷，發動機工作時的振動將整車第l階和第4階模態激發出來，從而引起劇烈的整車共振。

? ?? ? ?本客車采用的是4缸4沖程的發動機，該型發動機的主要振源有三類:(l)曲軸、飛輪旋轉部件不平衡質量產生的離心力和力矩;(2)活塞及連桿做往復運動引入的慣性力;(3)由氣體壓力和往復慣性力產生的翻倒扭矩。從頻率上看，第一類振源的激振頻率為一次諧波的頻率，即與轉頻相等，第二類和第三類振源主要在二次諧波上對發動機產生激振，激振頻率為轉頻的2倍。從激振效果上看，旋轉部件不平衡質量引人的離心力可使發動機產生橫向和豎向振動，引人的慣性力矩可使發動機產生繞縱向的偏轉振動;往復運動引人的慣性力可使發動機產生豎向的振動;翻倒扭矩使發動機產生繞縱向的偏轉振動。察看這兩階模態的振型，第1階模態為整車繞車架縱軸偏轉，第4階模態為整車繞車豎直方向中心軸彎曲，由此可以推斷，第1階模態只可能為發動機旋轉件質量不平衡引入的慣性力矩所激發，而第4階模態為發動機轉件質量不平衡引入的慣性力所激發。

? ?? ? ?經過CAE分析和與實際情況對比，可以斷定，發動機曲軸、飛輪等旋轉件不平衡質量引起的發動機振動是導致客車怠速時出現整車共振的原因。

? ?? ? ?根據分析結果，對怠速時整車共振問題的治理提出如下建議:
? ?? ? ?(l)改變客車怠速轉速，將其提高到800r/min，使怠速時發動機的1次激振頻率偏離整車結構1階固有頻率。
? ?? ? ?(2)更換減振墊，提高減振墊的低頻隔振效率，降低發動機1次激勵對整車結構影響。

? ?? ? ?5結語
? ?? ? ?通過三維建模軟件和有限元分析軟件建立了整車結構的有限元模型，對整車進行了模態分析。模態分析結果與整車實際共振情況穩合，通過對計算結果的進一步分析，我們找出了發生整車共振的模態振型，進而對產生共振的原因進行了推斷，為解決怠速時整車共振問題，提高乘坐舒適性提供了依據。