基于頻率響應(yīng)的客車骨架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

張慶軍 王曉彬

（合肥工業(yè)大學(xué)）

承載式客車骨架是客車的重要組成部分，不僅承載著乘客、油箱及水箱等簧上質(zhì)量，還要受到來自發(fā)動機和路面等激勵引起的振動，承受各種復(fù)雜力及力矩，其性能的好壞直接影響乘客的舒適性和安全性[1]。隨著計算機技術(shù)的發(fā)展，傳統(tǒng)的靜態(tài)特性分析已經(jīng)不能滿足現(xiàn)在客車發(fā)展的要求，動態(tài)分析已經(jīng)逐漸得到關(guān)注[2]，其中結(jié)構(gòu)動載荷激勵下的響應(yīng)分析可以滿足人們對于舒適度和安全性的要求。在車身優(yōu)化過程中，進行靈敏度分析，可以避免結(jié)構(gòu)修改的盲目性，提高優(yōu)化效率，降低設(shè)計成本。

1 車身骨架有限元模型的建立

在Hypermesh中對客車車身骨架用殼單元SHELL63進行模擬，對于焊接、鉚接以及螺栓連接采用Rigid剛性單元模擬，使客車車身在空間幾何形狀上和真實客車結(jié)構(gòu)一致。殼單元共有364 715個，其中三角形單元占總單元數(shù)約1.3%，共計4 825個。車身骨架的質(zhì)量為2.561 t。有限元模型，如圖1所示。

2 車身骨架的動態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析

振動模態(tài)是機構(gòu)部件固有的特性。通過模態(tài)分析得出：根據(jù)機構(gòu)部件在某個易受影響的頻率范圍內(nèi)的各階主要模態(tài)，可分析出結(jié)構(gòu)在此頻段內(nèi)受各種振源作用下產(chǎn)生的振動響應(yīng)。因此，模態(tài)分析是對結(jié)構(gòu)部件振動分析和評價的一種方法[1-3]。

釋放整車所有自由度，采用Hypermesh中模態(tài)分析Lanczos法計算車身骨架主要低階模態(tài)振型，提取前16階模態(tài)，除去前6階自由剛體模態(tài)之外，模態(tài)計算結(jié)果，如表1所示，放大500倍的部分振型圖，如圖2所示。

表1 某客車車身骨架模態(tài)頻率及模態(tài)振型Hz

根據(jù)模態(tài)分析評價原則，車身骨架低階模態(tài)頻率（1階扭轉(zhuǎn)及彎曲的特征值）應(yīng)該低于發(fā)動機怠速頻率，以免發(fā)生整車共振。該客車采用6缸直列水冷發(fā)動機，6沖程發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)2圈完成1個工作循環(huán)，6缸各點火1次。故曲軸每轉(zhuǎn)1周，產(chǎn)生3次轉(zhuǎn)矩波動，其頻率也為曲軸轉(zhuǎn)速的3倍。因此對于6缸發(fā)動機主要考察其3階激勵對整車結(jié)構(gòu)振動的影響。6缸發(fā)動機激勵頻率（f/Hz）的計算公式為：

式中：n——發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min；

λ——激勵階數(shù)。

發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速為600 r/min，計算得到3階激勵頻率為30 Hz。計算結(jié)果表明，整車的前3階彎曲和扭轉(zhuǎn)頻率在 7～24 Hz，1階扭轉(zhuǎn)頻率為 9.92 Hz，1階彎曲頻率在15.46 Hz?？梢钥闯龅碗A振型頻率低于發(fā)動機怠速頻率，避免了整車發(fā)生共振現(xiàn)象。因此該車在發(fā)動機怠速情況下不會引起低階模態(tài)的共振，滿足客車動態(tài)特性設(shè)計基本要求[2]。

2.2 頻率響應(yīng)分析

頻率響應(yīng)分析用于分析結(jié)構(gòu)在各種激勵作用下的響應(yīng),可以實現(xiàn)對結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性分析。文章主要分析客車骨架在發(fā)動機簡諧激勵作用下的幅頻特性。

由于關(guān)注的振動源是發(fā)動機，故在模型的發(fā)動機懸置點施加垂向1 N簡諧力，提取頻率區(qū)間為5～105 Hz，步長為2 Hz。從參考文獻[3-5]可知，為了獲得較高的分析效率和較好的分析精度，取1.5倍提取頻率下的所有模態(tài)階次即可，故提取158 Hz內(nèi)的全部模態(tài)階次。為了分析整車振動舒適性，分別選取駕駛員座椅支架、中部8排座椅支架、最后11排座椅支架作為響應(yīng)點求得幅頻曲線。響應(yīng)的幅頻譜，如圖3所示。

通過圖3可以看出，駕駛員座椅支架、中部8排座椅支架以及最后11排座椅支架各響應(yīng)點分別在15.5，21.5，18.5 Hz左右出現(xiàn)峰值，對照車身骨架模態(tài)分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)，峰值頻率分別與客車整車的第5階（15.46 Hz）、第 10階（21.63 Hz）和第 8階（18.61 Hz）頻率相近，因此產(chǎn)生明顯的共振峰值。為此，需要對車身結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，降低振動幅值，提高乘坐舒適性[6-7]。

3 車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化

在車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化過程中遵循的原則為：在保證車身骨架變化不大的前提下，盡可能降低駕駛室座椅處的振動峰值，提升車身結(jié)構(gòu)的NVH性能。

3.1 頻率響應(yīng)靈敏度分析

在車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化過程中，選取骨架構(gòu)件厚度作為設(shè)計變量。由于車身構(gòu)件數(shù)量較多，不同位置及厚度的構(gòu)件對響應(yīng)點的振動傳遞貢獻量不同，對車身質(zhì)量的影響程度也不同。為了提高優(yōu)化設(shè)計效率，在結(jié)構(gòu)優(yōu)化前對客車骨架進行靈敏度分析，得出對響應(yīng)點振動傳遞貢獻較大的構(gòu)件，以此選取優(yōu)化設(shè)計變量。文章只對駕駛室座椅支架處進行分析優(yōu)化，選取的目標(biāo)函數(shù)為駕駛室座椅處振動幅值，在Hypermesh中選用局部逼近法進行迭代；設(shè)計變量選取模型部分桿件的厚度；約束函數(shù)為質(zhì)量變化不超過0.05 t。

表2示出部分車身構(gòu)件的靈敏度數(shù)值。找出對響應(yīng)位移變化比較敏感的參數(shù)，希望改變這些參數(shù)的同時，質(zhì)量變化不會太大。為了更好地反映車身桿件的厚度對骨架質(zhì)量和幅頻特性的影響，文章采用相對靈敏度分析，Sm為桿件厚度對車身質(zhì)量的靈敏度，Sd為桿件厚度對車身響應(yīng)幅值的靈敏度，相對靈敏度表示為｜Sd/Sm｜。絕對值越大，桿件厚度對車身響應(yīng)幅值的影響越大，對車身質(zhì)量的影響越小，越有利于降低車身響應(yīng)幅值，提高客車的乘坐舒適性[8-9]。

表2 某客車部分車身構(gòu)件靈敏度數(shù)值

3.2 優(yōu)化設(shè)計

根據(jù)靈敏度分析結(jié)果，選擇對響應(yīng)靈敏度比較大且質(zhì)量靈敏度變化比較小的8個構(gòu)件作為設(shè)計變量，選取構(gòu)件編號為 3，20，28，76，79，90，138，158。目標(biāo)函數(shù)為駕駛室座椅處響應(yīng)幅值；設(shè)計變量為桿件厚度；狀態(tài)變量為質(zhì)量變化不超過0.05 t。

在優(yōu)化過程中，目標(biāo)函數(shù)的收斂情況，如圖4所示，車身骨架質(zhì)量變化情況，如圖5所示。

由于優(yōu)化過程中桿件厚度是連續(xù)變化的，某些構(gòu)件的厚度含有多位小數(shù)，必須經(jīng)過調(diào)整后才能進行生產(chǎn)。優(yōu)化和調(diào)整結(jié)果，如表3所示。

對調(diào)整之后的車身結(jié)構(gòu)進行頻率響應(yīng)分析，得出優(yōu)化前后駕駛員座椅支架處的幅頻特性曲線，如圖6所示。通過對比，優(yōu)化后響應(yīng)幅值在15.5 Hz處降低30.7%，同時優(yōu)化后車身質(zhì)量減輕了0.026 t。

表3 某客車部分車身構(gòu)件頻率響應(yīng)優(yōu)化和調(diào)整結(jié)果 mm

4 結(jié)論

1）利用頻率響應(yīng)靈敏度分析，對車身結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，通過對比優(yōu)化前后的幅頻曲線，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后駕駛員座椅支架處的響應(yīng)幅值得到明顯改善，驗證了優(yōu)化方法的有效性；

2）在對車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，不僅降低了響應(yīng)點的振動幅值，提升了車身的NVH性能，而且減輕了車身質(zhì)量，為以后車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了有價值的參考。