基于CAE方法探討客車整車共振問題

摘要：客車是重要的交通工具，對于緩解交通壓力、降低交通成本有重要的意義。為應(yīng)對激烈的市場競爭，滿足乘客更高層次的需求，客車廠商更加關(guān)注舒適性，通過降低振動感，減少乘客的不適。通過合理簡化客車的結(jié)構(gòu)，建立客車主要承載結(jié)構(gòu)模型和有限元模型，模擬分析有限元模型，了解客車運行時出現(xiàn)整車共振的原因，幫助解決客車整車共振的問題。

關(guān)鍵詞：計算機輔助工程技術(shù);客車;整車共振

中圖分類號：U469.1 文獻標(biāo)示碼：A

客車在行駛的過程中，由于發(fā)動機、路面等因素導(dǎo)致整車振動，乘客乘車的舒適性評價主要與振動感的大小有關(guān)?？蛙嚱Y(jié)構(gòu)設(shè)計中，需要充分考慮到整車的動態(tài)性能，否則由于各種激勵源的激勵，共振現(xiàn)象比較嚴(yán)重，最終也會影響客車的銷售。通常采用綜合法、試驗?zāi)M和有限元模擬等方式對客車的動態(tài)性能進行分析，大型客車的車體比較龐大，由于實驗成本和條件的制約，不適合采用綜合法和實驗法^[1]。隨著計算機輔助工程技術(shù)（CAE）的發(fā)展，在分析客車的動態(tài)性能中，CAE發(fā)揮了重要的作用，應(yīng)用CAE方法研究客車的動態(tài)性能，有利于客車整車共振問題的解決。

1客車整車幾何建模

車身和車架是客車整車的主要承重結(jié)構(gòu)，蒙皮、骨架、內(nèi)飾、預(yù)埋板和其他特定構(gòu)件等是車身的主要組成部分。車身的骨架對車身的動態(tài)性能有決定性影響，加強板影響特定區(qū)域剛度，在車身模型建立中通常只考慮車身骨架和加強版。車身采用空間三維梁單元的有限元建模，加強板結(jié)構(gòu)比較規(guī)整。桿件焊接組成車身骨架，骨架和加強板采用線模型建模。

2有限元建模

車身骨架采用Beam 188單元，是結(jié)構(gòu)分析用的三維梁單元，有兩個節(jié)點，能夠模擬各種截面梁結(jié)構(gòu)的力學(xué)特性。車架結(jié)構(gòu)用solid92單元，是十節(jié)點四面體單元。通過solid92單元劃分車架模型，保證有限元分析的精度。加強板采用Beam 188單元。

有限元網(wǎng)格的劃分關(guān)系著有限元模型的計算時間和精度，劃分越精細(xì)精度越高，誤差越小，同時計算時間越長，計算量更大。因此，為盡量減少計算時間，在保證計算精度的基礎(chǔ)上，車身骨架采用20 mm的單元，車架采用30 mm的單元進行網(wǎng)格劃分，可順利完成計算工作。建立好車身和車架的集合模型和劃分網(wǎng)格后，連接車身車架。采用剛性連接的方式模擬焊點，在需要連接的部分生成剛性區(qū)域。在其他地方的有限元建模中也應(yīng)用焊接剛性化的方法，比如平行焊接梁作為截面相當(dāng)?shù)牧哼M行處理^[2]。

建立整車幾何模型時.將對整個剛性影響度不大的附屬件直接忽略，比如壁板、空調(diào)、油箱、座椅、變速器和內(nèi)飾等，雖然與剛度關(guān)系小，但是會影響整車的質(zhì)量。整車質(zhì)量受到較大的影響，會直接影響模態(tài)，所以在有限元模型中，對附屬件的質(zhì)量進行補償。采用集中質(zhì)量mass21單元模擬集中質(zhì)心位置附屬件，比如空調(diào)、油箱、變速器和發(fā)送機等。采用mass21單元均勻分布在附屬件覆蓋節(jié)點的方式，模式分布質(zhì)量附屬件，比如內(nèi)飾、壁板等。

3結(jié)果分析

整車有限元模型建立后，進行分析求解，模擬車身底板骨架位移，觀察分析1～50.00 Hz范圍內(nèi)的模態(tài)，如果地板骨架位移比較小，表示變化不劇烈，振動感不激烈，乘客對客車整車共振的感覺不明顯。如果地板骨架位移大，對整車共振的感覺比較明顯。第1階次固有頻率為10.53 Hz時，整車振動感影響非常大，整車?yán)@車架的縱偏轉(zhuǎn)。在第2階次固有頻率為12.80 Hz時，整車振動感影響比較大。在第3階次固有頻率為17.45 Hz時，整車振動感影響比較大。在第4階次固有頻率為22.25 Hz時，整車振動感影響非常大。在第5階次固有頻率為28.20 Hz時，整車振動感影響比較大。其中第1階次和第4階次的固有頻率分別為10.53 Hz和22.25 Hz.對振動感的影響最嚴(yán)重。其他階次模態(tài)雖然也是整車振動模態(tài)，相對來說給乘客的整車振動感比較小^[3]。

4結(jié)果分析和實際對比

根據(jù)本次建立模型的模態(tài)分析，在10.53 Hz和22.25 Hz的激振頻率時，對乘客乘坐客車的振動感影響最嚴(yán)重，整車共振現(xiàn)象最明顯。在對客車的實際測試中，乘客感受到最強烈的整車共振，是客車發(fā)動機轉(zhuǎn)速為661.8 r/min和1 320r/min時，對應(yīng)的頻率為1 1.03 Hz和22.00 Hz，與實驗分析結(jié)果相對應(yīng)。在客車怠速的情況下，661.8 r/min和11.03 Hz是第1階模擬中的狀態(tài)，激振力或者力矩激發(fā)，引起整車共振。1 320 r/min和22.00 Hz是第4階模擬中的狀態(tài)，激振力、力矩或兩者組合的整車共振。發(fā)動機工作時出現(xiàn)的振動，激發(fā)第1階次和第4階次的模態(tài)，出現(xiàn)劇烈的整車共振現(xiàn)象。

本次客車的發(fā)動機是4缸發(fā)動機，振源包括3個部分：第一，活塞和連桿的運動作用下導(dǎo)致的慣性力;第二，飛輪旋轉(zhuǎn)、曲軸部件不平衡質(zhì)量，導(dǎo)致離心力和力矩，這類振源的激振頻率和轉(zhuǎn)頻相等，是一次諧波的頻率^[4];第三，氣體壓力、慣性力出現(xiàn)的翻倒扭矩，這類振和第一種振源一樣，激振頻率是轉(zhuǎn)頻的2倍，都是在二次諧波上，對發(fā)動機產(chǎn)生的激振。往復(fù)的運動引入慣性力，會引起發(fā)動機的豎向振動。翻倒扭矩的作用，產(chǎn)生繞縱向的偏轉(zhuǎn)振動。旋轉(zhuǎn)部件不平衡質(zhì)量引入的離心力，會同時產(chǎn)生豎向振動和橫向振動。第1階模態(tài)是整車?yán)@車架縱軸偏轉(zhuǎn)，主要由于旋轉(zhuǎn)件質(zhì)量不平衡引入的慣性力。第4階模態(tài)是整車?yán)@車豎直方向的中心軸彎曲，主要由于轉(zhuǎn)件質(zhì)量不平衡引入的慣性力。

將實驗結(jié)果和實際情況進行對比，表明客車怠速出現(xiàn)整車共振的原因，主要是由于發(fā)動機旋轉(zhuǎn)件不平衡質(zhì)量，導(dǎo)致發(fā)動機的振動。根據(jù)結(jié)果，在客車整車振動的治理問題中，需要改變客車怠速轉(zhuǎn)速，可以提高轉(zhuǎn)速到800 r/min，偏離固有頻率。要降低發(fā)動機一次激勵對整車結(jié)構(gòu)的影響，更換減振墊，提高低頻隔頻率^[5]。

【參考文獻】

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