叉車怠速狀態(tài)方向盤振動分析及優(yōu)化

李晨浩 陸益民 王海洋 丁 浩

合肥工業(yè)大學機械工程學院 合肥 230009

0 引言

叉車作為具有裝卸、短距離運輸功能的工程機械車輛，大大節(jié)省了貨物裝卸過程中的人力，提高了物流行業(yè)的效率。尤其在鐵路、港口、機場等場所，叉車以其靈活的操作性能更是游刃有余。但是，由于我國叉車行業(yè)起步較晚，在叉車結(jié)構(gòu)設(shè)計過程中仍存在技術(shù)的局限性，導致內(nèi)燃叉車在運行過程中出現(xiàn)振動噪聲過大、舒適性差等問題，叉車制造企業(yè)越來越重視叉車NVH性能的研究。

隨著內(nèi)燃叉車運行時振動噪聲過大這類問題的出現(xiàn)，國內(nèi)很多學者開始對此類問題展開研究。文獻[1]通過運用模態(tài)分析和最優(yōu)化設(shè)計方法對方向盤總成結(jié)構(gòu)和尺寸進行優(yōu)化，避開了發(fā)動機怠速激勵頻段。文獻[2]對叉車進行TPA傳遞路徑分析以及對比方向盤試驗模態(tài)和仿真模態(tài)結(jié)果，確定是因共振導致方向盤振動過大，最后通過優(yōu)化方向盤結(jié)構(gòu)避開點火頻率，提高了舒適性。文獻[3]利用有限元法對叉車車架進行靜動特性分析，通過在傳遞路徑上采用高阻尼材料墊片，降低了車架前端板的振幅峰值，改善了其振動性能。目前，很多學者對叉車的振動研究集中在對單獨部件的靜力分析和模態(tài)分析,缺少對整車的動力學分析，不能全面體現(xiàn)叉車的動態(tài)特性。因此，本文針對某型內(nèi)燃叉車在怠速工況下方向盤振動過大問題展開研究，通過對其試驗數(shù)據(jù)的分析，獲得叉車的振動特性，再運用有限元法對整車結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析和諧響應分析，結(jié)合試驗結(jié)果和仿真結(jié)果，找出問題原因，提出優(yōu)化方案，進行仿真驗證。

1 試驗數(shù)據(jù)分析

在怠速工況下，由于叉車方向盤振動感受明顯，故需測量叉車在該工況下的振動數(shù)據(jù)。通常按照振動的傳遞路徑分析，可劃分為激勵源、傳遞路徑、目標點等3部分[4]，其中影響方向盤振動的激勵源可分為來自發(fā)動機的激勵和來自路面的激勵，由于是在怠速工況下，故無來自路面的激勵。

采用LMS Test. Lab設(shè)備進行振動數(shù)據(jù)采集，為便于分析，設(shè)置圖1所示叉車坐標系。

圖1 叉車坐標系

利用加速度傳感器測試方向盤3點鐘位置的振動數(shù)據(jù)，其Overall Level曲線圖如圖2所示。Overall Level曲線圖表征了振動量值隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，在怠速工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速一般為750～900 r/min。

由圖2可知，在轉(zhuǎn)速840 r/min附近X、Y、Z等方向都出現(xiàn)峰值，其中Y向振動最大，表明怠速下方向盤振動主要來自Y向。進一步處理，可得到該測點在轉(zhuǎn)速為845 r/min處Y向頻譜圖，如圖3所示?？芍?，振動主要集中在頻率為28 Hz處。

圖2 方向盤3點鐘位置測點Overall Level曲線圖

在怠速工況下，只有來自發(fā)動機的激勵，其激勵頻率的計算公式為[5]

式中：n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，a為發(fā)動機氣缸數(shù)，τ為發(fā)動機沖程數(shù)。

由于該型叉車所使用的發(fā)動機為4缸4沖程的內(nèi)燃發(fā)動機，故發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為840 r/min時的激勵頻率為28 Hz。由圖3可知，發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為840 r/min時激勵頻率與試驗測得的主要振動頻率吻合，表明方向盤怠速抖動主要激勵來自發(fā)動機2階轉(zhuǎn)速頻率。

圖3 方向盤3點鐘位置測點轉(zhuǎn)速為845 r/min處Y向頻譜圖

在轉(zhuǎn)速為840 r/min時，對車架前端支撐臂搭載在驅(qū)動橋的2處測點，即車架3和車架4測點，進行分析得到圖4所示兩測點在同一批測試下的時域振動波形。由圖4可知，2測點在Y向的時域振動波形相位相同，Z向的時域振動波形相位相反，表明叉車整體的振動特征為Y向同向擺動，Z向扭動。

圖4 轉(zhuǎn)速為840 r/min處車架3、車架4測點時域振動波形

2 有限元分析

進行仿真分析的前提是有限元模型的建立，而有限元模型是根據(jù)力學模型做離散化處理后形成的用于數(shù)值計算的數(shù)字化模型[6]。通常建立有限元模型有兩種方法，第一種方法是直接在仿真軟件中建立幾何模型，然后對幾何模型進行網(wǎng)格劃分；第二種方法是將幾何模型先在專業(yè)的三維建模軟件中建立完成后，再通過仿真軟件中的幾何導入接口把幾何模型導入仿真軟件中，然后進行網(wǎng)格劃分?？紤]到叉車幾何模型的復雜程度，直接在仿真軟件中進行幾何建模較難實現(xiàn)，故采用第二種方法建立叉車幾何模型。

2.1 幾何模型的簡化

在研究叉車結(jié)構(gòu)動力學性能的同時還要考慮網(wǎng)格劃分的難度，在不影響叉車結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的基礎(chǔ)上刪除叉車幾何模型上的小尺寸結(jié)構(gòu)特征(細孔、倒角、凸臺)以及非承載部件[7]，簡化前后模型基本結(jié)構(gòu)不變。

2.2 模型的網(wǎng)格劃分

有限元仿真軟件中的網(wǎng)格類型可分為1D單元、2D單元和3D單元。其中1D單元主要包括剛性單元、彈簧阻尼單元等；2D單元主要包括三角形單元、四邊形單元等；3D單元主要包括四面體單元、六面體單元等。對于叉車這類復雜的幾何模型，一般1D單元、2D單元和3D單元都要用到，故在保證計算精度的前提下需要考慮計算效率。通常，網(wǎng)格數(shù)量越少計算時間越短。叉車主體結(jié)構(gòu)中的前板、儀表板、護頂架、機罩、車架等部件由板型零件組成，在劃分網(wǎng)格時，可使用2D單元進行劃分，這樣劃分相比較3D單元，單元數(shù)量大幅下降，且計算精度保持不變。由于方向盤系統(tǒng)零部件的長寬高比接近，為保證計算精度，可使用3D單元進行劃分?？紤]到各零件是通過焊接、螺栓進行連接的，所以在假設(shè)結(jié)構(gòu)焊接剛度足夠、螺栓連接部分擰緊的前提下，對這些焊接、螺栓連接使用1D單元中的剛性單元進行模擬，同時對于結(jié)構(gòu)中存在的減震墊等使用1D單元中的彈簧阻尼單元進行模擬。

按照以上劃分思路，為保證計算精度，控制網(wǎng)格尺寸的范圍為3～8 mm。每個部件網(wǎng)格劃分完畢后，利用軟件自帶的網(wǎng)格質(zhì)量檢查功能，按照軟件默認的網(wǎng)格標準進行檢查，然后修復不合格的網(wǎng)格，直至所有網(wǎng)格符合標準。

2.3 模態(tài)分析

叉車車架直接架在驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向橋上，負責承載前板、儀表板、方向盤系統(tǒng)、換擋手柄、手剎、護頂架、機罩、發(fā)動機、變速器、配重塊等部件。由于怠速工況下，對方向盤系統(tǒng)的振動激勵只來自于發(fā)動機，則模態(tài)分析的對象應為前板、儀表盤、方向盤系統(tǒng)、換擋手柄、手剎、護頂架、機罩、車架所組成的整車系統(tǒng)，如圖5所示。

考慮實際約束情況，驅(qū)動橋與車架為剛性連接，轉(zhuǎn)向橋與車架為固定鉸接，對架在驅(qū)動橋的車架部位約束6個自由度；對架在轉(zhuǎn)向橋的車架部位約束5個自由度，保留繞X軸的轉(zhuǎn)動自由度。

對約束狀態(tài)下的整車系統(tǒng)進行模態(tài)分析，得到表1所示前8階模態(tài)。

表1 整車系統(tǒng)前8階模態(tài)

由表1可知，第4階的模態(tài)頻率為27.94 Hz，其模態(tài)振型如圖6所示，表現(xiàn)為左右擺動，其中方向盤擺動劇烈。

圖6 整車系統(tǒng)第4階振型圖

由圖2、圖3可知，在轉(zhuǎn)速840 r/min附近方向盤Y向振動最為劇烈，頻率為28 Hz處振動數(shù)值最大。結(jié)合圖4可知，怠速下叉車振動特征與第4階模態(tài)振型相同，可判斷導致方向盤在轉(zhuǎn)速840 r/min附近振動劇烈的原因是該轉(zhuǎn)速下的激勵頻率與整車系統(tǒng)第4階固有振型頻率接近造成共振，且通過第4階振型圖可知，叉車前端擺動劇烈，剛度較小。

2.4 諧響應分析

在怠速工況下，振動的激勵源僅來自發(fā)動機，而發(fā)動機在叉車上為縱向安裝，通過一端與變速箱連接，另一端與車架連接固定。其中，與車架連接的一端，發(fā)動機經(jīng)過懸置分別固定在車架左右支腳處，故作用在整車系統(tǒng)的激勵力位于車架的左右支腳處。

通過對車架左右支腳處的振動數(shù)據(jù)采集，獲得經(jīng)懸置衰減后的Overall Level曲線圖。由于發(fā)動機本身為4缸4沖程類型，安裝方式為縱置，故發(fā)動機激勵力的方向主要是Y向和Z向[8]。

由左右支腳處測點的Overall Level曲線圖，可得到在轉(zhuǎn)速840 r/min附近處Y向與Z向的振動數(shù)值之比大致為3:1，且左右支腳處的Y向振動數(shù)值相近。因此，在左右支腳處的Y向施加大小和方向相同的激勵力，在Z向施加大小相同方向相反的激勵力。

在相同約束條件下，Y向激勵力設(shè)為300 N，Z向激勵力設(shè)為100 N，初始相位都為0，頻率分析范圍為0～100 Hz，間隔為1 Hz。以方向盤3點鐘位置上的一點作為響應點，得到該點Y向的位移響應曲線，如圖8所示，可知在頻率為30 Hz處出現(xiàn)峰值。

3 優(yōu)化措施

通過分析整車系統(tǒng)在頻率為27.94 Hz的模態(tài)振型，可以看出車架前端剛度較小，表現(xiàn)為左右擺動劇烈，導致方向盤在轉(zhuǎn)速840 r/min附近Y向振動劇烈，故考慮加強車架前端的剛度。原始車架前端如圖7所示，優(yōu)化措施采用兩種方案，方案一為在車架前端的左右兩邊分別添加4塊加筋板連接支撐臂和車架擋泥板，加筋板的長度為90～120 mm，寬度為10 mm，厚度為12 mm，連接部分采用剛性連接；方案二為直接延長車架擋泥板長度，支撐臂與延長部分采用剛性連接。

圖7 原始車架前端模型

在相同約束條件下，分別對采用方案一和方案二的整車系統(tǒng)進行模態(tài)分析，對比改進前后模型的前6階模態(tài)，發(fā)現(xiàn)模態(tài)振型沒有變化，模態(tài)頻率如表2所示，原始模型的第4階模態(tài)振型由原來的27.94 Hz分別上升到29.48 Hz、29.76 Hz。

表2 改進前后模態(tài)頻率對比 Hz

在相同約束、激勵和響應點下對方案一、方案二做諧響應分析，得到Y(jié)向的位移響應曲線，并與改進前的位移響應曲線進行對比，如圖8所示。由圖8可知，改進后的模型在頻率28 Hz附近幅值下降，在頻率30 Hz時的峰值消失，在55 Hz頻段以內(nèi)，峰值均有所下降，且方案二的下降幅度最大，效果最好，故可有效改善在怠速工況下方向盤的振動。

圖8 改進前后方向盤測點Y向位移響應曲線對比圖

4 結(jié)論

1）在怠速工況下，叉車整體振動特征表現(xiàn)為Y向同向擺動，Z向扭動；振動最大峰值點出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速840 r/min附近，振動主要成分為Y向振動，激勵頻率主要成分為28 Hz。

2）由仿真分析可知，叉車主體結(jié)構(gòu)在頻率28 Hz附近處存在固有振型，且振型與試驗分析所得叉車振動特征相似。再由位移響應曲線在頻率30 Hz出現(xiàn)峰值，表明為共振導致怠速工況下方向盤振動劇烈，且叉車前端的剛度較小，變形幅度較大。

3）根據(jù)所分析的原因，再由叉車的實際結(jié)構(gòu)布置，分別在前橋支座處焊接2種不同形式的筋板，通過對比改進前后模型的模態(tài)和位移響應曲線，表明2種方案都使怠速工況下方向盤振動問題得到改善，且第二種方案效果更好。