利用CAE方法分析某客车整车共振问题

        为了满足消费者更高层次的需求，应对日益激烈的市场竞争，客车乘坐舒适性越来越受到客车厂商的重视。客车在行驶和怠速过程中，由路面、发动机等激振源引人的整车振动将会给司乘人员带来振动感。振动感大小是决定司乘人员对客车乘坐舒适性评价坏与好的重要指标川。在客车结构设计时，若设计人员未充分考虑到整车的动态性能，很可能在运行时，客车在各种激励源的激励下出现整车共振的现象，这样会给司乘人员很强烈的振动感，严重影响客车乘坐舒适性，最终对车辆的销售产生巨大的影响。

        分析客车的动态性能通常可采用试验模态法、有限元模态法和综合法川。由于大型豪华客车体积庞大，使得试验法和综合法受到了试验条件和实验成本的限制而不易进行;随着计算机辅助工程技术(CAE)的发展和日益成熟，用基于有限元方法的CAE技术来分析客车的动态性能已成为解决工程问题的重要手段。

        某客车在怠速时出现较严重的整车共振现象，车体抖动剧烈，乘客感觉不适，厂家甚至对车体强度存在担忧。在这种情况下，应要求我们利用CAE方法对该客车进行了结构动态性能的分析和研究。

        1客车整车的几何建模
        客车整车主要承重结构包括两大部分:车身和车架。
        对于车身部分，其结构主要由骨架、蒙皮、内饰、加强板、预埋板以及一些特定功能件等组成，由于车身的动态性能主要由车身骨架决定，而一些加强板对特定区域的刚度也有较大影响，所以建立的车身模型中只考虑了车身骨架和加强板结构，对于其它附属件，忽略其影响。考虑到车身骨架全部是由杆件焊接而成，而且加强板结构也都较规则，因此，对于车身部分，采取空间三维梁单元的有限元建模方式，在几何模型中，骨架和加强板结构用线模型来建立。此部分建模可直接在有限元分析软件中实现，如图1。

        对客车车架几何建模也进行了适当的简化，例如用直角代替小倒角，略去车架上承载以外的附属件，如油箱固定件，备胎悬梁，消声器固定件，风扇水箱支撑件等。车架的几何模型在三维设计软件中用实体建立，如图2。

        2客车整车的有限元建模
        2.1有限元单元的选取
        车身骨架选用Beam188单元。Beam188为结构分析用的三维梁单元，它有两个节点，能对它赋截面形状，可以有效地模拟各种截面梁结构的力学特性。车身结构中的加强板，也用Beam188单元来等效模拟。车架结构选用solid92单元。solid92单元为结构分析用的10节点四面体单元，用它来划分车架模型，在有限元分析中可以获得较高的精度。由于车架在整车结构中，对客车整车动态性能影响最为突出，所以采用较高精度的单元对它进行模拟
是十分有必要的。

        2.2有限元网格的划分
        有限元网格划分的好坏直接影响着有限元模型计算精度和计算时间，网格划分越细则模型计算精度越高，计算引人的模态分析误差也就越小，但同时耗费的计算时间也就越多，甚至可能会出现由于单元数过多，计算无法完成的情况。为了在保证计算精度的前提下，尽量缩短计算时间，使计算顺利进行，车身骨架和车架分别采用20mm和30mm大小的单元进行均匀网格划分。

        2.3车架与车身的连接
        客车车架和车身部分是焊接在一起的，在分别建好车身和车架几何模型、划分好网格后，需要通过一定的方式模拟焊点，从而把车身与车架连接起来。在此采用的是刚性连接的方式来模拟焊点，即在需连接的部分生成刚性区域。焊接刚性化的方法在整车有限元建模的其他地方也有应用，例如把平行焊接梁当成截面相当的一根梁来处理、中心线偏离较远的两根交错焊接梁采用刚性连接等。实际对比分析和国内外文献表明，此焊点等效方法在进行整车模态分析时是可行的圈。

        3计算结果及对结果的分析
        在建立了整车有限元模型后，采用BlockLanc-205法对模型进行模态分析求解。求解完毕得到1—50Hz范围内的模态，观察各阶振型彩斑图中车身地板骨架的位移大小。地板骨架位移大，变化剧烈说明该阶模态对乘坐振动感影响程度大，乘客能明显地感觉到整车共振，反之则无强烈振动感。部分分析结果如表1。

        对比分析后发现固有频率为10.53Hz的第1阶模态和固有频率为22.25Hz的第4阶模态，对乘坐振动感影响程度是非常严重的，振型如图3、4。

        第2、3、5阶模态也是整车振动模态，但是这些模态被激发时产生的车身底板骨架振动相对第l、4阶来说要小，给乘员的振动感相对要小些，其中2、3阶振型如图5、6。

        4分析结果与实际情况对比分析
        模态分析结果显示，客车在激振频率为10.53H2和22.25Hz时将发生对乘坐振动感影响最为严重的整车共振现象。而在实际测试中，客车发动机转速为661.8r/min(怠速)和1320r/min(定置调整发动机转速)时，乘员感受到最为强烈的整车共振，此时对应的发动机转动频率分别为n.03Hz和22Hz。在发动机转速为661.sr/min的怠速状态下，可能是整车第1阶模态被发动机的1次(11.03Hz)激振力或力矩所激发从而引起整车共振，也可能是整车的第4阶模态由发动机的2次(22.o6HZ)激振力或力矩激发从而引起整车共振，或者是两者的组合。而在客车定置并将发动机转速调到1320r/min的状态下，整车共振可能是发动机l次(22Hz)激振力或力矩将整车第4阶模态激发出来导致的。因此可以判断，发动机工作时的振动将整车第l阶和第4阶模态激发出来，从而引起剧烈的整车共振。

        本客车采用的是4缸4冲程的发动机，该型发动机的主要振源有三类:(l)曲轴、飞轮旋转部件不平衡质量产生的离心力和力矩;(2)活塞及连杆做往复运动引入的惯性力;(3)由气体压力和往复惯性力产生的翻倒扭矩。从频率上看，第一类振源的激振频率为一次谐波的频率，即与转频相等，第二类和第三类振源主要在二次谐波上对发动机产生激振，激振频率为转频的2倍。从激振效果上看，旋转部件不平衡质量引人的离心力可使发动机产生横向和竖向振动，引人的惯性力矩可使发动机产生绕纵向的偏转振动;往复运动引人的惯性力可使发动机产生竖向的振动;翻倒扭矩使发动机产生绕纵向的偏转振动。察看这两阶模态的振型，第1阶模态为整车绕车架纵轴偏转，第4阶模态为整车绕车竖直方向中心轴弯曲，由此可以推断，第1阶模态只可能为发动机旋转件质量不平衡引入的惯性力矩所激发，而第4阶模态为发动机转件质量不平衡引入的惯性力所激发。

        经过CAE分析和与实际情况对比，可以断定，发动机曲轴、飞轮等旋转件不平衡质量引起的发动机振动是导致客车怠速时出现整车共振的原因。

        根据分析结果，对怠速时整车共振问题的治理提出如下建议:
        (l)改变客车怠速转速，将其提高到800r/min，使怠速时发动机的1次激振频率偏离整车结构1阶固有频率。
        (2)更换减振垫，提高减振垫的低频隔振效率，降低发动机1次激励对整车结构影响。

        5结语
        通过三维建模软件和有限元分析软件建立了整车结构的有限元模型，对整车进行了模态分析。模态分析结果与整车实际共振情况稳合，通过对计算结果的进一步分析，我们找出了发生整车共振的模态振型，进而对产生共振的原因进行了推断，为解决怠速时整车共振问题，提高乘坐舒适性提供了依据。

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