曹鑫云，譚繼錦，程霄霄

（合肥工業(yè)大學(xué) 機械與汽車學(xué)院，合肥 230009）

客車在怠速或行駛時因路面不平、車輪、發(fā)動機以及傳動系統(tǒng)的不平衡等外部和內(nèi)部的激振作用，容易產(chǎn)生整車和局部的強烈振動[1]。車輛行駛中的異常振動不僅會惡化車輛的運行環(huán)境,對駕駛員和乘客的情緒、精神和生理上造成極大危害,還會影響車輛零部件的可靠性和車輛的使用壽命,使汽車行駛的平順性變差[2]。針對該客車的實際異常振動情況作相關(guān)的試驗分析與計算，找出車架異常振動的激振源及其傳遞路徑，文章最后針對激勵的來源提出改進的建議來影響車架以及客車整體的振動情況。

1 車架模態(tài)與頻響分析

客車車架是其整車受力的主要部件，起到承載及安裝總成的作用[3]。所以車架必須有足夠的靜強度和剛度來達到其工作中的疲勞壽命、裝配以及使用要求，同時車架是與發(fā)動機、傳動軸、車輪等汽車主要激勵源直接相連接的，很容易受到其激勵的影響。所以車架不僅要滿足一定的剛度與強度，還應(yīng)該有良好動態(tài)特性能夠控制汽車的振動與噪聲的影響，以避免外界激勵源產(chǎn)生激勵引起車架共振，影響客車的平順性。下面就通過對該客車車架進行模態(tài)分析與頻響分析，了解其振動特性。

1.1 車架模態(tài)分析

在Hyper mesh軟件中，對車架進行有限元建模并采用OptiStruct求解器計算其在自由邊界條件下的模態(tài)和振型，提取了前十階模態(tài)，并將前十階車架的模態(tài)頻率值及振型記錄如表1所示。

表1 車架模態(tài)參數(shù)

車架有限元模態(tài)分析所得出的部分模態(tài)振型圖如圖1～圖4所示。

1.2 車架頻率響應(yīng)分析

頻率響應(yīng)即是系統(tǒng)對正弦輸入的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)[4]。頻響分析是計算結(jié)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)的簡諧激勵下的輸出響應(yīng)，通過在一些頻率點的虛擬激勵獲得結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)。下面通過對車架的頻率響應(yīng)分析，得出車架在垂直方向激勵下響應(yīng)點的頻響曲線，結(jié)合模態(tài)分析結(jié)果可以更深入的了解客車車架的動態(tài)特性[5]。針對本文研究對象為某客車車架，采用模態(tài)法對車架進行頻響分析。在該分析中設(shè)定頻率響應(yīng)范圍為0～50 Hz，載荷步為1,阻尼系數(shù)設(shè)定為0.05，根據(jù)車架的實際情況進行約束，并在車架與懸架連接的四個位置施加頻率可變的單位載荷，頻率變化范圍為0～50 Hz。在車架前端、車架后端、車架中前段、車架中后段，取四個不同的頻響點，具體示圖如圖5所示。

由頻率響應(yīng)分析得出響應(yīng)曲線圖如圖6～圖9所示。

由以上響應(yīng)曲線可看出，各響應(yīng)點在激勵頻率為11 Hz,15 Hz左右時振動的位移幅值達到最大且其中Z方向更為明顯，與模態(tài)分析計算得出的車架前兩階固有頻率11.39 Hz、15.25 Hz基本相同，所以當外界激勵頻率與車架固有頻率重疊時就會引起車架的共振。

2 異常振動試驗分析方法

車輛在沒有零部件失效的情況下，行駛產(chǎn)生異常振動的激勵源主要有路面、發(fā)動機、動力傳動系統(tǒng)以及車輪等。為解決汽車異常振動問題，需要通過一定的診斷流程與分析方法找出引起共振的激振源，了解振動的傳遞路徑。建立異常振動試驗分析流程如圖10所示。

并將這些振源以及引起的振動現(xiàn)象作對比如表2所示。參照列出的振動原因與現(xiàn)象，結(jié)合客車實際振動情況以及道路測試試驗判斷引起振動的原因。

表2 車輛振源分析

根據(jù)客車的實際行駛情況，是在70 km/h車速下產(chǎn)生的低頻振動，而且與擋位的選擇無關(guān)，所以可以判斷異常振動與發(fā)動機和傳動系沒有關(guān)系。又因為振動是發(fā)生在良好的路面上，持續(xù)而且有規(guī)律性，根據(jù)以上試驗流程以及各振源引起的振動現(xiàn)象，可以初步推斷車輪是引起車架異常振動的振源。

表3 車輪在各車速下激振頻率

該客車輪胎規(guī)格7.00R16-12PRLT，計算得出在各車速下車輪的激勵頻率如表3所示。

3 振動測試分析

3.1 道路測試試驗

在道路測試試驗中，為了確定振源和振動傳遞路徑，按照可能會產(chǎn)生激勵的部位及駕駛室與車架連接位置布置測點[6]，并以4擋 40～75 km/h（1400～2600 r/min）、5 擋 60～100 km/h(1500～2500 r/min)多工況下在平坦路面上進行測試。部分傳感器布置如圖1所示。

由道路試驗測得的數(shù)據(jù)在信號采集分析軟件中處理并截取相關(guān)測點的自功率譜圖。由于該客車在實際行駛中車速在70 km/h左右時出現(xiàn)異常振動，所以分別取四擋、五擋車速為70 Km/h工況下，車架上的測點自功率譜圖作分析，如圖12、圖13所示。

3.2 異常振動分析

從各測點的自功率譜圖可知，在車速70 km/h下測點在四擋 、五擋的峰值頻率為15.25 Hz、15.5 Hz左右。當車速為70 km/h時，車輪激振頻率為15.48 Hz，與道路試驗測得數(shù)據(jù)中70km/h兩種工況下的測點峰值頻率15.25 Hz、15.5 Hz非常接近。而且在車架的有限元模態(tài)分析中，車架的一階彎曲頻率為15.25 Hz與車輪激勵頻率15.48 Hz重疊。由頻響分析結(jié)果可知，當車輪的激勵頻率與車架固有頻率相近時就會引起車架的共振。所以根據(jù)異常振動試驗分析流程及方法初步判斷的原因并結(jié)合道路測試試驗結(jié)果與模態(tài)試驗分析結(jié)果，可知車架的異常振動是由于在該車速下的車輪不均勻性產(chǎn)生的激勵頻率與車架的固有頻率相接近而引起車架的共振，進而使客車在行駛過程中產(chǎn)生了異常振動。

為消除或減弱車架的異常振動，主要考慮避免車架固有頻率與該客車工作時各種激勵頻率的重疊，本文主要考慮應(yīng)使車架固有頻率避開輪胎激勵頻率。一方面可以通過加強車架結(jié)構(gòu)剛度來提高車架的固有頻率，可以采用加橫梁或改變車架連接方式也可以選擇車架橫梁、縱的封閉形式等；另一方面可以控制車輪的不均勻性，包括輪胎幾何尺寸不均勻性、質(zhì)量不均勻性、剛度不均勻性。

4 總結(jié)

本文是以某客車車架為研究對象，通過對車架進行模態(tài)分析、頻響分析，了解車架的振動特性；根據(jù)建立的汽車異常振動試驗分析方法與流程初步判斷了異常振動的原因；最后結(jié)合道路測試試驗結(jié)果找出了客車在70 km/h車速下產(chǎn)生車架異常振動的振源。并為了消除或減小車架的異常振動，提出了改進建議。

[1]劉青云.自卸汽車異常振動研究［M］.青島:青島大學(xué)，2006.

[2]嚴世榕.影響汽車振動特性的幾個參數(shù)研究[J].機械強度，2006（28）：22-25

[3]靳宵雄，張立軍，江浩，等.汽車振動分析［M］.上海:同濟大學(xué)出版社，2002.

[4]陳德玲.YBL6100C43aH客車車架有限元分析與試驗研究[D].南京：南京理工大學(xué)碩士學(xué)位論文，2003.

[5]李源源.基于頻率響應(yīng)分析的車架疲勞壽命預(yù)測研究[D].合肥工業(yè)大學(xué)，2011.

[6]傅春宏，章適.基于特定車速下的卡車駕駛室振動原因分析［J］.汽車科技,2010,2:8-11