侯獻軍 莫麗蓉 劉志恩 楊良凱 王德宇

(現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室1) 武漢 430070) (汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心2) 武漢 430070) (武漢濱湖電子有限責任公司3) 武漢 430070)

基于頻響分析的某特種車輛結構優(yōu)化設計*

侯獻軍1,2)莫麗蓉1,2)劉志恩1,2)楊良凱1,2)王德宇3)

(現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室1)武漢 430070) (汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心2)武漢 430070) (武漢濱湖電子有限責任公司3)武漢 430070)

針對某特種車輛在共振頻率75，100，125，150 Hz下振動響應偏大的情況，采用Lanczos模態(tài)法對原始模型進行頻響分析.采取斷開式運輸?shù)妆P、電子艙底部加裝減振器，以及電子艙艙壁骨架結構設計等措施優(yōu)化其結構，對各測點加速度響應進行有效值譜換算，以評估其振動響應.優(yōu)化后的模型電子艙底板及各艙壁的振動均比原模型降低了約80%，同時滿足電子艙底板振動應小于0.2 m/s2的設計要求，提高了該車輛的舒適性.

特種車輛；頻響分析；優(yōu)化設計；有效值譜

0 引 言

特種車輛需具備高度的機動性、靈活性和輕便性，同時，對于車載設備的耐久性及乘員的舒適性正得到越來越多的關注，因此，對特種車輛振動問題進行研究具有十分重要的意義.

佘高翔[1]采用拓撲優(yōu)化方法對雷達車車架進行了輕量化設計研究，降低了雷達車整車質(zhì)量及制造成本，提高了雷達系統(tǒng)的機動性.侯健[2]通過對雷達車天線進行有限元建模，對天線各部分結構進行了剛度、強度，以及穩(wěn)定性分析.劉世品等[3]通過優(yōu)化減振器的結構和增加橡膠阻尼系數(shù)的方式，降低模型的共振頻率和陀螺組合的加速度共振峰值.張科進等[4]采用MSC.Nastran對某型客車進行頻響分析，提出了結構改進的具體措施，解決在高速巡航時的車身共振問題.趙登峰等[5]結合車身振動加速度測試數(shù)據(jù)并改進車身頂蓋結構，有效地解決了客車高速橫向振動問題.夏雪寶等[6]采用結構模態(tài)振型來定義結構的形狀優(yōu)化參數(shù)模型，以一組結構模態(tài)振型的疊加來重構結構表面形狀，以結構振動響應為目標函數(shù)，采用遺傳算法優(yōu)化配置各階模態(tài)振型的參與因子來優(yōu)化結構形狀，以達到降低結構振動響應水平的目的.Naveen[7]評定在MSC.Nastran中多材料系統(tǒng)兩種頻響分析方法的限制因素和能力，利用特定的實例證明損耗因子的使用情況，得出多材料系統(tǒng)的材料阻尼的影響正確模擬方法.Allemang等[8]通過使用雙輸入的方式對當前頻響函數(shù)的估計，提出了多輸入估計改進的測試程序的理論指導.Wang等[9]利用平面和空間結構模型，并結合經(jīng)典有限元分析案例，討論一種不需要計算模態(tài)特性而直接計算結構頻響函數(shù)的方式.上述研究主要針對乘用車及商用車的振動問題，但針對特種車輛的振動分析研究幾乎沒有.

文中基于Lanczos模態(tài)法進行頻響分析，對某特種車輛結構進行優(yōu)化，通過斷開式運輸?shù)妆P、電子艙底部加裝減振器以及艙壁骨架結構設計等優(yōu)化措施，降低該車輛電子艙的振動加速度，提高其舒適性.

1 整車模型的建立及驗證

1.1 有限元模型建立

該車為非承載式車身，其車架承載了電站艙、電子艙和駕駛艙.電站艙主要裝置柴油發(fā)電機組，電子艙裝置各種電子儀器設備及承載工作人員.兩艙體之間所有的板壁連接均采用鉚釘連接；艙體壁開口為艙門的安裝位置.艙壁的材料屬性是兩塊鋁板之間填充聚酯泡沫.該車采用的是邊梁式車架，由兩根縱梁及若干橫梁組成，呈梯形布置，梁之間通過焊接或鉚釘連接.在建立有限元模型時，對車架、運輸?shù)妆P等一系列薄壁結構采用殼單元進行模擬，采取焊接方式.模型的其它結構作了以下簡化：①電站艙中電機的工作平臺，采用長方體簡化代替；②駕駛艙重量約為1 t重，略去結構特點，采用集中質(zhì)量點的方式均布在車架上；③發(fā)電機組采取集中質(zhì)量的方式，通過RBE2單元與懸置的主動側(cè)相連，并通過六自由度的CBUSH單元連接懸置的被動側(cè)，被動側(cè)與發(fā)電機組基座相連；④車橋上的其他部件根據(jù)所提供的質(zhì)量以集中質(zhì)量點附加到對應的各個部位.

圖1為有限元離散模型，除了聚酯泡沫處采用六面體單元外，其他部分均采用殼單元.整車模型共有55萬個單元，其中3D單元約4萬個，節(jié)點共有54萬個.

圖1 有限元簡化模型

1.2 有限元模型驗證

選取發(fā)電機組基座與底板連接處的4個點作為特定參考點，見圖2，針對電站艙進行頻響分析得出其振動響應，并與實驗測得的參考點振動響應作對比，見表1，得出仿真值與實驗值之間的誤差在10%左右，驗證了有限元模型的準確性，可以用作后續(xù)分析.

圖2 特定參考點位置示意圖

參考點75Hz仿真值/(m·s-2)實驗值/(m·s-2)誤差/%100Hz仿真值/(m·s-2)實驗值/(m·s-2)誤差/%125Hz仿真值/(m·s-2)實驗值/(m·s-2)誤差/%150Hz仿真值/(m·s-2)實驗值/(m·s-2)誤差/%#10.370.41-9.80.330.36-8.30.550.517.80.660.75-12 #20.770.87-11.50.780.87-10.31.491.58-5.70.690.76-9.2#30.420.47-10.60.050.0500.300.2711.11.251.1310.6#40.320.2910.30.140.137.70.500.55-9.10.380.43-11.6

1.3 激勵載荷的施加

為了求解該車在特定頻率下的振動響應，對實驗數(shù)據(jù)進行分析，發(fā)現(xiàn)在75，100，125，150 Hz 4個頻率處，Z方向的加速度值最大，對車身振動影響較大.發(fā)動機是主要的激勵振源，故在發(fā)動機懸置的被動側(cè)處施加上述4個頻率下Z向激勵載荷.施加激勵的位置見圖3，施加的激勵大小見表2.

圖3 施加激勵位置示意圖

激勵點加速度值/(m·s-2)75Hz100Hz125Hz150Hz#50.9000.4301.5600.954#61.0600.9301.3700.670#70.1900.4101.1900.280#80.2200.1901.5501.020

2 頻響分析

2.1 頻響分析基本理論

頻響分析是計算在穩(wěn)態(tài)振動激勵作用下結構動力響應的1種方法，通常被用來理解1個承受受迫振動激勵系統(tǒng)的動態(tài)響應.在頻響分析中，激勵在頻域中被明確定義.頻響分析方法有2種類型：直接法和模態(tài)法.直接法是在物理空間中直接進行積分得到頻響函數(shù)；模態(tài)法是在模態(tài)空間中，通過將模態(tài)進行線性疊加得到頻響函數(shù).與直接法相比，模態(tài)頻響計算占用內(nèi)存較小，運算效率較高，得到的頻響曲線更加平滑、精確，在分析設置中，還可以考慮包含預應力的作用效果和振型阻尼的影響[10-13].

對于頻域中有限元離散系統(tǒng)，其運動的動態(tài)方程的一般形式為

(1)

式中：M為質(zhì)量矩陣；B為阻尼矩陣；K為N個自由度系統(tǒng)的剛度矩陣.在直接頻響分析中，式(1)以耦合的多自由度系統(tǒng)直接求解.然而在模態(tài)頻響分析中，式(1)被轉(zhuǎn)換為模態(tài)坐標，并以非耦合單自由度方程求解.

(2)

式中：mi為模態(tài)質(zhì)量；bi為模態(tài)阻尼；ki為轉(zhuǎn)化了的單自由度模態(tài)剛度.

由于式(2)的固有非耦合系統(tǒng)，模態(tài)頻響分析方法僅可用于沒有阻尼或只存在模態(tài)阻尼系統(tǒng)中.本文采用模態(tài)法進行頻響分析.

2.2 頻響分析結果

頻響分析的目的是為了提高電子艙內(nèi)乘員的舒適性以及艙內(nèi)電子設備的耐久性，計算電子艙底板及艙壁在75，100，125，150 Hz頻率下的加速度響應值，評估該車的舒適性.

選擇電子艙底板9個點，前壁、左壁、后壁各由于計算時施加的激勵為實驗測得的數(shù)據(jù)，是通過有效值(RMS)譜換算出來的，所以電子艙相應點計算得到的振動也應該通過有效值譜進行換算，故在評估振動加速度時，采用式(3)進行換算.

3個點，以及右壁艙門附近2個點，共20個輸出點作為分析的加速度輸出點，見圖4.

圖4 電子艙各加速度輸出點位置示意圖

(3)

按照前文所述，施加激勵得到各輸出點的振動加速度值見表3.

表3 各輸出點的加速度響應值

根據(jù)式(3)對各輸出點的加速度進行處理，得到底板、前壁、后壁、左壁以及右壁的加速度值分別為0.421，0.242，0.271，0.367，0.411 m/s2，這些值均大于設計要求的0.2 m/s2，難以滿足人體舒適性的要求，故需對該車的結構進行優(yōu)化以降低其振動響應.

3 結構優(yōu)化

3.1 運輸?shù)妆P

電子艙底板的振動加速度值為0.421 m/s2，認為是柴油發(fā)電機組的振動通過整體式底盤直接傳至電子艙，現(xiàn)考慮改變振動傳遞路徑，故采用斷開式底盤，同時保留原模型的加強筋和三角板及連接方式.將電站艙和電子艙中間處斷開10 cm，同時將橫向加強筋分別向斷面處平移靠攏，增強斷面處強度.激勵源、接觸面材質(zhì)、質(zhì)量分布以及其他連接方式等均不做改變.優(yōu)化后的底盤見圖5.

圖5 優(yōu)化前后底盤示意圖

3.2 電子艙底部

原方案電子艙與底盤之間為剛性連接，為降低從底盤傳至電子艙的振動能量，選擇在電子艙底部加裝4個減振器來減弱傳遞的能量.隔振元件的布置要考慮電子艙4個底腳的限位鎖，同時又不能放置在較為薄弱的位置.選擇放置4個隔振元件，位置為電子艙底板滑撬兩端，艙壁底沿處.減振器的安裝位置見圖6.

圖6 減振器位置示意圖

3.3 電子艙艙壁

原始電子艙艙壁為上下鋁板中間聚酯泡沫的夾層結構，剛度不夠，在泡沫層加入鋁型材料的骨架結構，增大電子艙整體的剛度.優(yōu)化后電子艙艙壁骨架結構見圖7.

圖7 優(yōu)化后電子艙結構圖

3.4 頻響分析及結果

根據(jù)優(yōu)化后的整車模型重新進行頻響分析，得到底板、前壁、后壁、左壁及右壁的加速度值分別0.123，0.054，0.044，0.080，0.098 m/s2，和原方案相比均有明顯下降，優(yōu)化后的加速度響應值均小于0.2 m/s2，滿足設計要求.具體結果對比見表4.

表4 電子艙各艙壁的加速度響應值

4 結 論

1) 建立某特種車輛的整車有限元模型，通過有限元模型與實驗數(shù)據(jù)對標，確認了仿真模型的可靠性.

2) 原始模型在各輸出點的振動響應大于0.2 m/s2，不能滿足人體舒適性要求.采取斷開式運輸?shù)妆P、電子艙底部加裝減振器以及電子艙艙壁骨架結構設計等優(yōu)化措施，改善了電子艙各艙壁以及底板的振動響應.

3) 優(yōu)化后的模型電子艙各艙壁上的振動均比原模型降低了約80%，同時滿足了振動響應小于0.2 m/s2的設計要求，提高了該車輛的舒適性.

[1]佘高翔.基于拓撲優(yōu)化和高強鋼應用的雷達車車架輕量化設計研究[D].武漢：武漢理工大學，2010.

[2]侯健.有限元建模技術研究及雷達車天線結構有限元分析[D].西安：西安電子科技大學，2010.

[3]劉世品,曾祥國,黃光速,等.有限元頻響分析在減振器設計中的應用[J].華中科技大學學報(城市科學版),2008(3):203-206.

[4]張科進,管義群.基于頻響分析的客車骨架動態(tài)特性研究[J].客車技術與研究,2009(6):8-10,15.

[5]趙登峰,魏建華,馬元波.大客車車身橫向振動控制研究[J].客車技術與研究,2009(3):12-13.

[6]夏雪寶,向陽,吳紹維.基于模態(tài)振型疊加的結構振動形狀優(yōu)化研究[J].武漢理工大學學報(交通科學與工程版),2014，38(5):1079-1082.

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[12]田靜.乘用車排氣系統(tǒng)懸掛位置設計及隔振控制研究[D].武漢：武漢理工大學,2011.

[13]張萍.排氣系統(tǒng)NVH性能的分析與改進[D].長沙：湖南大學,2012.

Structure Optimization Design of Special Vehicle Based on Frequency Response Analysis

HOU Xianjun1,2)MO Lirong1,2)LIU Zhi’en1,2)YANG Liangkai1,2)WANG Deyu3)

(HubeiKeyLaboratoryofAdvancedTechnologyforAutomotiveComponents,Wuhan430070,China)1)(HubeiCollaborativeInnovationCenterforAutomotiveComponentsTechnology,Wuhan430070,China)2)(WuhanBinhuElectronicLimitedLiabilityCompany,Wuhan430070,China)3)

According to the problem that the vibration responses of special vehicle are a little larger under the resonance frequency of 75, 100, 125 and 150 Hz, the Lanczos modal method is used to analyze the frequency response of the original model. Measures that using breakaway chassis, adding vibration isolators on the bottom of electronic cabin and adding aluminum frame in the electronic cabin are taken to optimize the special vehicle structure, RMS spectrum conversion of acceleration response at each measuring point is used to evaluate the vibration response. The vibration of the bottom of electronic cabin and other cabin wall decrease almost 80% after optimization, and the design requirement that the acceleration of the electronic cabin bottom should be less than 0.2 m/s2is satisfied. Besides, the comfort of the vehicle has been improved.

special vehicle; frequency response analysis; optimization design; RMS

2016-11-16

*國家自然科學基金項目資助(51575410)

U461.4

10.3963/j.issn.2095-3844.2017.01.009

侯獻軍(1973—)：男，博士，教授，主要研究領域為汽車及發(fā)動機CAD/CAE，發(fā)動機排放控制及電控技術