孫靜霞，馮益增，王永莉

（山東交通職業(yè)學(xué)院車輛工程系，山東 濰坊 261206）

1 引言

車體動(dòng)態(tài)振動(dòng)特性是設(shè)計(jì)過(guò)程中必須重點(diǎn)關(guān)注的性能，以防止在使用過(guò)程中由于固有頻率與激勵(lì)頻率相等或接近，造成整車NVH性能較差[1]。鉸接式車體分為前后車體，此類車體的動(dòng)態(tài)特性比剛性車體復(fù)雜，同時(shí)工作環(huán)境中路面激勵(lì)也較為復(fù)雜，對(duì)此類車體設(shè)計(jì)進(jìn)行評(píng)價(jià)，為實(shí)際應(yīng)用提供參考，具有重要意義。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了一定研究：文獻(xiàn)[2]基于Nastran 對(duì)某款履帶式車架進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，獲得車架在隨機(jī)載荷作用下的瞬態(tài)響應(yīng)；文獻(xiàn)[3]通過(guò)頻率響應(yīng)分析獲得車架在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的頻率響應(yīng)特性；文獻(xiàn)[4]建立車架的剛-彈性耦合力學(xué)模型，分析路面工況作用下，車架關(guān)鍵部位的動(dòng)態(tài)應(yīng)力；文獻(xiàn)[5]以車架縱橫截面尺寸作為設(shè)計(jì)變量，以車架的總質(zhì)量為目標(biāo)函數(shù)，運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。

針對(duì)整車在正常行駛工況下的受力情況進(jìn)行分析，獲取車體結(jié)構(gòu)振動(dòng)基本方程；基于有限單元法建立車架有限元分析模型，分別獲得前車體、后車體的前八階固有頻率和振型；分析路面激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)對(duì)車體動(dòng)態(tài)特性的影響，對(duì)車體的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行評(píng)價(jià)；基于車體激勵(lì)試驗(yàn)臺(tái)，分析路面激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)等對(duì)車體振動(dòng)的影響，以檢驗(yàn)設(shè)計(jì)的可靠性。

2 車架結(jié)構(gòu)模態(tài)分析

2.1 車架結(jié)構(gòu)及受力

在正常運(yùn)行工況下，沿水平面等速運(yùn)行，鏟斗插入料堆。鏟斗對(duì)稱水平受力，工作裝置液壓缸閉鎖[6]。其受力圖，如圖1所示。

圖1 車架結(jié)構(gòu)受力Fig.1 Frame Structure Stress

2.2 車體結(jié)構(gòu)振動(dòng)基本方程

車體結(jié)構(gòu)是一個(gè)多自由度彈性結(jié)構(gòu)，該車體已經(jīng)按某種方式離散化了，離散后車架是一個(gè)n自由度的系統(tǒng)[7]，則車體的動(dòng)力學(xué)方程如下：

2.3 車架有限元模型

在Soliworks建立前后車體的三維模型，前后車架的網(wǎng)格總體劃分方法與工作機(jī)構(gòu)的網(wǎng)格劃分方法相同，在對(duì)前車架劃分網(wǎng)格時(shí)，對(duì)前車架的所有鉸接孔處的網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化[8]。對(duì)后車架劃分網(wǎng)格時(shí)，除了對(duì)鉸接孔網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化外，對(duì)擺動(dòng)架與后車架的連接處、發(fā)動(dòng)機(jī)的安裝位置，液壓油箱的安裝位置、柴油箱的安裝位置和駕駛室的安裝位置進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。因?yàn)檫@些部位都是添加力的位置，通過(guò)細(xì)化網(wǎng)格，以期能得到更加精確的結(jié)果[9]。前車架和后車架的有限元模型，如圖2所示。

圖2 車體模型Fig.2 Frame Model

在正常作業(yè)過(guò)程中，車架的邊界約束模型，如圖3所示。

圖3 邊界條件模型Fig.3 Boundary Condition Model

前、后輪約束X、Y和Z三個(gè)方向的位移。

在特殊工況下，如前輪離地的牽引工況，就釋放前輪約束，就只約束后輪的X、Y和Z三個(gè)方向的位移；相反，在后輪離地的牽引工況下，釋放后輪的約束，約束前輪X、Y和Z三個(gè)方向的位移[10]。

2.4 模態(tài)分析

根據(jù)有限元模型對(duì)鉸接車前車體進(jìn)行模態(tài)分析，提取前車體的前8階模態(tài)，如表1所示。

表1 前車體固有頻率和模態(tài)Tab.1 The Natural Frequency and Mode of the Front Body

可以看出，前車體固有振型主要是1個(gè)或幾個(gè)部分振動(dòng)為主的局部振動(dòng)。

前頻率分布在（30～66）Hz范圍內(nèi)，各階振型：

第1階，最大振幅出現(xiàn)在前車體的左右車輪的擋泥板下端的外側(cè)；

第2階模態(tài)，振型特征為整體1階彎扭振型，最大振幅出現(xiàn)在前車體的左右車輪的擋泥板下端的外側(cè)；

第3階模態(tài)，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板上的1階扭轉(zhuǎn)的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在右側(cè)擋泥板下端的外側(cè)；

第4 階模態(tài)，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板上的1 階扭轉(zhuǎn)的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在左側(cè)擋泥板下端的外側(cè)；

第5階模態(tài)，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處與左側(cè)板的1階彎曲的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在左側(cè)擋泥板上端的外側(cè)；

第6階模態(tài)，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處與右側(cè)板的1階彎曲的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在右側(cè)擋泥板上端的外側(cè)；

第7階模態(tài)，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處的1階彎曲和右側(cè)板的1階扭轉(zhuǎn)的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在右側(cè)板的上部；

第8階模態(tài)，振型特征為前車體的左右車輪的擋泥板處的1階彎曲和左側(cè)板的1階扭轉(zhuǎn)的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在左側(cè)板的上部。

后車體前8階模態(tài)，如表2所示。

表2 后車體階固有特性Tab.2 Intrinsic Characteristics of the Rear Car Body

后車體前八階頻率分布在（14～51）Hz，各階振型特點(diǎn)分析如下：

第1階，振型特征為后車體前部（靠近鉸接處的部位）不動(dòng)，后半部分的1 階彎曲的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在后車體的尾部；

第2階，振型特征為1階彎扭組合的整體振型，最大振幅出現(xiàn)在后車體的尾部的左側(cè)；

第3階，振型特征為1階彎扭組合的整體振型，最大振幅出現(xiàn)在后車體前部（靠近鉸接處的部位）的右側(cè)；

第4階，振型特征為后車體的前部不動(dòng)，后半部分整體的1階扭轉(zhuǎn)的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在后車體右側(cè)車輪擋泥板上部；

第5 階模態(tài)，振型特征為后車體左側(cè)車輪擋泥板的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在左側(cè)車輪擋泥板上部的外側(cè)；

第6 階模態(tài)，振型特征為后車體右側(cè)車輪擋泥板的局部振型，最大振幅出現(xiàn)在右側(cè)車輪擋泥板上部的外側(cè)；

第7階模態(tài)，振型特征為后車體的后部不動(dòng)，前半部分整體的1階彎扭組合的局部振型，最大振幅出現(xiàn)與駕駛室相對(duì)稱的部位的底板的外側(cè)邊緣；

第8階模態(tài)，振型特征后車體的前端和后端都不動(dòng)，中間部位的1階彎扭組合的局部振型，最大振幅出現(xiàn)左側(cè)擋泥板上部的外側(cè)。

3 車體結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)性能評(píng)價(jià)

利用模態(tài)分析的方法對(duì)車體結(jié)構(gòu)進(jìn)行故障診斷，可以發(fā)現(xiàn)車體結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性存在的缺陷。

3.1 路面激勵(lì)

在行駛過(guò)程中，車體會(huì)受到由于路面的不平度引起的路面激勵(lì)，共振車速為：

式中：Lω—路面不平度波長(zhǎng)；f—路面激振輸入的時(shí)間頻率。

3.2 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)

式中：n—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；Z—缸數(shù)；τ—沖程數(shù)。

根據(jù)上式，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速800rpm 時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速激勵(lì)頻率f為40Hz。發(fā)動(dòng)機(jī)的常用轉(zhuǎn)速為（1400～2200）rpm，相應(yīng)的激勵(lì)頻率f為（70～110）Hz。

3.3 動(dòng)態(tài)特性評(píng)價(jià)

所分析車輛空載的最大速度為20km/h，行駛路面一般為未鋪裝路面，在這里取Lω為0.77，得f為7.2Hz；滿載時(shí)常用車速一般為（0～10）km/h，此時(shí)取Lω為0.32，故f為（0～8.7）Hz。前車體的一階頻率為30.85Hz，后車體的一階頻率為14.15Hz，高于路面對(duì)鏟運(yùn)機(jī)的激勵(lì)頻率范圍。故可以得出結(jié)論：由于路面不平引起的激振并不能和車體結(jié)構(gòu)引起共振。

前車體的（1～4）階固有頻率低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的頻率，（5～8）階高于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速時(shí)的頻率（40Hz），不會(huì)引起共振。后車體的（1～5）階頻率低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的頻率，后車體的第6階頻率（40.023Hz）非常接近發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的頻率，從振型上看，后車體的第6階的振型特征為后車體右側(cè)車輪擋泥板的局部振型，在發(fā)動(dòng)機(jī)附近沒(méi)有振動(dòng)頻率。后車體上的7、8階高于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，不會(huì)引起共振。

4 試驗(yàn)測(cè)試

利用整車試驗(yàn)臺(tái)架，屬于路面激勵(lì)功率譜，獲取車架質(zhì)心位置垂直方向的振動(dòng)譜，試驗(yàn)臺(tái)架，如圖4（a）所示。輸入功率譜，如圖4（b）所示。

圖4 試驗(yàn)臺(tái)架及激勵(lì)Fig.4 Test Bench and Incentive

測(cè)試結(jié)果，如圖5所示。

圖5 質(zhì)心位置振動(dòng)變化曲線Fig.5 Vertical Vibration Curve of the Centroid Position

圖中可以看出，質(zhì)心位置振動(dòng)變化在三種作用形式下均未出現(xiàn)明顯的激振情況。

在激勵(lì)作用下，振動(dòng)幅度較輸入激勵(lì)略低，主要由于車輛減震器的作用，吸收了部分激勵(lì)。

對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)在正常工作時(shí)所產(chǎn)生的激勵(lì)，由于它的激勵(lì)范圍較寬，而且還隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化在此頻率范圍內(nèi)不停地變動(dòng)，因此很難講它是否會(huì)與車架發(fā)生共振。

而且即使發(fā)生共振也屬于高頻振動(dòng)，而高頻振動(dòng)對(duì)車架結(jié)構(gòu)疲勞破壞的影響是有限的，因?yàn)樵趯?shí)際結(jié)構(gòu)中，各個(gè)模態(tài)對(duì)響應(yīng)的貢獻(xiàn)是不同的，通常是低階模態(tài)貢獻(xiàn)大，而高階模態(tài)貢獻(xiàn)小，可以忽略不計(jì)，因此可以不必給予過(guò)多關(guān)注。

5 結(jié)論

（1）前車體固有振型主要是1個(gè)或幾個(gè)部分振動(dòng)為主的局部振動(dòng)；前車體的前八階固有頻率分布在（30～66）Hz；后車體的前八階固有頻率分布在（14～51）Hz；

（2）前車體的一階頻率為30.85Hz，后車體的一階頻率為14.15Hz，高于路面的激勵(lì)頻率范圍；

前車體的（1～4）階固有頻率低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的頻率，（5～8）階高于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速時(shí)的頻率（40Hz），不會(huì)引起共振；后車體的（1～5）階頻率低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的頻率，后車體的第6階頻率（40.023Hz）非常接近發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的頻率，從振型上看，后車體的第6階的振型特征為后車體右側(cè)車輪擋泥板的局部振型，在發(fā)動(dòng)機(jī)附近沒(méi)有振動(dòng)頻率；后車體上的7、8階高于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速時(shí)的頻率，不會(huì)引起共振；

（3）試驗(yàn)表明，質(zhì)心位置振動(dòng)變化在三種作用形式下均未出現(xiàn)明顯的激振情況。在激勵(lì)作用下，振動(dòng)幅度較輸入激勵(lì)略低，主要由于車輛減震器的作用，吸收了部分激勵(lì)。表明設(shè)計(jì)是合理，分析過(guò)程可以作為此類研究的參考。