某重型载重车辆振动分析和控制_李顶根

某重型载重车辆振动分析和控制X

李顶根 何保华

(华中科技大学能源与动力工程学院　武汉,430074) (华中科技大学水电与数字工程学院　武汉,430074)

摘要　为了有效消除某重型载重车的驾驶室水平晃动,对车架和驾驶室悬置进行了综合有限元模态分析,分析了载重车驾驶室和车架的前6阶固有频率及模态振型特征。结合试验测试的路面激振信号分析,对车架有限元模型进行了动力优化。实际结果表明,驾驶室侧向弯曲模态固有频率与路面随机激励频率错开3～4Hz后,减小了驾驶室的横向振动,改善了该型载重车的平顺性。

关键词　重型载重车　横向振动　模态分析　动力优化

中图分类号　U467

引　言

汽车的振动和噪声严重影响汽车的操纵稳定性和乘坐舒适性。某重型载重车在水泥路面行驶时,其驾驶室在水平面内的筛状晃动比较严重。以前的研究表明,汽车行驶时,当动载荷很大以及有路面随机振动载荷作用时,就有可能导致车架产生共振和动态失效[1-2]。由于该类载重车为自卸式载货车,因此分析其车架和驾驶室的综合动态特性,并对车架进行动力优化,以控制其驾驶室的横向振动现象。

1　计算模型的建立

该载重车的车架为复合式结构,分为主、副车架。主车架由左右纵梁和6根横梁组成,全长5.684 m,最大宽度2.01m,轴距3.5m。由于整个汽车车架的结构复杂,在不影响车架动力学特性的前提下,建立模型时根据具体结构情况进行了以下的简化[3]:

(1)略去纵横梁上承受载荷比较小、对结构变形影响很小的部件;

(2)将一些节点的自由度进行耦合,如将纵、横梁支座与大量的螺栓连接处的自由度进行耦合;

(3)省去纵横梁上的一些无关紧要的装配孔;

(4)把发动机、变速箱、车箱等部件总成简化为其支点上的集中载荷;

(5)不考虑铆钉的预应力及焊接应力等。

与车架相连的悬架系统采用弹性边界单元模拟,边界单元刚度选用钢板弹簧悬架系统的刚度,采用四边形壳单元为基本单元进行有限元网格划分,共计50312个节点和43318个有限单元。

根据自卸式重型载重车的结构,考虑驾驶室悬置及车架的综合模态分析。采用四边形壳单元为基本单元进行有限元网格划分,局部采用六面体单元。共计83962个节点和74304个有限单元,若干质量单元、弹簧单元和连接单元。

2　驾驶室悬置和车架的综合结构模态分析

根据模态分析理论,一般的工程结构只需计算前几阶较低的固有频率和振型,因为低阶振动对结构的动力影响最大。本文结合车架的实际结构及载荷工况,运用大型有限元分析软件ANSYS模态分析中的Lanczos分析方法[4-6],将计算分析车架结构的前6阶模态。采用Lanczos算法,使用稀疏矩阵来求解广义特征值,即通过一组向量来实现Lanczo s 递归。此法精确且速度快,在工程中常用来提取模型具有对称特征值的多阶模态,而且其在有限元模型中允许有质量较差的实体与板壳单元,但其不足之处是需要较多的内存空间。

车架的弯曲及扭转振动是其结构动态特性的主要表现形式。考虑到载货汽车的运行速度与路面条件,选取0～100Hz作为其计算频段。前6阶模态分析的频率及振型特征如表1和图1～图3所示。

表1　车架和驾驶室悬置的综合模态计算值

序号f/Hz振型

1 9.68扭转模态

215.03纵向弯曲模态

321.40侧向弯曲模态

424.80纵弯局部模态

526.32扭转局部模态

629.60侧弯局部模态

第28卷第2期2008年6月

振动、测试与诊断

Jo urnal o f Vibration,M easurement&Diag nosis

V ol.28N o.2　

Jun.2008　

X收稿日期:2007-11-30;修改稿收到日期:2008-01-24。

图1　扭转模态(9.68Hz

)

图2　纵向弯曲模态(15.03

Hz)

图3　侧向弯曲模态(21.40Hz )

从图中可以看出,第1阶模态是9.68Hz,主要

表现为在垂直平面内的扭转,车架的后端振幅比较大。第2阶模态为15.03Hz,表现为悬置驾驶室的纵向弯曲,最大变形量在驾驶室上方。第3阶模态为21.40Hz,表现为悬置驾驶室和车架在水平面内的侧向弯曲,最大变形量在驾驶室安装点位置。因此,如果激励频率等于这个频率时,车架就会受到很严重的扭曲,驾驶员就会感到水平晃动,这是需要避免的。后面3阶模态均为局部变形模态。

3　载重车驾驶室横向振动的控制

对试验载重车在郊区公路和高速公路进行振动测试。试验时车辆以不同速度(35km /h,45km/h,55km /h ,65km /h 等)通过匀速减速块以获取脉冲激励,减速块高度约30mm 。分别考虑车辆处于空载和满载状态,测出试验载重车驾驶室底板上、驾驶室内侧左右向、右前车架下端、驾驶室内侧前后向的振动加速度,同时对其进行FFT 变换得到功率谱密度曲线。把测得的加速度信号及其功率谱密度与所建

模型的模拟结果进行了对比,验证了所建模型的正确性。通过对试验结果的分析可以知道,该类载重车

在高环路面上行驶时,路面的激励频率范围如表2所示。

表2　汽车所受路面的激励频率范围位　置激励频率值/Hz 驾驶室内侧前后向3, 4.5,5, 5.2,19.5右前车架下端3,4, 4.5, 6.2,19.5驾驶室内侧左右向

5, 5.5, 6.2,19.5驾驶室地板

3.5,4,

4.5, 6.2,19.5

由于驾驶室的振动现象主要表现为水平面内的筛状晃动,由试验测试结果可知路面对载重车驾驶室在水平面内的激振频率主要在5, 5.5, 6.2,19.5Hz 这4个频率段。根据前面载重车模态分析可知,第3阶模态(侧向弯曲模态)的频率值为21.4Hz,与路面的水平面内的激励频率19.5Hz 很接近。当车行驶路面的水平激励频率接近21.4Hz 时,将会由于共振而导致驾驶室水平面内的左右振动,表现为驾驶室的筛状晃动现象。通过对结构进行局部调整,使得驾驶室/车架的侧向弯曲频率值提高,与路面水平面产生的激励频率错开3～4Hz ,从而改善了载重车驾驶室的水平晃动现象。

驾驶室及车架振动改进有如下两种方案:

(1)将载重车的副车架与主车架的前后两端分别连接在一起,即在左右侧的前后位置分别安装4个连接支座,用螺栓固定连接,具体位置如图4所示。图中所示位置可根据实际结构布置情况,新增加的连接支座尽量向两端布置。

图4　车架及驾驶室横向振动控制方案一

(2)将载重车的副车架增加4根斜撑杆,具体位置如图5所示。

图5　车架及驾驶室横向振动控制方案二

173　第2期李顶根等:某重型载重车辆振动分析和控制