（光学工程专业论文）某中型卡车振动问题的研究与系统解决.pdf

某中型卡车振动问题的研究与系统解决 摘要 过去消费者对载重汽车的n v h 特性关注程度不高，但是随着整个行业技 术水平的提升，载重汽车的舒适性也逐渐成为市场差异化竞争的一个重要方面。 某车型市场反馈发现出现如下情况：在特定车速时驾驶室出现异常振动，如果 该车速范围落在用户常用车速范围内，将严重恶化乘员的乘坐舒适性。 本文从可能引起驾驶室异常振动的各方面入手，进行了大量的实验，在试 验结果分析的基础上，利用有限元软件h y p e r m e s h 建立了简化的整车模型，并 利用求解器o p t i s t r u c t 对驾驶室、车架以及整车进行了自由模态的计算，获得 了驾驶室、车架以及整车自由状态下的固有频率，对其振动特性进行了分析。 在模态计算结果与试验结果的对比下，确定了产生异常振动的原因。 最后，利用驾驶室结构件厚度对低阶模态频率的影响，通过对主要关注部 件的灵敏度分析，找出了对低阶频率贡献较大的部件，进行尺寸优化分析。最 终达到提高整车的低阶频率的目的，避免了异常振动的产生。该课题通过试验 与数字化建模相结合，探索了在特定车速下发生异常振动的原因，为同类车型 的振动原因分析提供了一定的借鉴意义。 关键词：卡车振动；实验分析；有限元建模；模态分析；优化设计 s t u d yo n v i b r a t i o np r o b l e ma n ds o l u t i o no ft r u c k a b s t r a c t c o n s u m e rh a sl o wd e g r e ec o n c e r n e da b o u tn v h p e r f o r m a n c eo ft r u c ki nt h e p a s t w i t hi n c r e a s i n gt e c h n o l o g i c a l ，t h ec o m f o r to ft r u c ki sb e c o m i n gam a j o r a s p e c to fd i f f e r e n c ec o m p e t i t i o n t h ea b n o r m a lv i b r a t i o no fat r u c kc a ba p p e a r e di n s p e c i f i cs p e e di nu s i n gp r o c e s sb a s e do nt h em a r k e tf e e d b a c k i ft h es p e c i f i cs p e e d i nt h ec o m m o ns c o p e ，c o m f o r to fc r e ww i l lb es e r i o u s l yd e t e r i o r a t e d 。 t h ep a p e rf o c u s e so nf a c t o r sc a u s i n ga b n o r m a lv i b r a t i o no fc a bt h r o u g hm a n y e x p e r i m e n t s af i n ef e mm o d e lo ft r u c kw a se s t a b l i s h e db yu s i n gh y p e r m e s h t h e m o d a lo fc a b ，l a m ea n dt r u c kw i l lb ea n a l y s i sb yu s i n go p t i s t u c t n a t u r a l f r e q u e n c i e so ft h ec a b ，t h el a m ea n dt h et r u c kw e r eo b t a i n e dt h r o u g hm o d a l a n a l y s i sa n dt h er e s u l t sw e r ea n a l y z e d t h er e a s o n so ft h en o r m a lv i b r a t i o nw e r e f o u n do u tb yc o m p a r i n gs i m u l a t i o na n de x p e r i m e n tr e s u l t s t oa s c e r t a i nt h ec h a n g eo ft h ec o m p o n e n tt h i c k n e s so ft h ec a bt ot h ei n f l u e n c e o ft h ef i r s tc l a s sf r e q u e n c i e s ，t h es e n s i t i v i t ya n a l y s i sw a sp e r f o r m e d t h ef r e q u e n c y v a l u e so ft h el o w - o r d e rm o d a ls h o u l db ei m p r o v e dt om a k et h en a t u r a lf r e q u e n c yo f t r u c kd e c r e a s e ds o a st oa v o i dr e s o n a n c e t h ep a p e rf i n dt h er e a s o n so ft h en o r m a l v i b r a t i o nt h r o u g ht e s ti n t e g r a t e dw i t hd i g i t a lm o d e l i n g ，t h er e s u l tp r o v i d et h e g u i d a n c ef o rt h es i m i l a rt r u c k k e yw o r d s ：t r u c kv i b r a t i o n ；e x p e r i m e n ta n a l y s i s ；f i n i t ee l e m e n tm o d e l i n g ；m o d a l a n a l y s i s ；o p t i s t r u c t i o n 插图清单 图2 1 整车测点布置5 图2 2 振动试验振动加速度柱状图6 图2 3 轮胎试验测点布置图7 图2 。4 轮胎试验一振动加速度柱状图：7 图2 5 轮胎试验二振动加速度柱状图8 图2 。7 轮胎试验振动加速度对比9 图2 8 空载更换减震器振动加速度1 0 图2 - 9 加载l0 t 更换减震器振动加速度“ 图2 1 0 简化振动模型1 2 图2 1 l 车架测试点布置图1 3 图2 1 2 车架振动加速度1 3 图2 1 3 振动简化图1 4 图3 7 驾驶室有限元模型2 4 图3 _ 8 车架有限元模型2 4 图3 - 9 连接件有限元模型2 5 图3 1 0 整车有限元模型2 5 图4 1 车架测试点布置2 7 图4 2 车架测点布置图2 8 图4 3 整车测试点布置2 8 图4 4 测试点加速度时域信号2 9 图4 5 变换后的测试点频域信号2 9 图5 1 第7 阶振型图3 3 图5 3 第9 阶振型图3 4 图5 4 第1 0 阶振型图3 5 图5 5 导入p a t r a n 后的车架模型3 5 图5 6 车架第7 阶振型图3 6 图5 7 车架第8 阶振型图3 6 图5 8 车架第9 阶振型图j 3 7 图5 - 9 车架第lo 阶振型图3 7 图5 1 0 导入p a t r a n 的整车模型3 8 图5 1 1 整车第7 阶振型图3 8 图5 1 2 整车第8 阶振型图3 9 图5 1 3 整车第9 阶振型图3 9 图5 1 4 整车第1 0 阶振型图k 4 0 图6 1o p t i s t m e t 结构优化设计流程4 2 图6 1 驾驶室优化后第7 阶振型图4 7 图6 2 驾驶室优化后第8 阶振型图4 8 图6 。3 驾驶室优化后第9 阶振型图4 8 图6 4 驾驶室优化后第1 0 阶振型图4 9 图6 5 整车优化后第7 阶振型图4 9 图6 6 整车优化后第8 阶振型图5 0 图6 7 整车优化后第9 阶振型图5 0 图6 8 整车优化后第1 0 阶振型图5 0 表格清单 表2 1 振动试验一振动加速度5 表2 2 振动试验二振动加速度5 表2 3 轮胎试验一振动加速度7 表2 4 轮胎试验二振动加速度7 表1 5 轮胎试验三振动加速度8 表2 6 空载状态1 、2 、3 振动加速度1 0 表2 7 加载为1 0 吨状态1 、2 、3 、4 、5 、6 、7 振动加速度1 0 表2 8 振源分析1 1 表2 - 9 车架测点振动加速度1 3 表2 1 0 车轮摇振频率1 4 表4 1 车架测试点结果( 1 ) 2 9 表4 2 车架测试点结果( 2 ) 3 0 表4 3 整车测试点结果3 0 表5 1 驾驶室模念计算结果3 3 表5 2 车架模态计算结果3 6 表5 3 整车模态计算结果3 8 表5 4 车轮摇振频率。4 0 表6 1 驾驶室部件灵敏度值4 5 表6 2 驾驶室部件优化厚度4 6 表6 3 驾驶室优化前后频率对比4 7 表6 4 优化前后频率对比4 9 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的 研究成果。据我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含 其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得 金目巴王些太堂 或 其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所 做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名：膨宏 签字日期：励眇年尹月节日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解 金月巴王些太堂 有关保留、使用学位论文的 规定，有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文 被查阅和借阅。本人授权金魍王些太堂可以将学位论文的全部或部分内容 编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编 学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名：锷砉宏 签字同期：加加年严肜弓同 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 淼鳓z 7 日 签字日期：如i o 年吨月z 1 日 致谢 光阴荏苒，日月如梭，在工大读研的三年学习时间即将过去。在漫长的人生 旅程中，三年时间并不算长，但对我而言，是磨砺青春、挥洒书生意气的三年， 也是承受师恩、增长才干、提高学识的三年。在此，谨对培育我的母校、教导 我的老师、帮助我的同学们致予最诚挚的谢意和敬意。 在此，我特别要感谢我的导师钱立军教授。论文从定题到写作定稿，倾注了 许老师大量的心血。在我攻读硕士研究生时期，深深受益于许老师的体贴、敬 重和谆谆向导。他作为老师，点拨迷津，让人如沐东风；作为尊长，眷注备至， 让人感念至深。能师从钱老师，我为自己感想庆幸。在此谨向钱老师体现我最 老实的敬意和谢谢! 同时我也要感谢4 1 7 实验室的董金富、关长明、余武弦师兄，章适、肖梦、 邹杰、王臣涛、张立等同学，在学习以及其他各个方面给予我的帮助! 最后，我要感谢我的父母，正是因为他们辛劳的付出和默默的鼓励，才让我 能够顺利的完成学业! 作者：傅春宏 2 0 10 年4 月 第一章绪论 1 1 课题目的及意义 过去消费者对载重汽车的n v h 特性关注程度不高，但是随着整个行业技 术水平的提升，载重汽车的舒适性也逐渐成为市场差异化竞争的一个重要方面。 车辆振动性能是评价车辆质量的重要性能指标之一，随着市场竞争的日趋激烈 和人们对车辆舒适性要求的提高，有关车辆整车振动性能方面的研究工作越来 越受到重视。车辆是一个非常复杂的振动系统，其中包括多个子系统，这些不 同子系统的藕合影响着汽车的行驶平顺性、舒适性、安全性及零部件的使用寿 命【1 】【2 】。 舒适性是衡量汽车性能的一个重要方面。汽车受到来各个方面的振动，所 以车身固有振动频率和振型的研究对舒适性影响非常的大。获取结构固有振动 频率和振型的方法有两种：第一种是通过对实际样车进行测试，获得车身的各 阶振动频率和振型；第二种是通过理论分析和计算，得出车身的各阶频率和振 型。通过试验方法得到固有频率的缺陷在于需要在样车制造出来以后才能进行 试验，根据试验结果提出修改设计，从而得到一个更好的设计方案，但这种做 法耗费的时间和精力、物力较大。理论分析计算可以计算机上进行，通过相应 的软件来进行计算和分析，从而减少了对实际样车的依赖，节约了开发的成本， 缩短了开发的周期。而目前较为经济和准确的方法就是有限元分析方法【3 j 【4 儿5 1 。 由于受消费者需求引导，载重汽车产品开发在很长一段时间里主要关注动 力性、经济性、可靠性、超载能力，对于载重汽车振动的研究一直不很活跃。 大多数公开的研究成果局限于对个案问题的分析解决，无法从系统全局角度提 供该类问题的系统解决方案。而载重汽车驾驶室振动问题的复杂性，导致单从 车身、底盘等单方面研究只能从局部说明一些原因，局部问题的解决并不能从 根本上解决振动问题。系统特性是各部件总成相互作用、耦合后的综合性能的 体现，因此必须从系统、全局出发，从可能引起振动的各方面入手，分析挑选 出主要的若干影响因素综合研究，通过分析计算，找出主导因素，再经过试验、 测试等进行验证，最终确定合理的改进方案和必要的整改措施，只有通过这样 一个系统性解决方案的实施，才能从根本上解决车身振动问题。 1 2 课题来源 江淮g 1 5 5 0 车型市场反馈发现出现如下情况：在约4 0 k m h 车速时驾驶室 出现异常振动，如果该车速范围落在用户常用车速范围内，严重恶化乘员的乘 坐舒适性，用户投诉风险很大。 1 3 国内外概况 随着科学和技术的不断进步与发展，汽车性能、质量等多个方面均发展到 一个较高的水平。所以用户对汽车的各向性能特别是乘坐舒适性的要求明显提 高。就我国而言，商用车用户对载货汽车性能的要求不仅仅是在载质量、动力 性或超载能力上，对整车的舒适性问题也越来越重视，因此这对载货汽车的生 产厂家也提出了较高要求。随着市场竞争越来越激烈，汽车重量、价格等因素 都对提升竞争力至关重要，因此改善汽车的舒适性，提升n v h 特性的研究变得 非常重要。 研究汽车的n v h 特性首先需要建立汽车的数字化模型。随着研究的深入，已 经形成几种较为成熟的理论和方法。多体系统动力学方法就是将系统内的部件 简化成为刚体或者弹性体，分析它们在空间运动时的动力学特性。这种方法多 用于底盘、悬架系统和转向传动系统低频范围的建模与分析。而有限元方法( f e m ) 是把连续弹性体划分成有限个单元，通过划分网格来建立有限元模型，计算结 构的变形、应力以及动力学特性等。随着有限元方法的广泛应用，相应的理论 和软件日益完善，有限元法在研究汽车n v h 特性方面发挥着越来越重要的地位。 有限元法不仅适用于车身结构振动的建模分析；而且与多体系统动力学方法结 合，可以对汽车的底盘系统进行动力学特性的分析。 1 4 课题研究主要内容 车辆在路面上行驶时，由于受路面、发动机等各种激励的作用，将会引起 整车或车身局部在某个方向的振动，如果这种振动超过了某一界限，将严重影 响乘员的乘坐舒适性或使货物受损。汽车振动系统是一个由轮胎、悬架系、车 架、车身、货厢及各种连接件等构成的复杂的系统，引起车身振动的因素是多 方面的，如车身刚度、驾驶室悬置布置、悬置软垫的刚度、前后桥、板簧刚度、 阻尼元件阻尼、轮胎等。正是因为可能产生振动的复杂性，使得从故障模式得 诊断，原因分析排除至问题彻底解决变得非常困难。简单的数学模型和解析方 法或经验判断已不能满足解决问题的需要。 1 对车辆产生振动的原因进行分析 汽车产生振动的原因主要有以下四个方面：发动机，传动系，桥、车轮和 轮胎以及路面不平。通过实验确定产生振动的振源。 2 对产生的振动进行分析 首先建立c a e 模型，通过三维u g 图形导入h y p e r m e s h ，进行简化和清理 后再进行有限元的网格划分。有限元模型建立完毕以后，再导入n a s t r a n 中， 分别计算出车架、驾驶室以及整车的模态。通过实际振动频率于车架、驾驶室 以及整车固有频率的对比，看是否是由于共振引起的振动。 再通过实车实验，测量出整车的振动频率，与c a e 模型计算得出的结果进 2 行比较，验证有限元模型的可靠性，并分析产生振动的原因。 3 明确驾驶室异常振动发生的机理，通过优化设计提出防止驾驶室异常振 动的主要技术要点，提出改进意见。彻底解决g 15 5 0 驾驶室特定车速异常振动 问题。 第二章卡车振动问题分析 2 1 振动特征及分析 2 1 1 振动分析 车辆在路面上行驶时，由于受路面、发动机等各种激励的作用，将会引起 整车或车身局部在某个方向的振动，如果这种振动超过了某一界限，将严重影 响乘员的乘坐舒适性或使货物受损。汽车振动系统是一个由轮胎、悬架、车架、 车身、货厢及各种连接件等构成的复杂的系统，引起车身振动的因素是多方面 的，如车身刚度、驾驶室悬置布置、悬置软垫的刚度、前后桥、板簧刚度、阻 尼元件阻尼、轮胎等。 2 1 2 振动原因分析 汽车的振动原因大致可以分为以下几个原因： a 发动机发动机工作的振动是由于燃烧产生的扭矩波动。 b 排气系统排气系统与发动机这个最大的振动来源直接连接，当车辆巡 行或加速时，排气系统就会剧烈震动。 c 传动系传动系要承受着如发动机产生的波动，还有从轮胎传来的振动 力，因此也是振动来源。 d 万向节与传动轴万向节的联轴节夹角和失去平衡的传动轴以及传动轴 偏摆，也是产生较大振动的来源。 e 轮胎轮胎或车轮不平衡或不均匀磨损也会成为振动的来源。 f 路面坎坷不平的道路不仅将振动传至整车，还可能导致轮胎变形，继而 引起诸如悬架等其它部件产生共振。 2 2 实车测试实验 为了确定该车型的振动特征，对客户提出的有问题的车辆以及在库的车辆 进行了实验对比。主要进行了问题车辆振动试验，轮胎的测试试验，拆卸传动 轴时开、关发动机试验，前后减震器的试验，前后板簧刚度调整试验。 2 2 1 问题车型振动试验 对问题车型进行布振动传感器进行振动测量。测试点的布置如图l 所示： 4 ( 热些掣u 犁l 幽墨等1 r k j u 一 亨，l 后桥后车架发动机( 左悬置处)车架( 发动机做悬置处)驾驶室前 板驾驶室后地板驾驶员座椅 图2 1 整车测点布置 振动试验一：加大前板簧刚度以及增大前减震器缸径，测得的振动加速度 如表1 所示。 表2 1 振动试验一振动加速度 zzzzyzxz yzyy 车速 zzyzzyzyzxyz k m h 4 1 2 13 82 81 3 2 73 70 3 90 9 0 4 80 31 3 3 4 4 4 0，3 55 5543 54 55 2l53l5 5 ，一2 2 42 62 40 4 3o 90 4 5o 31 3 1 2 04 21 4 1 6 4 0)5724649 4 - 6 64 71 41 31 70 3 8o 70 4 20 31 o 2 2 81 5 9 5 08 7 641 7 5 687 0 1 5 2 11 10 91 50 4 7o 80 4 00 31 0 1 6 61 13 3 6 0 827332 578 7l4 一6 54 61 41 8o 5 01 0o 5 6o 51 3 2 6 71 4 51 4 7 0 657894414 6 8 36 81 78 99 4o 5 00 90 7 30 4 1 1 8 8 31 4 9 7 0 1 8 3 55 5 4 5 6 30 94 5 注：4 - 4 0 表示4 档4 0 k m h ，其他类推。表中振动加速度均为振动有效值。单位为m s 2 振动试验二：在试验一的基础上，更换轮胎( 将原先的子午线轮胎，更换 为斜交轮胎) ，测得的振动加速度如表2 所示。 表2 - 2 振动试验二二振动加速度 5 注：4 - 4 0 表示4 档4 0 k m h 其他类摊。袭中振动加速度均为搬动有效值。单位为m s 2 将以上数据处理为柿状图，可以更好的进行比较。如圈2 所示。 删e 溉二 图2 - 2 搬动试验振动加速度柱状削 试验结果分析：从振动加速度来看，状态1 的情况f ，在车速为4 0 k m f h 时，驾驶室上下跳动很人，档述度超过4 0 k m h 时，明显好转。当车速达到7 0 k m f h 时叉出现4 0 k m h 速度时的情况，但比4 0 k m h 时要好。状态2 的情况下当车 速为4 0 k m h 时，振动比状态1 更加强烈。 222 轮胎测试试验 测试车辆为该车型原始配鼗的车，测试速度为4 0 k m h ，测试路面为怠好路 砸1 。在乍上布振动传感嚣进行振动测量分析测点布_ 茼：如图3 所示。 后桥后车架前桥# 0 支架 厉支架 前地板后地板 座椅 幽2 - 3 轮胎试验测点布置i 目 轮胎试验。：加载为j o 吨，轮胎气压为9 个大气压，测得的振动加速度如 表3 和| 塾| 3 所示。 柱2 - 3 轮胎试验振动加述度 测 8 y 恬 敞 数 第 一l0 603 8 9 敬 第 一 13 s 08 9 5 03 6 3l ，603 2 3 次 第 二o8 3 803 8 8j1 8o3 7 7 次 均 03 8 203 6 30 3 2 609 9 值 m m 蒯捌 幽2 - 4 轮胎试验一振动加速度柱状创 轮胎试验二：加载为10 吨轮胎气压加大到l2 个大气压，测得的振动加 速度如表4 和图4 所示。 教2 - 4 轮胎试验：振动加述度 钙07 9o7 4 0 3 6 l0 6 76玖6 薷 04 308 503 804 0 l3 9l2 l03 8l0 s 次45 9 9 第二_ 三 玖 i0 203 6 均1 ： 96 | 1 p 4 赫栅 图2 - 5 轮胎试转二振动加速度柱状酗 轮胎试验三：加载为5 吨轮胎气压为1 2 个大气压，测得的振动加速度如 袭5 和图5 所示。 农i 一5 轮胎试验j 振动加述度 删城 次数 第一 08 9 03 3 03 6 0 8 4 03 3 * 、 81263 舞一 l0o8 3o3 503 8 07 2 泼i9g 7 9 第 o9 308 703 509 303 40s 5 03 6 次l 1 96 17 08 403 5 均值 34 御硐i 赢 圈2 - 6 轮胎试验三振动加速度枉状嘲 试验结果分析：从振动加速度来看，当车速达到4 0 k m h 时，上下有节奏 的颠动较大，严重影响乘坐的舒适性。从加速度对比可以看出，轮胎胎压对振 动影响井不大。加载5 t 较加载i o t 在4 0 k m h 时的连续上下振动幅度要小。具 体的振动加速度对比见躅5 所示。 削2 7 轮胎试验振动加速度对比 223 拆卸传动轴时肝、关发动机试验 拆卸传动轴，用车牵引保持4 0 k m h 速度行驶，在空载和满载的状卷f ， 关闭或肩动发动机，都有振动，与传动轴未拆卸前无变化，多次试验说明此类 振动和动力传动系统无关，也就是说4 0 k m h 时的振源不是动力传动系统的。 ( 不拆卸传动轴，在行驶状卷，切换到n 档，也可确认是否与动力传动系统是 竹有) 乏系，但后轮反转也使传动轴转动，上述试验可彻底排除。) 224 前后减震器试验 为了研究减震器对该车型振动的影响，分别进行了：前减震器加大阻j i = 5 力的试验。1 i 同m 尼力的后减簏器的试验。前后减震器的搭配试验 试验中在车上布置振动传感器进行振动测量分析，测点孙_ 苒：与轮胎试验中 巾点一致，如图3 所示。 试验一：空载情况下，村轴载荷3 5 2 0 k g ，后轴载荷3 0 0 0 k g 。( 前减震器简 称：前，后减震器简称：后) 。试验共分3 个状态： 状态l ：前：3 5 0 0 n ，后：8 0 0 0 n 状态2 ：前：6 0 0 0 n 后：8 0 0 0 n 状态3 ：前：6 0 0 0 n ，后：6 0 0 0 n 捌得的振j ；j j 加速度如表6 和幽8 所不 表2 - 6 空载状态l 、2 、3 振动加速度 述度 k m t h 状态l09 6 状态2 08 803 9 06 604 l 状态3 08 609 8 04 3 弘 喜。 图2 - 8 卒载更换减震器振动加述度 试验：加载1 0 吨情况下，前轴荷6 1 4 0 k g - 后轴荷1 0 7 0 0 k g 。试验共分7 个状奄： 状态1 ：前：3 5 0 0 n ，后：无 状态2 ：前：3 5 0 0 n ，后：6 0 0 0 n 状态3 ：前：3 5 0 0 n ，后：8 0 0 0 n 状态4 ：前：6 0 0 0 n ，后：8 0 0 0 n 状态5 ：前：6 0 0 0 n ，后：无 状态6 ：前：6 0 0 0 n ，后：6 0 0 0 n 状态7 ：前：6 0 0 0 n ，后：1 0 0 0 0 n 测措的振动加速度如表7 和圈9 所示。 衷2 - 7 加裁为1 0 吨状态l 、2 、3 、4 、5 、6 、7 振动加速度 迎鹰k m h z 2z z 状态1 08 809 810 310 403 9 0906 4 状志2 08 6 状态3 l3 10 4 304 状态403 5 08 9 l 状态5 09 2l1 3 l2 1 l1 603 707 4 04 203 909 8 i 状态6 o9 3l1 4o3 8 0 3 40 6 7o3 903 9 【状态7l0 5l0 803 l 。 一 壁辩i 】 v 、7 留2 - 9 加载io t 更换减震嚣振动加速度 试验结果与分析：从测试点振动加速度来看，空载时，提高前减震器阻尼 有效果，将前、后减震器都提高到6 0 0 0 n 以上有效果，特别是前阻尼力为6 0 0 0 n ， 后阻尼力为1 0 0 0 0 n 时减震效果最为明显。 22 5 振动特征 基于以上各项试验结果与分析，我们可以得出试验车在路面好的道路上行 驶，以4 0 k m h 左右车速行驶时，柔坐人员会感受到3 h z 左右持续低频共振 其特征：( 1 ) 持续有规律性；( 封振动发生速度的不变：( 3 ) 3 h z 左右低频振动；( ) 该 共振发生在好的路面上，如平坦的沥青路、高速路。 2 3 卡车振源验证厦确定 2 3 1 振源分析 车辆在无故障和零部件失效的情况下，振动的振源无外乎是由发动机、车 辆的传动系、车轮和路面这几个因素产生的。 寝2 - 8 报源分析 发动机传动系桥、车轮及轮船路面不平 扭矩的变化齿轮的啮台桥的旋转体的动 活塞往复避动 传动轴的动不平衡 不平衡 报源的质罐惯性力 万向肖的不等速性 轮剿的动不平衡 燃烧压力 轮胎的动不平衡 轮胎的火删 行驶高频振动有规律的持续低额 撮动现象 怠速高额振动高额振动振动不规则的低频振动 塾。 2 ，3 2 振源的验证 从以上的排除和分析可知，振源与车轮有直接的关系，由于桥的轮毂和制 动鼓的加工精度比较高，我们可以将桥的旋转体的动不平衡忽略，而车轮由轮 胎和轮辋是组装在一起的，所以我们只对车轮和轮胎的组件进行试验 2 3 3 振源的确定 通过数月的大量振动试验分析，可以确定连续振动的振源是轮胎，由于轮 胎失圆和动不平衡量大等原因，在行驶中产生摇振( s h a k e ) ，正是也只有摇振 这个振源与某一部件或整车的振动发生共振。根据轮胎负荷下静半径和车辆行 驶的车速，可以计算出摇振的振动频率。 2 4 卡车共振分析 振源确定后，主要是确定振源跟什么产生共振，以及如何共振。与车轮相 近的车桥和车架的振动频率都比较高，不可能与轮胎发生共振。虽然与悬架的 偏频相近，但相同的悬架，普通货车发生连续振动而箱式车振动很小，说明并非 与悬架发生共振。 2 4 1 车辆振动的模型 汽车行驶时，振动分为垂直振动( b o u n c i n g ) 、侧倾振动( r o l l i n g ) 、 俯仰振动( p i t c h i n g ) 和横摆振动( y a w i n g ) 。而主要影响乘坐舒适性的 是垂直振动、俯1 q j 振动和侧倾振动。该车型除个别车在高速有驾驶室摇晃，振 动均为上下振动和俯仰振动。 由于该车型的振动主要为上下振动和俯仰振动，故可将振动模型简化为图 1 0 所示。 图2 1 0 简化振动模型 为了更好的了解整车振动模态，对车架的振动进行了测量和分析。实验用 车六缸发动机，后悬架没有配备减震器，轴距为5 0 m ，空载，轮胎气压为9 个 大气压。车架总长8 6 9 0 m m ，将车架等分为八段，首尾共布9 个传感器，相邻二 个传感器距离约为10 5 0 m m ，各个点用数字进行标注，如图1 1 所示。 1 2 阔2 1 】车把测试点布置幽 测好的振动加速度如表9 和图1 2 所示。 丧2 - 9 乍架测点振动加娅艘 速度k m h 09 9 i8 6 09 2 09 4 5 511 9l6 5 6 5 l2 3 l9 7l8 16 6i5 223 4l8 6 一鳝鏊蕈囊簧纱刮7 、花受 h2 i2 午架振动加述度 山j | 传感器测出的数f f l ，仅有正值，但我们坯足“r 以看出浚振动模卷主婴 足以7 点为振动节血的俯仰振动。 图2 一1 3 振动简化图 2 4 2 车辆振动的计算 一般l1 k 1 l2 k 2 ，上下振动和俯仰振动不能完全分离而成耦合状态。此时 整车围绕左右水平轴进行俯仰振动，该轴通过在水平方向到重心距离为e 的振动 节点( 重心前为正值，重心后为负值) ( 1 ) 转扭矩的计算 j p = w l 2 4 9 ( 2 ) 俯仰振动节点e 值的计算，e 值用下面的二次方程来求出。 如k k 吧2 k q k 氍啦雌愚m 琏k 雌愚钿 ( 3 ) 俯仰振动的角振动圆频率的计算 俯仰振动的角振动圆频率叫p e ( r a d s e c ) 厍j 以下4 次方程( 3 ) 的2 根求出，2 ： 缈胪4 一( 2 + q 2 ) 国雕2 - 4 e 2 l 2 = o c 0 b , 2 = g ( k l + k 2 ) w q 2 = k l k 2 p ( k l + k 2 ) + ( k 1 + k 2 ) p 2 r 】，口 ( 4 ) 俯仰振动频率的计算 所以俯仰振动的频率，2 朋( h z ) 有大小2 种 玎_ p s = 国p s 2 7 r 而且当e 值大到接近l 2 时，基本和上下振动的频率相类似。 2 4 3 车轮的摇振和整车振动分析 ( 1 ) 摇振频率的计算 由于轮胎失圆、动不平衡等原因产生摇振的频率，因车速不同而不同。通 过计算可得到所关注的速度区间产生的摇振频率，具体见表l0 。 表2 1 0 车轮摇振频率 ：乍速( k m h )3 0 3 33 53 8 3 9 4 04 14 2 9 0 0 r 2 0 ( h z ) 2 7 93 0 63 2 53 5 33 6 23 7 23 8 13 9 0 9 0 0 2 0 ( h z ) 2 7 33 0 13 1 93 4 63 5 63 6 53 7 43 8 3 2 4 4 共振的确定 由于轮胎失圆、动不平衡等原因产生摇振，摇振频率因车速不同而不同的， 当整车俯仰振动的频率与某一车速的摇振频率一致时，就具备了共振条件，发 生共振。 1 4 2 4 5 分析结论 任何二轴车都有或大或小的俯仰振动，有的低频低幅，与路面不平产生 的振动相近时，不易被感觉到；而有的频率较大影响乘坐舒适性。所以我们不 能完全消除俯仰振动以及与车轮的摇振的共振，只能将俯仰振动的频率降低。 设计时尽量将整车的振动频率控制在3 2 h z 以下，对应产生摇振的车速 约在3 5 k m h 以下，加上驾驶室支撑对振动的吸收和减振器的减振，可以满足用 户对平顺性的要求。 2 5 本章小结 本章对卡车振动问题进行了初步的分析与研究。首先探讨了汽车可能产生 振动的几种原因，并对问题车型进行了大量的实车测试实验。从实验的各项结 果综合分析，确定了该车型的振动特征及振源，从而明确了整车发生振动的原 因，这为解决该车型的振动问题提供了方向。 第三章整车有限元建模建立 3 1 有限元法基本理论 3 1 1 限元分析的基本概念及发展 有限元法就是把连续介质离散成一组单元，使无限自由度问题转化成为有 限自由度问题。有限元分析( f e a ，f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s ) 的基本概念就是 用较为简单的问题来代替复杂问题之后再求解。它将求解域看作是由许多个小 的互连子域组成，对每个小单元假定一个的近似解，再推导求解出这个域所满 足的所有条件，这样得到问题的解。但这个解只是近似解，而不是准确解。这 样一个实际问题就被较简单的问题所表达。但是大多数实际问题确很难得到非 常准确的求解。有限元的优势就体现在不仅计算精度高，而且可以适应各种复 杂的形状，所以成为工程分析常用的有效手段【8 】【9 】。 有限元法的应用范围越来越广泛，它的应用从固体力学各个分支扩展到流 体力学、热传导学、电磁学等各个领域，发展成为一个重要的工程计算方法。 有限元法的优点是：可以分析形状十分复杂的、非匀质的各种实际的工程结 构；可以在计算中模拟各种复杂的材料本构关系、载荷和条件；可以进行 结构的动力分析；由于前处理和后处理技术的发展，可以进行大量方案的比 较分析，并迅速用图形表示计算结果，从而有利于对工程方案进行优化。由于 具有上述优点，有限元法在工程设计和研究中得到了广泛的应用【l o 】j 。 3 1 2 有限元法的评价 总体来说，有限元有着十分突出的优点，下面列出了其中一些方面： 一、有限元方法是将整个系统划分为有限个单独体，即单元，其计算本质 是将一个整体的方程换算成为一个线性方程组然后进行求解。由于问题的简易 化，目前已经出现了很多求解方法。 二、有限元方法不但适用于普通的线性分析，而且也同样适用于非线性场 合。 三、有限元法考虑了物体的多维连续性，不仅在离散过程中把物体看成是 连续的，而且不需要用根本的插值过程把近似解推广到连续体中的每一点；该 方法不需要适用于整个物体的插值函数，而只需要对每个子域单元采用各自的 插值函数，要用分别的插值过程把近似解推广到连续体中的每一点。 四、由于在进行有限元分析的时候，是在模型整体代数方程之后加上边界 条件的，所以，模型和其边界上均可以使用同样的场变量模型。需要时，仅需 改变边界条件即可。也就是说，当我们建立好有限元模型之后，可以采用更改 边界条件来满足不同的力学分析模型。 五、有限元方法相对于其它处理方法，可以更好，更容易的求解和处理非 1 6 均匀连续介质。 六、有限元法的本质上是一个较为复杂的数学模型，但作为一般使用者， 可以仅仅在物理层面上对其进行理解，无需进行严格的推理和描述。 当然，有限元方法也存在不少使用缺点，总结如下： 首先，单独采用有限元分析方法很难完成整个机械设计，它只是计算机辅 助制造中的一个环节。所以，在很多情况下，还必须采用辅助实验、动力学分 析、控制工程等方法来合作完成。 其次，当所要研究对象的几何形状较为复杂且实体模型较大时，采用有限 元方法进行分析计算时，则要求相当大的计算机内存，硬盘和先进的处理器作 为支持。 另外，有限元分析方法仅仅适用于有限区域的问题处理。 最后，采用有限元法进行分析时，网格单元、网格密度和网格类型的选择 直接影响到分析的精确度。而这些问题取决于设计者的使用经验。 目前，有限元已经具备了非常成熟的理论基础，在各大汽车企业得到了广 泛的运用，尤其适用于汽车零部件和车身的受力问题分析。 3 2 有限元软件介绍 3 2 1y p e r m e s h 介绍 h y p e r m e s h 是杰出的有限元分析前、后处理平台，拥有全面的c a d 和c a e 求解器接口、强大的几何清理和网格划分功能，能够高效地建各种复杂模型的 有限元和有限差分模型，其实体几何和实体网格划分功能已成为六面体和四面 体网格划分功能的新标准。此外，h y p e r m e s h 突破有限元分析和多体动力学分 析的界限，正为一个正真意义上通用的前处理平台1 1 4 。 在有限元分析过程中，采用网格划分进行建模占了整个过程的绝大多数时 间，所以，选择效率高，使用方便，精确度好的有限元前处理软件显得尤为重 要。目前，在汽车业中广泛运用的软件包括：h y p e r w o r k s ，m s c p a t r a n ，a n s y s 等等。为了尽可能的缩短建模时间，本文选择前处理较为方便的h y e r w o r k s 。 3 2 2p t i s t r u c t 介绍 o p t i s t r u c t 是一个面向产品设计、分析和优化的有限元和结构优化求解器， 拥有全球先进的优化技术，提供全面的优化方法。o p t i s t r u c t 是以有限元法为 基础的结构优化设计工具。h y p e r m e s h 与o p t i s t r u c t 的图形接口十分完善，用户 可以快速便捷地进行建模、参数设置、作业提交和后处理等一整套分析流程 【1 6 】 o o p t i s t r u c t 拥有强大、高效的概念优化和细化优化能力，提供的优化方法可 以对静力、模态、屈曲、频响等分析过程进行优化。有效的优化算法允许在大 模型中存在上百个设计变量和响应，其特点有：包含多种设计变量以及合并的 1 7 设计变量；具有强大的优化算法；可进行多种工况下合并优化和多目标优化分 析；可设置临界约束，加快优化计算效率；采用稀疏矩阵求解器，速度快，所 需磁盘空间小；优化后模型可输出给c a d 软件进行二次设计等【i ”。 o p t i s t r u c t 可定义的响应类型也非常的齐全，包括位移、速度、加速度、 应力、应变、特征值、屈曲载荷因子、结构柔度等。设计变量可取任何单元的 密度、节点坐标、属性如厚度、形状尺寸、面积、二次惯性矩等。除此之外， 用户还可根据自己的设计要求和优化目标，在软件中方便地写入自编的公式进 行优化设计。 o p t i s t r u c t 拥有非常强大、高效的概念优化和细化优化能力，可进行拓扑 优化( t o p o l o g yo p t i m i z a t i o n ) 、