基于频率响应的客车骨架结构优化

张庆军 王晓彬

（合肥工业大学）

承载式客车骨架是客车的重要组成部分，不仅承载着乘客、油箱及水箱等簧上质量，还要受到来自发动机和路面等激励引起的振动，承受各种复杂力及力矩，其性能的好坏直接影响乘客的舒适性和安全性[1]。随着计算机技术的发展，传统的静态特性分析已经不能满足现在客车发展的要求，动态分析已经逐渐得到关注[2]，其中结构动载荷激励下的响应分析可以满足人们对于舒适度和安全性的要求。在车身优化过程中，进行灵敏度分析，可以避免结构修改的盲目性，提高优化效率，降低设计成本。

1 车身骨架有限元模型的建立

在Hypermesh中对客车车身骨架用壳单元SHELL63进行模拟，对于焊接、铆接以及螺栓连接采用Rigid刚性单元模拟，使客车车身在空间几何形状上和真实客车结构一致。壳单元共有364 715个，其中三角形单元占总单元数约1.3%，共计4 825个。车身骨架的质量为2.561 t。有限元模型，如图1所示。

2 车身骨架的动态分析

2.1 模态分析

振动模态是机构部件固有的特性。通过模态分析得出：根据机构部件在某个易受影响的频率范围内的各阶主要模态，可分析出结构在此频段内受各种振源作用下产生的振动响应。因此，模态分析是对结构部件振动分析和评价的一种方法[1-3]。

释放整车所有自由度，采用Hypermesh中模态分析Lanczos法计算车身骨架主要低阶模态振型，提取前16阶模态，除去前6阶自由刚体模态之外，模态计算结果，如表1所示，放大500倍的部分振型图，如图2所示。

表1 某客车车身骨架模态频率及模态振型Hz

根据模态分析评价原则，车身骨架低阶模态频率（1阶扭转及弯曲的特征值）应该低于发动机怠速频率，以免发生整车共振。该客车采用6缸直列水冷发动机，6冲程发动机曲轴转2圈完成1个工作循环，6缸各点火1次。故曲轴每转1周，产生3次转矩波动，其频率也为曲轴转速的3倍。因此对于6缸发动机主要考察其3阶激励对整车结构振动的影响。6缸发动机激励频率（f/Hz）的计算公式为：

式中：n——发动机转速，r/min；

λ——激励阶数。

发动机怠速转速为600 r/min，计算得到3阶激励频率为30 Hz。计算结果表明，整车的前3阶弯曲和扭转频率在 7～24 Hz，1阶扭转频率为 9.92 Hz，1阶弯曲频率在15.46 Hz。可以看出低阶振型频率低于发动机怠速频率，避免了整车发生共振现象。因此该车在发动机怠速情况下不会引起低阶模态的共振，满足客车动态特性设计基本要求[2]。

2.2 频率响应分析

频率响应分析用于分析结构在各种激励作用下的响应,可以实现对结构的动态特性分析。文章主要分析客车骨架在发动机简谐激励作用下的幅频特性。

由于关注的振动源是发动机，故在模型的发动机悬置点施加垂向1 N简谐力，提取频率区间为5～105 Hz，步长为2 Hz。从参考文献[3-5]可知，为了获得较高的分析效率和较好的分析精度，取1.5倍提取频率下的所有模态阶次即可，故提取158 Hz内的全部模态阶次。为了分析整车振动舒适性，分别选取驾驶员座椅支架、中部8排座椅支架、最后11排座椅支架作为响应点求得幅频曲线。响应的幅频谱，如图3所示。

通过图3可以看出，驾驶员座椅支架、中部8排座椅支架以及最后11排座椅支架各响应点分别在15.5，21.5，18.5 Hz左右出现峰值，对照车身骨架模态分析结果发现，峰值频率分别与客车整车的第5阶（15.46 Hz）、第 10阶（21.63 Hz）和第 8阶（18.61 Hz）频率相近，因此产生明显的共振峰值。为此，需要对车身结构进行优化，降低振动幅值，提高乘坐舒适性[6-7]。

3 车身结构优化

在车身结构优化过程中遵循的原则为：在保证车身骨架变化不大的前提下，尽可能降低驾驶室座椅处的振动峰值，提升车身结构的NVH性能。

3.1 频率响应灵敏度分析

在车身结构优化过程中，选取骨架构件厚度作为设计变量。由于车身构件数量较多，不同位置及厚度的构件对响应点的振动传递贡献量不同，对车身质量的影响程度也不同。为了提高优化设计效率，在结构优化前对客车骨架进行灵敏度分析，得出对响应点振动传递贡献较大的构件，以此选取优化设计变量。文章只对驾驶室座椅支架处进行分析优化，选取的目标函数为驾驶室座椅处振动幅值，在Hypermesh中选用局部逼近法进行迭代；设计变量选取模型部分杆件的厚度；约束函数为质量变化不超过0.05 t。

表2示出部分车身构件的灵敏度数值。找出对响应位移变化比较敏感的参数，希望改变这些参数的同时，质量变化不会太大。为了更好地反映车身杆件的厚度对骨架质量和幅频特性的影响，文章采用相对灵敏度分析，Sm为杆件厚度对车身质量的灵敏度，Sd为杆件厚度对车身响应幅值的灵敏度，相对灵敏度表示为｜Sd/Sm｜。绝对值越大，杆件厚度对车身响应幅值的影响越大，对车身质量的影响越小，越有利于降低车身响应幅值，提高客车的乘坐舒适性[8-9]。

表2 某客车部分车身构件灵敏度数值

3.2 优化设计

根据灵敏度分析结果，选择对响应灵敏度比较大且质量灵敏度变化比较小的8个构件作为设计变量，选取构件编号为 3，20，28，76，79，90，138，158。目标函数为驾驶室座椅处响应幅值；设计变量为杆件厚度；状态变量为质量变化不超过0.05 t。

在优化过程中，目标函数的收敛情况，如图4所示，车身骨架质量变化情况，如图5所示。

由于优化过程中杆件厚度是连续变化的，某些构件的厚度含有多位小数，必须经过调整后才能进行生产。优化和调整结果，如表3所示。

对调整之后的车身结构进行频率响应分析，得出优化前后驾驶员座椅支架处的幅频特性曲线，如图6所示。通过对比，优化后响应幅值在15.5 Hz处降低30.7%，同时优化后车身质量减轻了0.026 t。

表3 某客车部分车身构件频率响应优化和调整结果 mm

4 结论

1）利用频率响应灵敏度分析，对车身结构进行优化，通过对比优化前后的幅频曲线，发现优化后驾驶员座椅支架处的响应幅值得到明显改善，验证了优化方法的有效性；

2）在对车身结构优化后，不仅降低了响应点的振动幅值，提升了车身的NVH性能，而且减轻了车身质量，为以后车身结构优化提供了有价值的参考。