某客车悬架及车身骨架的模态分析

安雪，文学洙

（延边大学工学院，吉林延吉133002）

某客车悬架及车身骨架的模态分析

安雪，文学洙

（延边大学工学院，吉林延吉133002）

选取ZK6938HN客车悬架及车身骨架为研究对象，建立四自由度双轴半边客车的振动力学模型，通过理论计算和Adams仿真分析，计算出客车在不同载荷下的固有频率，并应用Workbench软件对车身骨架进行模态分析。表明车身骨架在车头位置的固有频率与客车悬架系统的振动频率很接近，车头位置容易发生共振，影响结构强度和乘坐舒适性。

客车悬架；车身骨架；四自由度；模态分析

本文以宇通ZK6938HN车型的客车车身骨架为研究对象。首先，通过理论计算和Adams仿真计算客车在空载、中载和满载3种情况下悬架系统的固有频率；再利用PRO/E软件对车身骨架进行建模，并导入有限元分析软件Workbench对其进行模态分析，获得车身骨架的前6阶模态图和固有频率。最后，通过对比分析悬架系统的振动频率与车身骨架的模态频率分布云图，确定车身骨架和客车悬架系统中发生共振的部位，为进一步进行车身骨架结构的改进设计提供参考。

1　悬架系统固有频率的计算

1.1悬架系统固有频率的理论计算

客车的悬架系统是多自由度的“质量-刚度-阻尼”振动系统［1］，它是由多个具有固有振动特性的振动子系统所组成，这些不同形式的振动将影响客车的平顺性、舒适性、安全性以及零件的使用寿命［2］。

图1　四自由度的半边客车振动模型

本文将客车整体左右视为对称结构，模型中板簧与底盘的连接位置在前后轴处，轮胎和悬架系统视为弹簧阻尼系统，将车身、底盘简化为质块，同时也将前、后桥简化为质块，所以建立半边客车的四自由度双轴车辆模型，如图1所示。分析客车车身垂直振动、俯仰振动以及客车前后轮的垂直振动。建模参照表1数据。视轮胎变形量与所受载荷呈线性关系［3］。图1中Mwf、Mwr分别为前悬、后悬非簧载质量；Mhb为簧载质量；Jb为转动惯量；L为车体总长；a、b分别为质心到前轴、后轴的距离；ksf、ksr分别为前、后弹簧刚度；csf、csr分别为前、后减震器阻尼；kwf、kwr分别为前、后轮胎刚度；cwf、cwr分别为前、后轮胎阻尼。

表1　半边客车有关技术参数

首先通过理论推导各自由度振动频率，依据Lagrange方程列写客车四自由度振动系统方程:

车身转动惯量计算公式Jb=1/3×Mbh×81［5］。

质量矩阵为:

刚度矩阵为:

表2　钢板弹簧悬架参数

由理论公式计算客车在空载、中载、满载时客车悬架系统4个自由度的固有频率如表3所示。

表3　不同载荷时系统4个自由度的频率

1.2 Adams仿真计算

1）建立仿真模型。该仿真计算的目的是验证理论计算的准确性，因此建立相应简化的半边客车悬架系统的仿真模型，如图2所示。依据表2设置Adams模型质量、弹簧刚度及阻尼系数，通过在底盘上加载不同载荷来模拟客车空载、中载和满载3种情况，进行仿真计算。

图2　半边客车悬架系统的Adams振动模型

2）仿真计算结果。通过仿真计算，客车悬挂系统4个自由度振动的频率如表4所示。

表4　不同载荷时系统4个自由度的频率

由车身垂直振动频率的理论值与仿真值对比图可知:理论值与仿真值变化趋势相似且数值近似相等，且客车悬挂系统的振动频率随承载的增加而减小。同时文中所建立振动模型是正确性的。因此，客车悬架系统前后轮的振动频率约为28Hz，客车车身垂直方向上的振动频率约为1.5 Hz，客车俯仰振动频率约为1.8Hz。

2　车身骨架模态分析

2.1建立车身骨架有限元模型

车身骨架材料选用Q345的钢管［6］，该材料的主要参数包含:弹性模量值为2.1×1011，泊松比值一般取0.3，密度为7.85×103kg/m3［7］。依据客车车身骨架的工程设计图纸［8］，利用PRO/E建立客车实体模型。

通过PRO/E软件的数据接口将建立的实体模型导入Workbench软件。对模型进行模态分析时，不考虑载荷影响。对板簧与车轮轴连接曲面施加全自由度固定约束。定义单元格大小为50mm，划分车身骨架网格［9］，节点数为167 616，单元数为91 567，建立有限元模型如图3所示。

图3　车身的有限元模型

2.2计算结果的分析

本文对客车车身骨架在有阻尼自由振动状态下进行有限元分析，由于低阶固有振型比高阶固有振型对振动的影响大，因此只记录前6阶固有频率及相应的振型［10］。其中，一阶振型如图4所示。

图4　一阶振型云图

客车车身骨架模态分析所得固有频率如表5所示。

表5　车身骨架的固有频率

由第一节的理论计算可知，客车悬架系统中前后轮的振动频率高达28Hz，与车身骨架的固有频率相差很大；而悬架系统的垂直、俯仰振动的频率与车身骨架第一阶固有频率很接近，所以，此频率区域可能会发生共振，即由车身骨架第一阶固有频率云图可知，客车空载时在车头位置可能会发生共振，图4中梯形区域内的部位在垂直方向的振幅会增大，从而影响驾驶室的乘坐舒适性；同时，车身骨架车头位置的结构容易产生裂纹，甚至发生结构断裂。

3　结论

通过对悬架系统的理论计算与Adams仿真分析可知:客车悬架系统中前后轮的垂直振动频率约为28Hz，客车车身在垂直方向的振动频率约为1.7 Hz，车身的俯仰振动频率约为1.7Hz。且系统中各自由度的固有频率随承载的增加而减小。通过对比悬架系统频率与车身骨架的一阶模态频率可知，在车架车头位置会发生共振现象，垂直方向的振幅将会增大，从而影响驾驶员及乘客的舒适性；同时，车身骨架在车头位置容易产生裂纹，甚至是断裂。为下一步优化车身骨架的设计奠定了基础。

［1］方源，于蓬，章桐.汽车悬架系统二自由度模型的振动特性研究［J］.佳木斯大学学报:自然科学版，2012（4）:494-497.

［2］蒋国平，王国林，周孔亢.汽车整车振动特性研究综述［J］.广西大学学报:自然科学版，2001，26（3）:194-197.

［3］牟东.基于客车空气悬架控制系统的仿真分析［J］.电子世界，2014（1）:104-105.

［4］李从刚.路面-车速耦合激励下四自由度汽车悬架系统非线性动力学特性研究［D］.重庆:重庆大学，2012.

［5］孙永胜.连续减速带激励下车辆悬架系统非线性振动与控制［D］.重庆:重庆大学，2014.

［6］石琴，张代胜，谷叶水，等.大客车车身骨架结构强度分析及其改进设计［J］.汽车工程，2007，29（1）:87-92.

［7］胡树清，刘成武，张庆永，等.基于ANSYS的某客车车身骨架的有限元分析［J］.机电技术，2013（1）:9-13.

［8］魏宁波.基于ANSYS的全承载式客车车身结构有限元分析［D］.西安:长安大学，2011.

［9］郭营锋.低速纯电动汽车一次成型整体车身轻量化研究［D］.长沙:湖南大学，2014.

［10］刘洋，杨俊智，达棣.电源车车厢骨架模态分析［J］.新技术新工艺，2013（6）:20-22.

修改稿日期:2016-05-06

ModalAnalysison Suspension and Body Framework ofa Coach

An Xue，Wen Xuezhu
（Collegeof Engineering，Yanbian University，Yanji133002，China）

Selecting ZK6938HN coach suspension and body framework as the research object，the authorsestablish the vibrationmechanicsmodelwith four freedom degrees for the half biaxial coach.Through theoretical calculation and Adams simulation analysis to calculate the natural frequencies under different loads for the coach，they use theworkbench software tomake themodal analysis of the body framework.The result shows that the natural frequency of the vehicle head position in the body framework is very close to the vibration frequency of the coach suspension system，so the vehicle head position is prone to resonance thus to affect the structural strength and sitting com fort.

coach suspension；body framework；four freedom degree；modalanalysis

U463.33；U463.83+1

A

1006-3331（2016）05-0013-03

安雪（1989-），女，硕士；主要研究方向为机构学与机械动力学。