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摘要：客车是重要的交通工具，对于缓解交通压力、降低交通成本有重要的意义。为应对激烈的市场竞争，满足乘客更高层次的需求，客车厂商更加关注舒适性，通过降低振动感，减少乘客的不适。通过合理简化客车的结构，建立客车主要承载结构模型和有限元模型，模拟分析有限元模型，了解客车运行时出现整车共振的原因，帮助解决客车整车共振的问题。
关键词：计算机辅助工程技术;客车;整车共振
中图分类号：U469.1 文献标示码：A
客车在行驶的过程中，由于发动机、路面等因素导致整车振动，乘客乘车的舒适性评价主要与振动感的大小有关。客车结构设计中，需要充分考虑到整车的动态性能，否则由于各种激励源的激励，共振现象比较严重，最终也会影响客车的销售。通常采用综合法、试验模拟和有限元模拟等方式对客车的动态性能进行分析，大型客车的车体比较庞大，由于实验成本和条件的制约，不适合采用综合法和实验法[1]。随着计算机辅助工程技术（CAE）的发展，在分析客车的动态性能中，CAE发挥了重要的作用，应用CAE方法研究客车的动态性能，有利于客车整车共振问题的解决。
1客车整车几何建模
车身和车架是客车整车的主要承重结构，蒙皮、骨架、内饰、预埋板和其他特定构件等是车身的主要组成部分。车身的骨架对车身的动态性能有决定性影响，加强板影响特定区域刚度，在车身模型建立中通常只考虑车身骨架和加强版。车身采用空间三维梁单元的有限元建模，加强板结构比较规整。杆件焊接组成车身骨架，骨架和加强板采用线模型建模。
2有限元建模
车身骨架采用Beam 188单元，是结构分析用的三维梁单元，有两个节点，能够模拟各种截面梁结构的力学特性。车架结构用solid92单元，是十节点四面体单元。通过solid92单元划分车架模型，保证有限元分析的精度。加强板采用Beam 188单元。
有限元网格的划分关系着有限元模型的计算时间和精度，划分越精细精度越高，误差越小，同时计算时间越长，计算量更大。因此，为尽量减少计算时间，在保证计算精度的基础上，车身骨架采用20 mm的单元，车架采用30 mm的单元进行网格划分，可顺利完成计算工作。建立好车身和车架的集合模型和划分网格后，连接车身车架。采用刚性连接的方式模拟焊点，在需要连接的部分生成刚性区域。在其他地方的有限元建模中也应用焊接刚性化的方法，比如平行焊接梁作为截面相当的梁进行处理[2]。
建立整车几何模型时.将对整个刚性影响度不大的附属件直接忽略，比如壁板、空调、油箱、座椅、变速器和内饰等，虽然与刚度关系小，但是会影响整车的质量。整车质量受到较大的影响，会直接影响模态，所以在有限元模型中，对附属件的质量进行补偿。采用集中质量mass21单元模拟集中质心位置附属件，比如空调、油箱、变速器和发送机等。采用mass21单元均匀分布在附属件覆盖节点的方式，模式分布质量附属件，比如内饰、壁板等。
3结果分析
整车有限元模型建立后，进行分析求解，模拟车身底板骨架位移，观察分析1～50.00 Hz范围内的模态，如果地板骨架位移比较小，表示变化不剧烈，振动感不激烈，乘客对客车整车共振的感觉不明显。如果地板骨架位移大，对整车共振的感觉比较明显。第1阶次固有频率为10.53 Hz时，整车振动感影响非常大，整车绕车架的纵偏转。在第2阶次固有频率为12.80 Hz时，整车振动感影响比较大。在第3阶次固有频率为17.45 Hz时，整车振动感影响比较大。在第4阶次固有频率为22.25 Hz时，整车振动感影响非常大。在第5阶次固有频率为28.20 Hz时，整车振动感影响比较大。其中第1阶次和第4阶次的固有频率分别为10.53 Hz和22.25 Hz.对振动感的影响最严重。其他阶次模态虽然也是整车振动模态，相对来说给乘客的整车振动感比较小[3]。
4结果分析和实际对比
根据本次建立模型的模态分析，在10.53 Hz和22.25 Hz的激振频率时，对乘客乘坐客车的振动感影响最严重，整车共振现象最明显。在对客车的实际测试中，乘客感受到最强烈的整车共振，是客车发动机转速为661.8 r/min和1 320r/min时，对应的频率为1 1.03 Hz和22.00 Hz，与实验分析结果相对应。在客车怠速的情况下，661.8 r/min和11.03 Hz是第1阶模拟中的状态，激振力或者力矩激发，引起整车共振。1 320 r/min和22.00 Hz是第4阶模拟中的状态，激振力、力矩或两者组合的整车共振。发动机工作时出现的振动，激发第1阶次和第4阶次的模态，出现剧烈的整车共振现象。
本次客车的发动机是4缸发动机，振源包括3个部分：第一，活塞和连杆的运动作用下导致的惯性力;第二，飞轮旋转、曲轴部件不平衡质量，导致离心力和力矩，这类振源的激振频率和转频相等，是一次谐波的频率[4];第三，气体压力、惯性力出现的翻倒扭矩，这类振和第一种振源一样，激振频率是转频的2倍，都是在二次谐波上，对发动机产生的激振。往复的运动引入惯性力，会引起发动机的竖向振动。翻倒扭矩的作用，产生绕纵向的偏转振动。旋转部件不平衡质量引入的离心力，会同时产生竖向振动和横向振动。第1阶模态是整车绕车架纵轴偏转，主要由于旋转件质量不平衡引入的惯性力。第4阶模态是整车绕车竖直方向的中心轴弯曲，主要由于转件质量不平衡引入的惯性力。
将实验结果和实际情况进行对比，表明客车怠速出现整车共振的原因，主要是由于发动机旋转件不平衡质量，导致发动机的振动。根据结果，在客车整车振动的治理问题中，需要改变客车怠速转速，可以提高转速到800 r/min，偏离固有频率。要降低發动机一次激励对整车结构的影响，更换减振垫，提高低频隔频率[5]。
【参考文献】
[1]王少黎.基于CAE的轻量化客车车身结构分析[J].工程技术：全文版，2016（12）：00050.
[2]袁刘凯，王满祥，王磊，等.基于CAE技术的某轻型客车车身轻量化设计[J].轻型汽车技术，2016（3）：47-54.
[3]张彦斌，周宏涛，贺新峰.基于CAE技术的发动机悬置软垫设计[J].客车技术与研究，2017，39（4）：37-39.
[4]颜京才，张化朝，李国鹏.CAE在汽车制动器罩壳设计中的应用[J].汽车实用技术，2016（2）：124-125.
[5]顾海南，李盈盈，李立波，等.基于CAE模态分析运用降低整车噪声[J].汽车实用技术，2015（11）：112-114.
关键词：计算机辅助工程技术;客车;整车共振
中图分类号：U469.1 文献标示码：A
客车在行驶的过程中，由于发动机、路面等因素导致整车振动，乘客乘车的舒适性评价主要与振动感的大小有关。客车结构设计中，需要充分考虑到整车的动态性能，否则由于各种激励源的激励，共振现象比较严重，最终也会影响客车的销售。通常采用综合法、试验模拟和有限元模拟等方式对客车的动态性能进行分析，大型客车的车体比较庞大，由于实验成本和条件的制约，不适合采用综合法和实验法[1]。随着计算机辅助工程技术（CAE）的发展，在分析客车的动态性能中，CAE发挥了重要的作用，应用CAE方法研究客车的动态性能，有利于客车整车共振问题的解决。
1客车整车几何建模
车身和车架是客车整车的主要承重结构，蒙皮、骨架、内饰、预埋板和其他特定构件等是车身的主要组成部分。车身的骨架对车身的动态性能有决定性影响，加强板影响特定区域刚度，在车身模型建立中通常只考虑车身骨架和加强版。车身采用空间三维梁单元的有限元建模，加强板结构比较规整。杆件焊接组成车身骨架，骨架和加强板采用线模型建模。
2有限元建模
车身骨架采用Beam 188单元，是结构分析用的三维梁单元，有两个节点，能够模拟各种截面梁结构的力学特性。车架结构用solid92单元，是十节点四面体单元。通过solid92单元划分车架模型，保证有限元分析的精度。加强板采用Beam 188单元。
有限元网格的划分关系着有限元模型的计算时间和精度，划分越精细精度越高，误差越小，同时计算时间越长，计算量更大。因此，为尽量减少计算时间，在保证计算精度的基础上，车身骨架采用20 mm的单元，车架采用30 mm的单元进行网格划分，可顺利完成计算工作。建立好车身和车架的集合模型和划分网格后，连接车身车架。采用刚性连接的方式模拟焊点，在需要连接的部分生成刚性区域。在其他地方的有限元建模中也应用焊接刚性化的方法，比如平行焊接梁作为截面相当的梁进行处理[2]。
建立整车几何模型时.将对整个刚性影响度不大的附属件直接忽略，比如壁板、空调、油箱、座椅、变速器和内饰等，虽然与刚度关系小，但是会影响整车的质量。整车质量受到较大的影响，会直接影响模态，所以在有限元模型中，对附属件的质量进行补偿。采用集中质量mass21单元模拟集中质心位置附属件，比如空调、油箱、变速器和发送机等。采用mass21单元均匀分布在附属件覆盖节点的方式，模式分布质量附属件，比如内饰、壁板等。
3结果分析
整车有限元模型建立后，进行分析求解，模拟车身底板骨架位移，观察分析1～50.00 Hz范围内的模态，如果地板骨架位移比较小，表示变化不剧烈，振动感不激烈，乘客对客车整车共振的感觉不明显。如果地板骨架位移大，对整车共振的感觉比较明显。第1阶次固有频率为10.53 Hz时，整车振动感影响非常大，整车绕车架的纵偏转。在第2阶次固有频率为12.80 Hz时，整车振动感影响比较大。在第3阶次固有频率为17.45 Hz时，整车振动感影响比较大。在第4阶次固有频率为22.25 Hz时，整车振动感影响非常大。在第5阶次固有频率为28.20 Hz时，整车振动感影响比较大。其中第1阶次和第4阶次的固有频率分别为10.53 Hz和22.25 Hz.对振动感的影响最严重。其他阶次模态虽然也是整车振动模态，相对来说给乘客的整车振动感比较小[3]。
4结果分析和实际对比
根据本次建立模型的模态分析，在10.53 Hz和22.25 Hz的激振频率时，对乘客乘坐客车的振动感影响最严重，整车共振现象最明显。在对客车的实际测试中，乘客感受到最强烈的整车共振，是客车发动机转速为661.8 r/min和1 320r/min时，对应的频率为1 1.03 Hz和22.00 Hz，与实验分析结果相对应。在客车怠速的情况下，661.8 r/min和11.03 Hz是第1阶模拟中的状态，激振力或者力矩激发，引起整车共振。1 320 r/min和22.00 Hz是第4阶模拟中的状态，激振力、力矩或两者组合的整车共振。发动机工作时出现的振动，激发第1阶次和第4阶次的模态，出现剧烈的整车共振现象。
本次客车的发动机是4缸发动机，振源包括3个部分：第一，活塞和连杆的运动作用下导致的惯性力;第二，飞轮旋转、曲轴部件不平衡质量，导致离心力和力矩，这类振源的激振频率和转频相等，是一次谐波的频率[4];第三，气体压力、惯性力出现的翻倒扭矩，这类振和第一种振源一样，激振频率是转频的2倍，都是在二次谐波上，对发动机产生的激振。往复的运动引入惯性力，会引起发动机的竖向振动。翻倒扭矩的作用，产生绕纵向的偏转振动。旋转部件不平衡质量引入的离心力，会同时产生竖向振动和横向振动。第1阶模态是整车绕车架纵轴偏转，主要由于旋转件质量不平衡引入的惯性力。第4阶模态是整车绕车竖直方向的中心轴弯曲，主要由于转件质量不平衡引入的惯性力。
将实验结果和实际情况进行对比，表明客车怠速出现整车共振的原因，主要是由于发动机旋转件不平衡质量，导致发动机的振动。根据结果，在客车整车振动的治理问题中，需要改变客车怠速转速，可以提高转速到800 r/min，偏离固有频率。要降低發动机一次激励对整车结构的影响，更换减振垫，提高低频隔频率[5]。
【参考文献】
[1]王少黎.基于CAE的轻量化客车车身结构分析[J].工程技术：全文版，2016（12）：00050.
[2]袁刘凯，王满祥，王磊，等.基于CAE技术的某轻型客车车身轻量化设计[J].轻型汽车技术，2016（3）：47-54.
[3]张彦斌，周宏涛，贺新峰.基于CAE技术的发动机悬置软垫设计[J].客车技术与研究，2017，39（4）：37-39.
[4]颜京才，张化朝，李国鹏.CAE在汽车制动器罩壳设计中的应用[J].汽车实用技术，2016（2）：124-125.
[5]顾海南，李盈盈，李立波，等.基于CAE模态分析运用降低整车噪声[J].汽车实用技术，2015（11）：112-114.