袁 爽，杨啟梁，胡 溧，龚海清

(武汉科技大学汽车与交通工程学院，湖北 武汉，430081)

发动机激励下客车车身怠速振动仿真研究

袁 爽，杨啟梁，胡 溧，龚海清

(武汉科技大学汽车与交通工程学院，湖北 武汉，430081)

以某国产客车为研究对象，综合运用多体动力学和有限元分析法来研究发动机激励下车身的动态响应。在多体动力学软件MotionView中建立整车的动力学模型，在有限元软件HyperMesh中建立车身有限元模型，用MotionSolve求解发动机激励引起的动力总成悬置系统的动载荷，将悬置系统的三向动载荷施加到有限元模型上，用RADIOSS定量求解出车身特征点的动态响应。以发动机怠速工况为例，将车身特征点振动加速度均方根值的仿真计算结果与实车测试结果进行对比分析，验证仿真方法的正确性。结果表明，将多体动力学仿真和有限元仿真有机结合起来研究发动机怠速激励下客车车身的动态响应是行之有效的。

客车；发动机激励；动态响应；车身振动；多体动力学；有限元法

客车的NVH性能直接影响到产品的市场竞争力，已成为汽车研发过程中关注的重点。就振源而言，车身的振动是由发动机、传动系统、车轮及路面等的激励引起的。为了减小发动机激励引起的车身振动，通常将动力总成用橡胶软垫支承在车架上，起到隔振作用[1]。在悬置系统设计时，一般采用动力学优化方法，通过建立动力总成系统的六自由度或十二自由度动力学模型，以悬置系统解耦度或者悬置传递率、悬置支反力等作为目标函数来优化悬置软垫刚度[2-6]。由于没有考虑车身的动态特性，用动力学优化方法得到的悬置系统参数不能保证车身最佳的动态特性。近年来，研究者采用谐响应分析法来研究发动机激励下车身的动态响应[7-11]，使车身固有频率避开发动机的激励频率，减小车身的振动。发动机引起的车身振动包括两个振动系统，一个是发动机激励引起的动力总成的刚体振动，另一个是动力总成悬置的动载荷引起的车身弹性振动。谐响应分析法没有将这两个系统统一起来进行研究，因此只能定性地评价发动机振动对车身振动的影响，无法得到在发动机激励下车身振动的定量结果。

基于上述原因，本文综合运用多体动力学和有限元法分析方法，把动力总成的刚体振动和车身的弹性振动作为一个整体来研究，以某轻型客车怠速工况为例，预测发动机激励下车身的动态响应。

1 发动机激励理论

发动机激励源主要由气缸内周期变化的气体压力和曲柄机构运动产生的惯性力、惯性力矩组成。发动机将这些力和力矩传给车身，使车身受力而产生振动，从而影响乘员的舒适性。发动机激励源有三类：一是曲轴总成旋转部件不平衡质量产生的离心力；二是活塞及连杆做往复运动产生的惯性力；三是由气缸内气体压力和往复惯性力产生的倾覆力矩。四缸直列式四冲程发动机垂向力Fz和倾覆力矩Mx的表达式[1]分别为：

Fz=4mrλω2cos(2ωt)

(1)

a4sin(4ωt+φ4)+…]

(2)

本文选用实车发动机参数，取m为1.155 kg，λ为0.3，r为0.051 m。计算Fz和Mx所需参数值一般很容易获取而且具有足够的精度，所以Fz和Mx的理论计算是比较准确的。在无法获得发动机示功图来准确计算发动机在怠速工况下的倾覆力矩时，常规的处理方法是利用倾覆力矩的傅里叶级数展开形式来代替实际发动机怠速工况的激励。

整车结构设计中，应使车身的模态频率避开发动机常用转速所对应的激励频率，以免产生共振，影响乘坐舒适性，降低零件使用寿命。四缸直列式四冲程发动机激励频率为[1]：

(3)

式中:n为发动机转速，r/min；i为气缸数；τ为冲程数。

由发动机垂向力和倾覆力矩引起的振动主要成分是2阶和4阶频率振动，高阶频率振动成分贡献很小，故可忽略不计。本文中客车采用的四缸直列式四冲程柴油发动机低怠速为750 r/min，发动机二阶激励频率为25 Hz。

2 整车动力学建模与仿真

在研究发动机激励引起的动力总成的振动时，由于动力总成的弹性模态频率远远高于发动机本身的激励频率，通常把动力总成的振动当成刚体振动。在获取动力总成传给车身的动载荷时，把车身也作为一个刚体。使用MotionView多体动力学软件建立含动力总成和车身双刚体的十二自由度整车动力学模型，用MotionSolve求解器求出动力总成传给车身的动载荷。

整车动力学建模首先确定动力总成和车身悬挂部分质心位置，在质心位置分别建立刚体并赋予质量、转动惯量和惯性积。客车动力总成的弹性支承采用橡胶悬置，由于各支点距离较远，故忽略橡胶悬置的扭转弹性，简化为无阻尼的线弹性元件[12]。建模时用Bushing衬套等效动力总成橡胶悬置，将动力总成和车架联接起来。轮胎的刚度远大于悬架的刚度，故视为刚体，等同于大地。客车前悬架为双横臂扭杆弹簧独立悬架，后悬架为钢板弹簧式非独立悬架。同样用Bushing衬套等效汽车前、后悬架来模拟整车的线性振动。实际悬架的横向刚度与纵向刚度较大，建模时假定其为垂向刚度的100倍[13]。动力学模型的建模参数见表1，悬置三向刚度参数见表2，建立的动力学模型如图1所示。

通过式(1)～式(3)计算得到动力总成垂向力和倾覆力矩，并加载到整车动力学仿真模型中。仿真时间设置为25 s,步长为0.01 s,仿真类型为Static+Transient。在output panel中将发动机缸盖测试点振动加速度和4个悬置点处Bushing上的三向动载荷设置为输出对象，并用MotionSolve求解器求解。将求解出的动载荷时域结果保存为.csv格式的文件，以备有限元仿真时使用。后右悬置垂向动载荷的时域仿真结果如图2所示，其余悬置垂向动载荷的时域仿真结果与其类似，均可在25 s仿真时间内达到稳态。动力总成仿真模态频率和振型描述如表3所示。

为验证整车动力学模型的正确性，在发动机怠速工况下，用缸盖的振动加速度均方根值的仿真计算结果与实车测试结果进行对比。发动机缸盖测试点处垂向振动加速度均方根值仿真计算结果为1.843 m/s2，实车测试结果为1.807 m/s2，误差为1.9%，在允许范围内,这表明该整车动力学模型是正确的。

Fig.2 Time-domain simulation of dynamic load along the vertical Z direction on the right rear mounting

表3 动力总成模态频率和振型描述

Table 3 Modal frequency and vibration mode of the powertrain

3 车身有限元模型的建立与仿真

3.1 建立车身有限元模型

采用有限元方法分析车身在发动机激励下的动态响应。在HyperMesh软件中建立客车车身有限元模型，首先对实际车身加以简化，忽略对整车动态特性影响不大的非承载零件，如座椅支架、遮阳板支架、反光镜支架、车门、车窗、玻璃件等，并尽量使有限元模型与真实白车身一致[14]。

车身主要结构为薄壁钢板，其厚度与长度及截面尺寸相比很小，故采用2D壳单元划分网格，单元尺度为5 mm。车身骨架间的连接多为点焊，用RBE2单元模拟；局部为铆接，用RBE2+BEAM单元模拟。车身有限元模型节点数共计457 507个，壳单元430 400个，焊点RBE2单元22 190个。前悬架弹性元件是扭杆弹簧，采用1D-spring弹性单元模拟。后悬架弹性元件是钢板弹簧，用CBAR单元模拟刚性元件，用CELAS1单元模拟弹性元件。本文以怠速工况为例来模拟车身的动态响应，故悬架下方的自由端采用6个方向全约束。车身有限元模型如图3所示。

3.2 车身有限元模型模态计算

由于车身有限元模型建模过程复杂且做了许多简化，因此模型的准确性需要通过模态参数来验证，也为下一步的车身动态响应分析提供理论依据。使用RADIOSS求解器计算得到整车前10阶约束模态频率和振型描述如表4所示。

表4 车身约束模态频率与振型描述

Table 4 Constraint modal frequency and vibration mode of the bus body

3.3 整车有限元模型动态仿真

将多体动力学仿真求解出的4个悬置点处的三向动载荷结果文件(.csv格式)作为有限元模型的载荷文件，以制表函数形式Tabled1加载到车身有限元模型中4个悬置位置，悬置节点号分别为525 934、531 801、514 933和516 920。

对客车而言，座椅处的振动严重影响了乘客的乘坐舒适性，因此，座椅是考察车身动态响应的关键部位。本文选取主驾座椅、副驾座椅和VIP座椅所在的车身骨架上的3个点作为车身特征点，节点号分别为469 342、459 575和344 640。采用直接瞬态响应分析法，设置仿真时间为25 s、步长为0.01 s，用RADIOSS求解器求解3个车身特征点的垂向振动加速度时域响应。

4 怠速工况下的车身动态响应分析

车身动态响应分析是为了预测在发动机动态激励下车身特征点的响应和传递特性，找到影响较大的共振频率和振动位置，为动力总成悬置系统设计、车身结构设计和优化提供理论依据，有助于改善整车的NVH性能。本文以客车怠速工况为例来模拟车身动态响应。用RADIOSS计算得到车身特征点垂向振动加速度时域响应，并在Matlab中进行傅里叶变换得到频域响应。特征点垂向振动加速度响应分别如图4～图6所示。

从图4～图6中时域响应的幅值可以看出，汽车刚启动的前5 s，3个特征位置处均振感强烈，使乘员感觉不舒适；而达到平衡位置后只有VIP座椅处振动仍较大。从图4～图6中频域响应可以看出，3个特征位置的频率均在23.05 Hz处呈现最高峰值，表明动力总成重向横摆振动与第9阶车身模态发生强烈共振；其次是发动机2阶激励频率(25 Hz)仅在VIP座椅处峰值较高，表明由发动机产生的2阶激励通过动力总成悬置系统后减弱，仅对VIP座椅处的舒适性造成了较大影响，需要有针对性地采取减振避频措施来改善客车的NVH性能。动力总成横向平动频率6.9 Hz和垂向平动频率8.15 Hz对主驾座椅和副驾座椅有轻微影响，且恰好出现在人体最敏感的频率段(4～10 Hz[15])内，但振动加速度的幅值不大，故无需进一步调整。

5 实车动态响应试验验证

为验证车身动态响应仿真结果的正确性，在发动机怠速工况下进行实车测试。选取与主驾位置、副驾位置和VIP位置所对应的车身骨架上的3个点为测试点，进行了实车振动测试。

测试数据由型号为AVANT MI-7016的16通道数据采集分析仪采集。传感器选用型号为CA-YD-185TNC的IC压电式单向加速度传感器，频率范围0.5～5000 Hz，允许最大加速度为1000 m/s2,灵敏度为5 mV/(m·s-2)。

由图4～图6中可知，时域仿真结果在12 s后才达到稳态，故取12 s后的时域仿真结果计算其垂向振动加速度仿真均方根值，并与实测值进行比较，结果如表5所示。从表5中可以看出，各特征位置处垂向振动加速度均方根值的测试结果与仿真结果接近，误差均不超过10%，在合理误差范围内。这表明将多体动力学仿真和有限元仿真有机结合起来研究发动机激励下客车车身的动态响应是一种行之有效的方法。

表5 车身振动的测试结果与仿真结果对比

Table 5 Comparison between practical testing results and simulation of bus body vibration

6 结语

利用多体动力学方法求出发动机激励下动力总成作用在客车车身的动载荷，并将得到的动载荷施加到有限元模型上求解车身的动态响应。整个仿真过程都在Hyperworks Desktop平台上完成，能够减小数据传递误差，提高车身动态响应的求解精度。对比发动机怠速工况下的仿真计算结果和实车测试结果，垂向振动加速度均方根值的相对误差很小，表明使用多体动力学软件和有限元软件联合仿真，能够准确地模拟发动机激励下客车车身振动的实际情况。使用这种仿真分析方法代替实车试验来研究车身动态特性，能够定量预测发动机激励的传递特性和车身的动态响应，找到影响较大的共振频率和振动位置，为动力总成悬置系统设计、车身结构设计与优化提供理论依据。

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[责任编辑 郑淑芳]

Simulation of vehicle body vibration in case of excitation by engine idle speed

YuanShuang,YangQiliang,HuLi,GongHaiqing

(College of Automobile and Traffic Engineering, Wuhan University of Science and Technology, Wuhan 430081, China)

Multi-body dynamics and finite element method were used to analyze dynamic response of vehicle body under excitation of engine. Dynamic model of the whole vehicle was established by MotionView, and finite element model for the bus body was designed by HyperMesh. The dynamic load caused by engine excitation on powertrain mounting system was solved by MotionSolve. By applying three dimensional dynamic load on the mounting system in the finite element model, dynamic responses on the feature points of bus body were quantitatively solved by RADIOSS. In case of excitation by engine idle speed, the simulation and practical testing root-mean-square values of the vibration acceleration on the specific location of bus body were compared. The results show that the simulation method combining multi-body dynamics with finite element analysis is feasible.

bus; engine excitation；dynamic response; body vibration; multi-body dynamics; finite element method

2014-07-14

国家自然科学基金资助项目(51105283).

袁 爽(1989-)，女，武汉科技大学硕士生.E-mail:ruoran94518@163.com

杨啟梁(1962-)，男，武汉科技大学教授.E-mail:yang@wust.edu.cn

U461.1；O329

A

1674-3644(2015)01-0035-06