陳衛(wèi)強(qiáng)

（廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司福建省客車安全與節(jié)能技術(shù)企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，福建廈門361023）

大客車全承載式白車身模態(tài)測(cè)試評(píng)價(jià)

陳衛(wèi)強(qiáng)

（廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司福建省客車安全與節(jié)能技術(shù)企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，福建廈門361023）

以某12 m國(guó)內(nèi)全承載式客車的白車身為研究對(duì)象，探討模態(tài)試驗(yàn)的基本條件，采用兩點(diǎn)激勵(lì)、多點(diǎn)拾振的方法，測(cè)試頻響函數(shù)，并應(yīng)用LMS的PolyMax法進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識(shí)別，對(duì)集中于5～40 Hz內(nèi)的模態(tài)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，為優(yōu)化該車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供試驗(yàn)數(shù)據(jù)和改進(jìn)依據(jù)。

客車；全承載式；白車身；模態(tài)測(cè)試；分析評(píng)價(jià)

在客車的研發(fā)過(guò)程中，車身模態(tài)是重要的內(nèi)容，與客車的振動(dòng)和噪聲水平密切相關(guān)。主要振動(dòng)源，如動(dòng)力總成、進(jìn)排氣系統(tǒng)、冷卻風(fēng)扇、輪胎、后橋等都是附著在車身上的。每個(gè)振動(dòng)源都有自己的激勵(lì)頻率，如何設(shè)計(jì)好車身，合理規(guī)劃好車身模態(tài)，有效避頻減振是開(kāi)發(fā)階段重要的課題[1]。本文就某國(guó)產(chǎn)典型大客車車身模態(tài)的測(cè)試及結(jié)果進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)。

1 白車身模態(tài)測(cè)試

在汽車研發(fā)過(guò)程中，一般會(huì)有3種狀態(tài)的車身，分別是白車身、內(nèi)飾車身和整車車身。白車身主要指車身框架結(jié)構(gòu)本體和板結(jié)構(gòu)，包括梁、地板、頂棚等。白車身需要指明是否帶玻璃，不帶玻璃的英文通常稱為BIW，帶玻璃的稱為BIP。當(dāng)車門、內(nèi)飾、發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋、行李箱蓋、轉(zhuǎn)向支柱和座椅等安裝到白車身上后就形成了內(nèi)飾車身，英文通常稱為TB。整車狀態(tài)的車身就是整車車身，其與內(nèi)飾車身的結(jié)構(gòu)是一樣的，區(qū)別是在整車上內(nèi)飾車身受其它各個(gè)系統(tǒng)的約束。

雖然整車模態(tài)是最終評(píng)價(jià)的狀態(tài)，但整車模態(tài)和內(nèi)飾車身模態(tài)由于不方便測(cè)試，同時(shí)其CAE仿真也較難準(zhǔn)確，而白車身容易開(kāi)展測(cè)試和CAE仿真較準(zhǔn)確。同時(shí)，白車身是內(nèi)飾車身和整車車身的基礎(chǔ)，三者模態(tài)之間有一定的關(guān)系。因此，實(shí)際研發(fā)中，主要是分析控制白車身模態(tài)，白車身模態(tài)控制好了，整車車身模態(tài)就有了保證[2]。

圖1是某不帶玻璃的客車白車身，主要由五大片（前/后圍、左/右圍、車頂）、底架、封板、蒙皮等焊接而成，沒(méi)有車門、發(fā)動(dòng)機(jī)蓋等運(yùn)動(dòng)件，長(zhǎng)×寬×高分別為12 m×2.5 m×3 m。本次白車身模態(tài)試驗(yàn)是在金龍客車試驗(yàn)中心內(nèi)開(kāi)展的。

圖1 某客車白車身模態(tài)試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)、支撐、前后激振器

1.1 模態(tài)試驗(yàn)的前提條件及預(yù)試驗(yàn)

模態(tài)試驗(yàn)之前，通常會(huì)運(yùn)用有限元仿真來(lái)對(duì)車體進(jìn)行模態(tài)大致計(jì)算[3]，對(duì)模態(tài)頻率分布范圍、模態(tài)密集程度、各階振型的形態(tài)進(jìn)行初步的判斷，為模態(tài)試驗(yàn)中激勵(lì)方式、測(cè)點(diǎn)布置、頻率范圍等因素的確定提供參考。

由于大客車車身太重，不方便用橡皮繩進(jìn)行懸吊，而采用空氣彈簧四點(diǎn)支撐，氣囊的剛度通過(guò)充氣氣壓進(jìn)行調(diào)節(jié)。根據(jù)承載大小使車身大致水平，試驗(yàn)車身處于“自由-自由”的邊界狀態(tài)，要求氣囊足夠軟，以保證剛體共振頻率遠(yuǎn)低于第一階彈性體共振頻率。工程上一般要求小于20%左右，則剛體模態(tài)不對(duì)彈性體模態(tài)計(jì)算產(chǎn)生較大影響。經(jīng)測(cè)試分析，本次試驗(yàn)最高的車身剛體模態(tài)為2.6 Hz，最低的車身彈性體模態(tài)為10.7 Hz，基本滿足工程要求。

試驗(yàn)共布置了142個(gè)響應(yīng)測(cè)點(diǎn)，每個(gè)測(cè)點(diǎn)測(cè)試x、y、z 3個(gè)方向，按照大致均勻布置的原則，反映了車身的基本輪廓。由于結(jié)構(gòu)很大，在前后共布置了2個(gè)激振器同時(shí)進(jìn)行激振。采用2點(diǎn)激勵(lì)，激振位置在模態(tài)節(jié)點(diǎn)上的概率大大下降[4]。為了能夠?qū)⒉煌较虻哪B(tài)都激發(fā)出來(lái)，其中車輛后部的激振方向?yàn)閮A斜方向，這樣在車身橫向就有了激勵(lì)能量，有利于車身橫向彎曲模態(tài)的激發(fā)。

最佳支撐位置一般希望選擇在振幅較小的位置，如果僅僅要求測(cè)試一階模態(tài)，則最佳支撐位置是在該階模態(tài)的節(jié)點(diǎn)（模態(tài)振幅為0）處。激勵(lì)位置一般要求不要靠近模態(tài)節(jié)點(diǎn)，在節(jié)點(diǎn)激勵(lì)，模態(tài)將不能被激勵(lì)出來(lái)。

根據(jù)模態(tài)理論，模態(tài)試驗(yàn)須滿足以下幾個(gè)前提條件：

1）振動(dòng)系統(tǒng)是線性的，輸出與輸入的比值保持不變，滿足疊加原理，即在一定范圍內(nèi)，無(wú)論激振器激振力大還是小，頻率響應(yīng)函數(shù)是不變的。

2）振動(dòng)系統(tǒng)具有時(shí)不變的結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性，不隨時(shí)間變化。根據(jù)該原則，模態(tài)試驗(yàn)時(shí)間最好不要跨越太長(zhǎng)。

3）可觀測(cè)性假設(shè)，系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性所需要的全部數(shù)據(jù)都是可以測(cè)量的。

4）振動(dòng)系統(tǒng)滿足互易性原理。即在A點(diǎn)的輸入所引起B(yǎng)點(diǎn)的響應(yīng)，等于B點(diǎn)的相同方向輸入所引起的A點(diǎn)的響應(yīng)[5-6]。

正式測(cè)試數(shù)據(jù)前，一般需要開(kāi)展預(yù)試驗(yàn)，看試驗(yàn)測(cè)試方案是否滿足以上4個(gè)前提條件，主要考察是否滿足1）線性和4）互易性的要求。線性條件一般用調(diào)節(jié)激振力的幅值來(lái)比較頻響函數(shù)，互易性條件是測(cè)量頻響函數(shù)的對(duì)比（A/B，B/A）。本次試驗(yàn)選擇前后2個(gè)激振器點(diǎn)，分別選擇其中一個(gè)做激勵(lì)，另外一個(gè)做響應(yīng)，得到2個(gè)頻響函數(shù)對(duì)比，證明本系統(tǒng)滿足模態(tài)試驗(yàn)基本條件要求。

1.2 數(shù)據(jù)采集及模態(tài)參數(shù)識(shí)別

模態(tài)數(shù)據(jù)是通過(guò)測(cè)量頻響函數(shù)進(jìn)行分析得到的。圖2是本次試驗(yàn)所采用的LMS測(cè)試分析系統(tǒng)，由軟件發(fā)出猝發(fā)隨機(jī)信號(hào)，經(jīng)采集前端、功率放大器后，驅(qū)動(dòng)激振器進(jìn)行激振，激振器桿上有力傳感器測(cè)試力信號(hào)，車身上的各個(gè)加速度計(jì)測(cè)量加速度信號(hào)，通過(guò)計(jì)算得到頻率響應(yīng)函數(shù)。猝發(fā)隨機(jī)信號(hào)如圖3所示，由于是整周期采樣，理論上是最理想的情況，可完全避免能量的泄漏。表1是本次模態(tài)試驗(yàn)的參數(shù)設(shè)置。

圖3 2個(gè)激勵(lì)的猝發(fā)隨機(jī)信號(hào)

表1 模態(tài)試驗(yàn)參數(shù)設(shè)置

相干函數(shù)表明輸出加速度信號(hào)跟輸入的力信號(hào)的關(guān)系，相干系數(shù)越接近1，信噪比越好，一般要求0.85以上。本次測(cè)試的相干系數(shù)，在分析頻率40 Hz內(nèi)的頻率響應(yīng)函數(shù)的主要峰值處，相干系數(shù)在0.85～0.9之間，但是超過(guò)40 Hz后，相干系數(shù)明顯變差。這也從另一個(gè)方面反映了大客車白車身的整體模態(tài)頻率范圍主要集中在40 Hz內(nèi)。

2 測(cè)試結(jié)果的分析評(píng)價(jià)

參數(shù)估計(jì)方法是采用LMS的TEST.LAB MODEL ANSLYSIS分析軟件中識(shí)別精度最高的PolyMax方法進(jìn)行分析[7-8]，得到某車型白車身模態(tài)的結(jié)果，如表2所示，振型如圖4所示。

表2 某車型白車身模態(tài)測(cè)試結(jié)果

圖4 各階模態(tài)振型

整車車身是由白車身搭載各個(gè)子系統(tǒng)而成，所以通常整車車身模態(tài)與內(nèi)飾車身模態(tài)、白車身模態(tài)之間有必然的關(guān)聯(lián)性，模態(tài)分析很重要的工作是發(fā)現(xiàn)三者之間的關(guān)系，這樣，在研發(fā)的初期，通過(guò)對(duì)易于控制的白車身模態(tài)的控制就可以達(dá)到控制整車車身模態(tài)的目的。例如，白車身模態(tài)頻率高，內(nèi)飾車身和整車車身模態(tài)頻率也會(huì)高?？蛙囶I(lǐng)域這三者之間的關(guān)聯(lián)的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)很缺乏。

乘用車有較多的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)。文獻(xiàn)[1]在大量數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上總結(jié)出其規(guī)律。一階彎曲模態(tài)頻率方面，轎車、SUV白車身一般在40 Hz～55 Hz范圍，白車身安裝了車門、內(nèi)飾件和座椅等之后，變成內(nèi)飾車身，這些質(zhì)量的增加，使彎曲模態(tài)頻率下降約20 Hz；而整車狀態(tài)，彎曲模態(tài)進(jìn)一步下降約1 Hz～3 Hz，在20 Hz～30 Hz之間，即白車身一階彎曲模態(tài)頻率大約是整車狀態(tài)的1.5～2.2倍。一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)情況不一樣，轎車、SUV白車身一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率一般在35 Hz～50 Hz范圍，內(nèi)飾車身比白車身大約降低5 Hz～10 Hz，整車車身再進(jìn)一步降低1 Hz～3 Hz，一般也在20 Hz～30 Hz范圍。玻璃對(duì)扭轉(zhuǎn)模態(tài)影響較大，動(dòng)力總成等質(zhì)量對(duì)彎曲模態(tài)影響較大?？蛙囓嚿砣N模態(tài)之間的關(guān)聯(lián)是個(gè)值得研究的課題。白車身模態(tài)數(shù)據(jù)沒(méi)有統(tǒng)一的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，實(shí)際研發(fā)中也可以將行業(yè)的標(biāo)桿車的車身模態(tài)數(shù)據(jù)作為參考。

對(duì)于本次測(cè)試得到的某白車身模態(tài)數(shù)據(jù)，進(jìn)行如下分析：

1）在10 Hz～30 Hz內(nèi)至少存在著9個(gè)彈性體模態(tài)，平均2.87 Hz就間隔1個(gè)，模態(tài)比較密集，特別是有較多的局部模態(tài)，說(shuō)明車身設(shè)計(jì)還需改進(jìn)。

2）本車白車身模態(tài)一階垂向彎曲頻率為16.9 Hz。一階彎曲模態(tài)頻率越高，總體趨勢(shì)是NVH性能和疲勞耐久性就會(huì)越好?！?00 km/h及以上速度級(jí)鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定暫行規(guī)定》中6.4.1規(guī)定“整備狀態(tài)車體最低彎曲頻率不得低于10 Hz”[9]。公路客車與鐵道車輛都是焊接件，尺寸也類似，具有重要參考價(jià)值，白車身模態(tài)變成內(nèi)飾車身和整車車身模態(tài)后還會(huì)有較大的降低，大客車能否滿足不低于10 Hz要求需要后續(xù)數(shù)據(jù)積累。

模態(tài)振型上16.9 Hz為車身一階垂向彎曲、車頂呼吸和后圍橫向擺動(dòng)，主要包含了整體和局部3個(gè)部分的振動(dòng)，該模態(tài)不純，應(yīng)避免局部模態(tài)與整體模態(tài)的耦合，是車身設(shè)計(jì)需要關(guān)注的地方。

此指標(biāo)一般由各公司根據(jù)NVH、疲勞耐久和成本等因素自行決定，意大利的ETR型客車車體、日本的高速車車體都要求車體一階彎曲振動(dòng)頻率高于10 Hz[9]。而我國(guó)《CRH3動(dòng)車組供貨技術(shù)規(guī)范》規(guī)定最小模態(tài)頻率大約要在（10±10%）Hz內(nèi)[10]。

3）除了16.9 Hz為一階整體垂向彎曲模態(tài)與車頂局部模態(tài)耦合外，15.2 Hz、20.3 Hz都存在著這種整體模態(tài)與局部模態(tài)的耦合現(xiàn)象。整體的振動(dòng)與局部的振動(dòng)相互影響。一個(gè)振動(dòng)被激發(fā)會(huì)引起另一個(gè)振動(dòng)，增加了共振的概率和振動(dòng)的強(qiáng)度，特別是車頂局部模態(tài)，很容易在整體振動(dòng)時(shí)被激發(fā)，在表面積比較大時(shí)產(chǎn)生噪聲問(wèn)題。車頂薄壁件的改進(jìn)上，通常是加筋增加剛度或在振動(dòng)較大表面覆蓋阻尼材料以增加阻尼，文獻(xiàn)[1]還提出增加質(zhì)量塊抑制振動(dòng)的方法。

4）車輪旋轉(zhuǎn)激勵(lì)。車輪旋轉(zhuǎn)不平衡的激勵(lì)頻率與車速的關(guān)系可由公式（1）計(jì)算。本車輪胎為295/80R22.5，其外徑為295×0.8×2+22.5×25.4=1 043.5 mm，半徑約為522 mm。本車車輪旋轉(zhuǎn)不平衡激勵(lì)在最高車速100 km/h時(shí)達(dá)到約8.5 Hz，這種激勵(lì)在輪胎不平衡量較大時(shí)會(huì)比較明顯，容易與整車車身一階彎曲模態(tài)頻率耦合，如果保守相差2 Hz的話，則整車車身一階彎曲模態(tài)頻率最少也需要在10.5 Hz以上才不會(huì)產(chǎn)生耦合。

式中：v為汽車行駛的車速，km/h；r為車輪半徑，m。

5）骨架彈性模態(tài)頻率應(yīng)盡量避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)常工作的頻率，如怠速激勵(lì)頻率?？蛙嚨∷俳?jīng)常工作的轉(zhuǎn)速范圍為600～900 r/min，四缸機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)主要的二階激勵(lì)頻率范圍為20 Hz～30 Hz，六缸機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)主要的三階激勵(lì)頻率范圍為30 Hz～45 Hz。后續(xù)整車狀態(tài)的模態(tài)在設(shè)計(jì)匹配和懸置設(shè)計(jì)時(shí)需特別注意要避免模態(tài)耦合，在整車模態(tài)確定的情況下，附在車身的其它系統(tǒng)必須避開(kāi)車身的各階模態(tài)。

6）結(jié)構(gòu)振動(dòng)模態(tài)應(yīng)避免與車內(nèi)聲模態(tài)的耦合?？蛙囓噧?nèi)空腔也是一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，其空腔縱向一階彎曲模態(tài)頻率的初略計(jì)算公式如式（2）所示。該公式是將空腔簡(jiǎn)化成矩形，對(duì)于客車比較適用。

式中：c為聲速，340 m/s；l為車內(nèi)空腔的長(zhǎng)度，按照車長(zhǎng)11.95 m取值。

計(jì)算得本車第一階聲腔模態(tài)在14.2 Hz左右，白車身模態(tài)在此頻率附近有3階模態(tài)，即12 Hz、15.2 Hz和16.9 Hz都存在著整體或局部振動(dòng)，特別是局部振動(dòng)，如果局部的振動(dòng)是聲腔模態(tài)振型的振幅較大的位置，則更容易引起空腔共振，必須加以改進(jìn)[11]，由于聲腔模態(tài)基本不能改變，結(jié)構(gòu)模態(tài)只有避開(kāi)。

3 結(jié)束語(yǔ)

本文介紹了白車身模態(tài)試驗(yàn)的方法及要點(diǎn)，識(shí)別了全承載式大客車白車身的模態(tài)頻率和振型等參數(shù)，對(duì)模態(tài)結(jié)果進(jìn)行了分析評(píng)價(jià)，為車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化指明了改進(jìn)方向，可為客車企業(yè)開(kāi)展類似研究提供參考。

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修改稿日期：2016-09-30

Test Evaluation of BIW Modes of a Full-load Coach Frame

Chen Weiqiang
（KeyLaboratoryofEnterprises for Passenger Safetyand EnergySavingTechnologyin Fujian Province, Xiamen KingLongUnited Automotive IndustryCo.,Ltd,Xiamen 361023,China）

With the BIW of a domestic 12 meters full-load coach frame,the basic conditions of the modal test are discussed,the method of two-input and multiple-output is used,the frequency response function is tested,and the PolyMax method of LMS is used to identify the modal parameters.Then the data focused on 5～40 Hz are analyzed. The paper can provide test data and improvement basis for the coach bodystructure design.

coach;full-load type;BIW;mode test;analysis and evaluation

U467.493

B

1006-3331（2016）06-0050-04

陳衛(wèi)強(qiáng)（1965-），男，高級(jí)工程師；主要研究方向?yàn)槠嘚VH等。