因而可断定：发动机的二阶、四阶激励分别将第8、11阶整车模态 激发出来是造成怠速时整车共振的主要原因。
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在发动机以额定转速运转时的主要激振频率76.7Hz、153.4Hz附近， 未出现整车模态。但是固有频率分别为73.16Hz、 152.15Hz 、 155.03Hz、158.57Hz的几阶局部模态应引起注意，这些模态振型中， 车架上发动机安装位置的振动幅度也较大，在发动机工作在额定转
龙对车外内噪声指标很重视。
苏州金龙客车减振降噪项目
内容：
利用CAE技 术 1、建立6795型客车整车动态性能分析模型和声学分析模型；
2、对客车整车结构进行动态性能分析（针对发动机激励）； 3、对车内结构辐射声场进行计算和分析（边界元法和有限元法）。
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20～100Hz，步长为2Hz。
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谐响应计算结果 （1）发动机竖向激振谐响应计算结果
22Hz时地板振动位移云图
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实部
虚部
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发动机竖向激励下各考察节点位移幅频图
46228 —— 驾驶员座椅处节点
47716 —— 中部座椅处节点
46098 —— 尾部座椅处节点
23.55
车身竖向一阶弯曲，车架竖向一阶弯曲
32.89
车身竖向一阶弯曲，车架竖向二阶弯曲
40.60
车身竖向二阶弯曲，车架竖向二阶弯曲
47.45
车身竖向弯扭组合，车架纵向扭转振动
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第7阶
第11阶
第8阶
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第9阶
CAE培第训2[110] 阶
模态计算结果分析及整车结构评价
谐响应分析边界条件和载荷的添加
考虑发动机竖向和横向对整车结构的作用，分成竖向和横向 两种工况分别对模型加载单位位移谐波激励。同时添加重力加速 度。对轮胎弹簧单元自由节点进行全约束。
谐响应计算方法与方程求解器 采用完全法（Full）和稀疏矩阵直接法求解器（Sparse）。
频率范围与步长
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车身骨架几何模型的建立 （1）中心线偏移和刚性连接模拟焊接
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（2）平行焊接梁的处理
（3）曲梁处理 采用多点构建折线模拟曲梁。
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车身壁板几何模型的建立
车身骨架几何模型生成有限元网格后，以骨架的几何元素，即线 和关键点为基础，根据实际车身壁板结构连接情况，生成替代车 身壁板的面 。考虑到后续有限元网格的划分，在构建面时应尽量 生成易进行四边形单元划分的四边形面和三角形面。
1.2 客车结构动态性能分析的国内外发展与现状
国外：CAE已经普遍应用于汽车制造业，具备了较全面的客车动态 性能分析技术和丰富的分析经验 。
国内：引进国外硬件和软件，在科研单位和院校开展了 一些研究。
两个特点 : 1、零件级模态分析研究较深入，系统级模态分析还未有人开展。 2、研究路面激励对整车结构动态性能影响的较多，而研究发动机
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2020/10/30
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纲要
一、课题研究背景、来源及内容 二、客车动态性能分析建模 三、整车结构动态性能分析计算及结果分析 四、车内结构辐射声场计算与分析 五、总结与展望
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一、课题研究背景、来源及内容
• 1.1 客车振动和噪声研究、治理的意义 • 1.2 客车结构动态性能分析的国内外发展与
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谐响应计算结果分析及整车结构评价
在发动机竖向激励下，整车结构竖向（y轴方向）响应比其 它方向响应要大，且随着频率的升高响应幅值逐渐减小，特别是 在20～28Hz段，减小趋势明显；整车横向（z轴方向）振动出现 了22Hz和46Hz附近的两个峰值点，其中22Hz峰值点幅值较大 ， 客车尾部达到0.17mm；整车纵向（x轴方向）振动在64Hz附近出 现较大的峰值，幅值达到0.17mm，此时对应的发动机关键转速为 1920转/分。
由谐响应结果可知：怠速工况下发动机将会引起整车较强烈 的振动，将发动机怠速转速提高到840转/分（二阶四阶激振频率 分别为28Hz、56Hz），整车振动将会大大减小。额定工况下整车 结构振动响应特性不显著，不会引起结构共振。
2、两前轮等效成两对竖直方向上的弹簧（k1）和阻尼 （c1）元件。
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轮胎－后桥系统
注：1、后桥用4个集中质量元件（m3、m5）和一个分布质量 元件（m4）的组合模拟。
2、两前轮等效成两对竖直方向上的弹簧（k1）和阻尼 （c1）元件。
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从物理意义上讲，当外界激励与某阶固有频率相等时，该 阶振型被激发出来，结构发生共振，振动形态由该阶振型决定。
添加模态分析边界条件 零件级模态分析是将单个部件或子系统提取出来，对其进
行自由边界条件下的模态分析，因而不需添加边界条件。而系 统级的模态分析，是将部件或子系统置于整个结构系统中，对 整个结构系统进行模态分析，然后从分析结果中提取该部件或 子系统的模态，因而需根据实际情况模拟系统的约束。系统级 模态分析结果易分析评价，易与实际测量结果对比。
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2.3 整车结构有限元模型的建立
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车轮－车桥－悬架有限元模型
模拟的部件和参数量 车胎 车轮、轮毂部、后桥差 速器部质量 车桥横梁部 板簧 板簧铰链连接件1 板簧铰链连接件2
采用的单元 combination14
mass21
beam188 beam44 beam44（I节点释放z轴旋转自由度） beam44（I,J节点释放z轴旋转自由度）
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阻尼补偿
由于内饰或其它涂料材料的存在、振动过程中的摩擦、材料本身 具有不理想的特性等原因，是存在阻尼特性的，因此需要在模型 中对其阻尼特性进行模拟和补偿。
ANSYS中通过：
计算阻尼。
质量矩阵因子 刚度矩阵因子 材料常刚度矩阵系数 材料刚度矩阵因子 阻尼特性的单元阻尼矩阵 阻尼比ξ引入的阻尼矩阵
车架－悬架系统
注：1、每个板簧组件用一个弹簧元件表示（k2表示前板簧，k3 表示后板簧）
2、车架M1为弹性体，按照实际结构建出模型 车身系统
车身系统是振动分析的直接对象，为弹性结构体。将通过 从几何建模和有限元建模的步骤建立 。整个车身结构按照实际 焊接情况和车架刚性连接。
其他部件
发动机、变速箱、水箱、风扇、座椅、空调、行李架、舱 门等部件都用集中质量元件模拟，并将其与他系统刚性连接。
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（2）发动机横向激振谐响应计算结果 22Hz时地板振动位移云图
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实部
虚部
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发动机横向激励下各考察节点位移幅频图
46228 —— 驾驶员座椅处节点
47716 —— 中部座椅处节点
46098 —— 尾部座椅处节点
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对照模态分析结果可发现，发动机怠速时的主要激振频率 23.4Hz（二阶）和46.8Hz（四阶）分别与整车模态第8阶（23.55Hz） 和第11阶（47.45Hz）固有频率接近。
查看这两阶模态的车架振型：
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第8阶
第11阶
第8阶整车模态的车架振型中，发动机后悬置安装点的位移很大； 第11阶整车模态的车架振型中，发动机右后悬置安装点的位移较大 。
把轮胎和地面作为一个整体来考虑，这样轮胎和地面整体 为客车其它结构部分提供约束，而客车其它结构部分成为模态 分析的考查对象。因此对轮胎单元combination14接地一端的节 点进行6个自由度方向的全约束（位移全为0） 。
模态计算方法
选用分块Lanczos法。
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模态计算结果
阶次 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
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二、客车动态性能分析建模
• 2.1 整车动力学模型的建立 • 2.2 整车结构几何模型的建立 • 2.3 整车结构有限元模型的建立
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2.1 整车动力学模型的建立
轮胎－前桥系统
注：1、前桥等效成2个集中质量元件（m1）和一个分布质量 元件（m2）的组合。
现状 • 1.3 客车车内结构辐射声场计算的国内外发
展与现状 • 1.4 课题来源与研究内容
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1.1 客车振动和噪声研究、治理的意义
• 消费者的需求：舒适 • 客车制造厂商的需求：产品竞争力 • 国家法规的强制要求： GB1495-2002
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发动机横向激励主要引起整车竖向振动。竖向振动随频率变 化特性与发动机竖向激励工况下类似，20～40Hz段响应幅值减小 趋势明显；横向响应在20～40Hz间较小，在68Hz出现较大的峰值 （幅值最大为0.08mm），76.7Hz附近响应也较小；纵向响应在 46Hz、62Hz、86Hz附近出现峰值，其中62Hz峰值最大，达0.17mm。
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2.2 整车结构几何模型的建立
车架几何模型的建立 （1）抽取面位置的选择
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（2）中面偏移 依其中一面把另外一个面进行偏移,虽引入误差,但经济。
（3）简化细节特征 忽略倒角、圆孔等细节特征。