轻型卡车车架模态分析与测试研究

丁芳 张代胜 张翼

摘要：建立了某轻型卡车车架有限元模型，计算了车架的振动模态，得到模态参数，并进行车架模态试验。通过试验数据的采集、处理和分析，得到车架的十阶模态频率和振型。通过比较，发现两种方法得出的模态参数比较一致，表明所建立的有限元模型能够很好的反映原结构的振动特性。通过模态分析确定了该车架结构的可靠性，为车架的结构改进提供了理论依据。

关键词：车架；有限元；模态分析

中图分类号：U463.32 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2012）02-0056-04

Testing Research and Modal Analysis of Light Truck Frame

DING Fang，ZHANG Dai-sheng，ZHANG Yi

（School of Machinery and Automobile Engineering，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

Abstract: This paper created a light truck frame finite element model to calculate the frame of the vibration mode and get modal parameters. And tested the modal frame，through the test data collection，processing and analysis，get the ten bands modal frequencies and mode shapes.By comparison，both methods found the modal parameters obtained more consistent，which show that established finite element model can reflect the good original structure vibration characteristics.Through the modal analysis to determine the reliability of the frame structure for improved frame structure provides a theoretical basis.

Key words: frame；finite element；model analysis

车架是汽车的承载基体，承担发动机、底盘、车身及其他总成和专用设施的安装基础和关键承载部件。因此，车架工作时要承受扭矩、弯曲等多种载荷产生的弯矩和剪切力，同时受到来自路面和车桥的激振而产生振动，设计中除了要有足够的强度、足够的抗弯刚度和合适的扭转刚度保证汽车对不平路面的适应外，合理的振动特性也非常重要，以避免某些部件因共振致早期损坏，从而缩短使用寿命［1］。同时车架与悬架的结合，车架与车身的动态特性匹配都需要用模态分析方法获取车架动态参数。

1 车架有限元模型建立及分析

1.1 动力学理论基础

根据振动理论，多自由度系统以某个固有频率振动时所呈现出的振动形态称为模态［2］。模态分析是动态分析的重要内容，进行模态分析时，首先要求出各阶固有频率，并进行各阶振型识别。

车架结构是一个n自由度的线性系统，其运动微分方程为：

Mu″＋Cu′+Ku=P（t）（1）

式中：M、C和K为与u相对应的阻尼矩阵、质量矩阵和刚度矩阵；u′，u″分别为速度列阵和加速度列阵；P（t）为作用力向量。

对于无阻尼自由振动系统，方程变为：

Mu″+Ku=0（2）

自由振动时，各点作简谐振动，各结点位移为：

u=fei?棕t（3）

式中： f 为系统自由振动时振幅列阵。

由（2）式、（3）式，可得：

（K-?棕2M）f=0（4）

求出方程（4）的特征值?棕2和特征向量f，即可求得系统的固有频率和固有振型。

1.2 有限元模型建立

分析的车架模型是由UG建立的三维实体几何模型，将其导入Hyperworks中，对其进行中性面抽取和网格划分，并进行几何清理和修复、补面、消除错位和小孔，压缩相邻曲面之间的边界，消除不必要细节，以提高网格划分质量［３］。由于车架结构主要是薄壁金属件，单元类型以四边形壳单元为主，而三角形单元比四边形单元刚度大，从计算精度方面考虑，故要严格控制三角形单元的个数（整个模型最好小于10%，最多不超过15%）［４］。模型共有91 045个节点，87 398个网格单元。整个车架的有限元模型如图1所示。

1.3 模态计算分析

模态分析用于确定系统的振动特性，即结构的固有频率和振型。一般而言，低阶振动对结构的动态影响较大，低阶振型决定结构的动态特性，结合该车实际情况分析车架前10阶模态［5］。其模态分析的固有频率及对应振型如图2所示。

2 模态试验

2.1 激振点选择

车架模态测试采用自由模态方式，用四根橡皮绳将其悬挂在模态试验专用吊架上，使车身处于自由状态，整个悬挂系统固有频率低于1 Hz。激振点一般选在刚度大的车头或车尾位置，激振器与车身紧密连接。此车架激振点选择在车架前横梁一处（垂向）和车身右纵梁一处（横向）。

2.2 测点布置

测点布置原则为外力作用点、重要响应点、部件或结构的交联点等位置一般都选为测点［6］，所布测点连线应能显示车架形状，共布置了67个测点，较好地定义了车架轮廓形状。横梁中心处布置了7个测点，左右纵梁分别在上表面和测面布置15个测点，即在纵梁上布置60个测点。测点布置如图3所示。

此次试验采用双点激振，激振信号采用正弦扫频，扫频范围为0~200 Hz，扫频速度为0.2 Hz/s，一次扫频时间约半小时左右。图4为双点激振和传感器布置图。

2.3 试验结果

模态频率试验值与计算值比较如表1所示。各阶振型如图5所示。

由表1可以看出，车架固有频率的试验值和计算值比较接近，反映所建立的车架有限元模型是较为准确的。

通过试验与计算得出车架频率及振型，初步分析，得出：

（1）该车架的基频为5.91 Hz，表现为整体一阶扭转，一阶侧向弯曲频率为17.30 Hz，该车的弯曲频率较低，反映在该车的弯曲刚度有待加强。

（2）来自路面的低频激励频率一般为 1~20 Hz，该车架一阶垂向弯曲频率为29.59 Hz，避开了低频激励范围，从而避免了路面引起的车架共振产生。

（3）车身部分固有频率为10~15 Hz，该车架一阶扭转及弯曲频率不在此范围内，从而避免了车身较大幅度的振动。

（4）高阶扭转与弯曲振型混杂在一起，表现为既有整体振型又有局部振型，或单独或共同出现。局部模态分布呈现出前部强、中后部弱的态势。建议车架后端加装一横梁，以加强尾部的弯曲刚度和改善振动特性。

3 结论

（1）通过模态试验分析得到系统的模态参数，系统动态设计，采用分析与实验方法得出某型卡车车架模态参数，为车架系统动态设计建立了基础。车架设计需要结合悬架及车身设计，共同制定好结构匹配原则，进一步优化车架动态特性［6］。通过模态分析，验证了该车架模型避开了随机路面的激励振动频率，一阶扭转及弯曲频率避开了车身固有频率，符合车架的动态振动特性条件，满足车架结构的设计要求。

（2）由纵梁上表面和横梁中心的数据分析模态，得出该车弯曲刚度有待加强，建议车架后端加装横梁，从而改进车架结构设计。

参考文献：

［1］ 尹俊辉，韦志林，沈光烈. 货车车架的有限元分析［J］.机械设计，2005，22（11）:26-28.

［2］ 芦伟. 重型载货汽车车架模态分析［J］.汽车科技，2009，05:19.

［3］ 冯国胜. 汽车车架动特性分析及应用［J］.汽车技术，1994（8）：9-12.

［4］ 曹树谦，张文德，萧龙翔. 振动结构模态分析［M］.天津：天津大学出版社，2001.

［5］ 熊永华，杜发荣，高峰，等. 轻型载货汽车车架动态特性分析与研究［J］.机械设计，2007，24（4）:32-35.

［6］ 张盛兰，严 飞.基于Hyperworks的车架模态分析［J］.机械设计与制造，2005，（4）：10-11.

［7］ 梁 冠. 轻型客车车架模态分析［J］. 内江科技，2008，29（2）：116.