某轿车白车身模态有限元分析与试验研究*

韩 阳，李洪力，朱延鹏

(海马轿车有限公司，河南郑州 450016)

0 引言

模态特征作为车身振动系统特性的一个重要特征，影响到汽车的舒适性、安全性和可靠性［1］。其低阶模态反映出车身的刚度性能，区域模态特征影响到车内噪声的传递，所以利用模态特征来优化车身结构，越来越受到各主机厂的关注。以某轿车白车身为研究对象，建立白车身有限元模型，对白车身进行有限元分析，得出其固有频率、振型等模型，利用白车身模态试验证有限元结构的正确性。进一步，利用模拟分析位移云图的分布特征，对白车身结构进行优化。

1 试验方法

1．1白车身结构有限元模型

采用自由模态分析分析方法，对某车型白车身进行有限元分析简化分析，进而建立有限元分析模型。白车身板件采用Shell单元，单元基准长度8 mm，板件之间焊点采用ACM连接单元模拟，涂胶采用Adhesives连接单元模拟，螺栓用RBE2单元模拟，某轿车试验白车身如图1所示，建立的白车身有限元模型如图2所示，有限元分析材料信息如表1所列。

图1 模态试验的白车身

图2 白车身的有限元模型

表1 材料信息表

1．2 模态试验方法

实验模态分析是基于激振力和系统响应的动态测试。通过对系统施加激振力，相应采集系统采集。某白车身模态试验采用两点激励、多点响应的方法进行白车身模态实验，采用LMS公司提供的激振器在白车身前后部位同时激励，相应传感器采用ICP三轴向加速度传感器，在车身各个测量点处测量不同方向上的相应信号。车身采用空气弹簧支撑，使白车身保持自由状态。

在试验过程中，标示的测点能够表达白车身主要结构特征，并采用德国GOM公司TRITOP三维测量系统对白车身测点进行三坐标的测量，将白车身支撑并激励，然后采用LMS测试系统进行分析。

图3 前部支撑及激励

图4 后部支撑及激励

2 白车身实验模态分析

2．1 有限元结果分析

如图5～9所示部分典型阶数的模态有限元分析结果，车身一阶模态频率为25．9 Hz(见图5)，此时顶棚发生震动;一阶扭转频率为31．45 Hz(见图6);水箱纵梁震动频率为44．86 Hz(见图7);前段横摆和备胎的震动频率为48．15 Hz(见图8);一阶弯曲震动频率为 49．06 Hz(见图9)。

图5 25．90 Hz下的位移云图

图6 31．45 Hz下的位移云图

图7 44．86 Hz下的位移云图

图8 48．15 Hz下的位移云图

图9 49．06 Hz下的位移云图

2．2 模态试验验证

试验模态分析技术包括:激励、信号采集、数据处理、模态识别等几部分。在白车身模态实验时，各测点的试验数据采集与处理同步进行，白车身系统的模态确认表(见表2)及综合响应的综合频响函数曲线(见图10)、模态置信度分析(见图11)可以得出各阶模态频率、阻尼比、阵型描述及其阵型。

表2 模态确认表

如图12～15所示部分典型阶数的模态试验结果，车身一阶模态频率为28．23 Hz(见图12)，此时顶棚发生震动;一阶扭转频率为32．67 Hz(见图13);一阶弯曲和水箱纵梁震动频率为45．14 Hz(见图14);前段横摆和备胎的震动频率为48．08 Hz(见图15)。

图10 稳态图

图11 模态置信度分析(MAC)图

图12 28．23 Hz下的阵型

图13 32．67 Hz下的阵型

图14 45．14 Hz下的阵型

图15 48．08 Hz下的阵型

3 有限元与试验结果对比

有限元与试验结果是模态分析的两大方法［2］，如表3所示可以看出部分典型状态下模拟分析和试验频率结果相差在10%的范围之内，并且一阶扭转和一阶弯曲都满足预先设定的目标值。说明有限元方法和试验方法的固有频率和固有阵型都具有较好的一致性。因此，建立的有限元模型是正确的。

表3 有限元与试验结果对比表

4 利用位移云图能优化车身结构

车身结构弹性位移变化直接影响汽车的安全性，如果车门变形大会导致车门开关困难，风挡窗框的弹性变形大，会导致风挡玻璃被挤碎［3］。利用CAE位移云图可以直观地反映风挡窗框、车门及其他部位位移变化较大的位置，进而可以有针对地对车身风挡窗框、车门结构进行加强。通过各模态的应变能分析，可以提高车身的局部刚度，优化车身结构，提高车身的设计质量。为了保证车身有必要的结构强度和刚度性能，将车身结构的低阶弹性模态参数提高到一定水平［4］。合理修改关键零部件的结构和尺寸主要是提高模态刚度的方法。可以通过车身结构弹性位移变化直接影响汽车的安全性。利用CAE后处理，位移云图可以直观地反映各状态下模态的白车身的位移分析，进而可以提高车身的局部刚度，优化车身结构，提高车身的设计质量［5］。

从图5可以看出，当频率达到25．90 Hz时，顶棚最大变形量为5．427 mm，顶棚及侧围上板变形量较大，这会导致风窗玻璃被挤碎，也会照成顶棚挤压车门，照成车门开门不顺畅，所以顶棚和侧围上板需要优化。从图6可以看出，当频率达到31．45 Hz时，顶盖后部最大变形量为6．512 mm，顶盖后部振动较为剧烈，这会影响整车的NVH性能，所以此处要对顶盖进行工艺性优化。从图7，当频率达到44．86 Hz，水箱纵梁最大变形量0．366 mm;从图8，当频率达到48．15 Hz，前端横摆和备胎最大变形量0．291 mm;从图9，当频率达到49．06 Hz，水箱纵梁最大变形量0．353 mm，均在许可的范围之内。

5 结论

(1)有限元分析一阶扭转31．45 Hz，高于设定的目标值31 Hz;一阶弯曲49．06 Hz，高于目标值45 Hz。满足设计时整车设定目标。

(2)通过稳态图、模态置信度分析及模态状态确认表得出各阶模态频率、阵型描述。试验表明车身一阶频率为28．23 Hz，表现为顶棚振动，一阶扭转频率为 32．67 Hz，一阶弯曲为 45．14 Hz，两个频率错开较远，不会引起耦合共振。

(3)通过有限元和试验结果两种方法对比发现，模拟分析和试验频率相差在10%的范围之内。说明有限元方法和试验方法的固有频率和固有阵型具有较好的一致性。建立的有限元模型是正确的。

(4)通过有限元结构可以发现，当频率达到25．90 Hz时，顶棚最大变形量为5．427 mm，当频率达到31．45 Hz时，顶盖后部最大变形量为6．512mm，这会影响到汽车的舒适性、安全性和可靠性，所以要对顶棚和顶盖后部进行优化。

［1］ 杨 英，赵广耀，孟凡亮．某轿车白车身模态分析与试验研究［J］．东北大学学报(自然科学版)，2008，29(7):1045 －1048．

［2］ 张学荣．NJ6400白车身结构动力学分析及优化设计［J］．机械研究与应用，2002，15(3):38 －40．

［3］ 靳晓雄，张立军．汽车噪声的预测与控制［M］．上海:同济大学出版社，2004．

［4］ Barry D．CAD analysis isa pow erful integrator［J］．Electronic Prod uct Design，2004，25(3):20－ 22．

［5］ 李 伟，史文库．模态分析在轻型载货车变型设计中的应用［J］．噪声与振动控制，2008(4):75 －78．