基于有限元法的某客车骨架模态分析研究

阮仁宇，许涛，张增光，冯玮玮

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

基于有限元法的某客车骨架模态分析研究

阮仁宇，许涛，张增光，冯玮玮

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

以一款城市大型客车为研究对象，在大型通用有限元软件中通过先建立几何模型再使用梁单元及壳单元等进行网格划分生成整车骨架有限元模型。然后使用ANSYS软件进行模态分析，并提取前14阶非刚体模态频率及其对应的模态振型，得到车身骨架的固有振动特性，借此对客车骨架动态特性做出评价，为后期客车动力学匹配设计及整车NVH水平提升提供一定理论依据。

有限元；客车骨架；模态分析；NVH

CLC NO.: U467.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)10-181-03

前言

随着社会发展及客车技术水平的提升，现代客车朝着高速化、智能化、更高的乘坐舒适性及安全可靠性技术方向发展，这些对客车性能要求的提高对客车整体承载车身骨架的结构设计及振动特性也提出了更高的水平需求[1]。客车车身骨架即承载乘客还担负着动力总成、油箱、蓄电池及各种随车负载件，同时在客车正常行驶时，车身也会受到来自内外部不同激励源，如发动机的振动激励，路面谱的激励以及各种不平衡力的作用，这些激励往往以动态行驶施加在整车车身的各个位置，根据共振原理，当这些激励源与车身整体或局部固有频率接近或重合时会导致共振发生。共振会导致噪声和强烈的振动，影响客车的乘坐品质，甚至会对客车骨架结构产生破坏性影响，危机乘客的安全和客车使用寿命。因此在客车骨架设计之初，需要利用有限元方法对客车骨架的振动特性进行分析，使其规避外部激励源的共振频率，提高客车车身骨架的动态性能具有重要意义。

1、有限元模态分析理论

模态分析是研究结构动力特性一种近代方法，它可以通过结构的自然属性包括模态频率、阻尼及振型来描述结构的动态特性[2-4]。它有一个经典定义就是使用模态坐标去描述线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标，并且使方程组解耦，可以使用一组模态坐标及模态参数描述的独立方程，来求出系统的模态参数。

在车身骨架中，利用有限元法将整个车身骨架离散成有限个单元，每个单元之间通过节点进行力和力矩的传递，这样把把一个连续车身骨架结构系统离散成有限个多自由度系统进行动力学分析。离散后的系统运动微分方程为：

式中，[M]，[C]，[K]分别为整体质量矩阵，阻尼矩阵，刚度矩阵；

{f(t )}为系统的激励列阵。

现在把这个具有N个自由度的运动微分方程两边进行傅立叶变换：

由于系统是线性的，在模态假设的情况下，各阶模态具有叠加性。对各阶模态响应进行线性组合，对于任意点即可得到其响应。第i点的响应为：

n

式中qj(ω)是第j阶模态坐标，φij为第i个自由度响应在第j阶模态振型系数。我们可以系统的响应量最终表示成矩阵形式：

将式（4）带入式（2）得：

无阻尼自由振动时式子（5）变为：

要使式子（6）有解的条件为：

2、骨架有限元模型建立

2.1 骨架几何模型建立

本文研究的为某大型客车车身骨架结构，采用的是小截面钢杆件焊接而成的空间桁架结构，因此可以将车身骨架简化为空间框架结构，忽略对正常结构应力和变形分布影响较小的非承载件。同时根据图纸详细走向尺寸，对客车骨架分块为前后围、左右侧围、底架和顶盖分开建模再合并，在有限元软件中采用自底向上，先创建关键点（key point）,由关键点再生产线（line），再由线生产面（area），最终建立好几何模型。

2.2 骨架有限元模型建立

1）材料属性和截面选取

表1 材料属性

车身骨架中很多为规则几何截面的工型、槽型及矩形截面梁，对于不同规则的几何截面梁可以使用ASCII文件，在进行mesh时读入文件就可以生产所需的特定截面[5]。

2）网格划分单元选择

对建好的几何模型分别从前后围、左右围、顶盖和底架进行分块网格划分，单元选取BEAM188单元、SHELL63单元、COMBIN14单元。同时需要根据不同骨架结构部分的单元类型及材料属性和截面属性的不同对网格进行细化处理，保证网格划分质量同时兼顾计算机运行处理能力，最终得到节点(node)35886个、单元(element)34498个的有限元模型：

图1 车身骨架有限元模型

3、车身骨架模态分析

3.1 模态分析计算结果

表2 车身骨架前14阶模态

在ANSYS软件中选取模态分析类型和模态提取方法，定义模态提取频率阶数和频率范围，进行求解计算。使用BLOCK-LANCZOS模态提取方法，将计算频率设为从1Hz开始消除刚体模态，在频率范围设定需要考虑车身骨架可能会受到的主要外界激励频率范围，如发动机怠速激励及常用车速在路面行驶时主要分量激励频率等。通过有限元模型的模态分析提取了前14阶模态，结果如表2，部分振型图见图2至图7。

图2 一阶扭转振型

图3 一阶垂弯振型

图4 一阶弯扭组合振型

图5 二阶扭转振型

图6 二阶弯扭组合振型

图7 二阶垂弯振型

3.2 模态计算结果分析

提取了前14阶非刚体模态参数进行结果分析评价，从模态本身及外部激励源两方面进行分析，首先一阶扭转和一阶横弯频率分别为9.198Hz和13.059Hz，相差近4Hz，满足两低阶振型频率防止产生耦合最好错开3Hz的要求[6]。其次从外部激励源分析，此客车使用4缸大功率发动机怠速为750r/min，怠速主要激励为二阶往复惯性力即频率为发动机转速两倍25Hz，路面激励主要由取决于道路条件，在一般城市道路和高速公路路面行驶时路面主要分量的激励频率在3Hz以下。从提取的结果可以看出前三阶扭转和弯曲振型的频率范围在9.198～22.978Hz，满足高于路面激励频率且低于发动机怠速频率，可以看出此车身骨架模态频率整体分布合理，并且不会导致由路面和发动机怠速激励造成的共振现象发生。

4、结论

a）本文通过在有限元软件中建立大型客车骨架有限元模型，并对其进行模态分析，得到前14阶非刚体模态频率和模态振型的分布，并对计算结果进行了分析，客观地评价了客车骨架振动特性；

b）利用有限元模态分析法可以快速准确地得到骨架自身共振频率，为客车骨架的结构设计合理性及后期的客车动力学匹配设计提供了一定的理论依据。

[1] 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动——理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2005.

[2] 傅志方,华宏星.模态分析理论与应用[M].上海:上海交通大学出版社,1998.

[3] 韩克平,李平.基于ANSYS环境下结构的模态分析[J].内蒙古农业大学学报，2002 23（3）:85-88.

[4] 靳晓雄,张立军,等.汽车振动分析[M].上海:同济大学出版社.2002．

[5] 李华香. 客车车身骨架有限元建模及轻量化研究[D].合肥工业大学,2006.

[6] 谭继锦，张代胜.汽车结构有限元分析[M].北京:清华大学出版社,2009.

Modal Analysis and Research of a Certain Type Coach Frame Based on Finite Element Method

Ruan Renyu, Xu Tao, Zhang Zengguang, Feng Weiwei
( Anhui Jianghuai Automobile group Co. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

Taking a city large coach body frame as research object, first of all the geometrical model of coach –body frame is set up in the universal finite element software and then the finite element was established by BEAM element and SHELL element through meshing the geometrical model. The modal analysis was carried out by ANSYS software and extracting the first 16 order modal frequency and corresponding modal vibration types which are inherent vibration particularity of coach –body frame. The results make estimation for the dynamic performance and also provide reference for coach dynamics and NVH.

Finite Element; Coach Frame; Modal Analysis; NVH

U467.3

A

1671-7988 (2017)10-181-03

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.063

阮仁宇，（1986-）就职于安徽江淮汽车集团股份有限公司。主要从事汽车及发动机产品设计开发工作。