某混合动力客车车身骨架的模态及谐响应分析

（湖北汽车工业学院 汽车动力传动与电子控制湖北省重点实验室，湖北 十堰 442002）

某混合动力客车车身骨架的模态及谐响应分析

吴胜军，韦宁，程梓豪

（湖北汽车工业学院 汽车动力传动与电子控制湖北省重点实验室，湖北 十堰 442002）

客车的动态特性决定了客车的舒适性、行驶安全性，并且影响着零部件的使用寿命。针对某混合动力客车的动态特性，创建该混合动力客车的车身骨架有限元模型，进行模态分析，得到车体固有频率和振型；以发动机振动为激励，进行谐响应分析，监测并得到车身不同位置的振动响应数据；为后续优化车身结构、解决车身振动问题提供参考。

混合动力客车；模态分析；谐响应分析

客车在运营过程中常出现方向盘抖动剧烈、座椅振动大等NVH问题，这些问题大部分是由车身设计不合理引起的。大型客车试验成本过高，在实际应用中常用有限元软件仿真来代替。客车车身骨架结构是一个空间桁架，主要以型材为主，通过焊接或铆接等工艺连接而成，具有较低的固有频率，在动力系统等激励下容易产生结构共振，使得车内的NVH值超标，合理的车身模态对客车NVH性能有着重要的影响［1］。目前国产的大部分混合动力客车都是由传统的客车车身改装而来，其动力系统与传统客车存在较大区别，同时电池的大量应用对整车结构的影响也不一样。因此，文中运用有限元软件HyperWorks对某混合动力大客车的车身骨架进行模态分析及谐响应分析，并根据分析结果找出车身骨架设计上的不足，为后续优化车身结构、解决车身振动问题提供参考。

1 车身有限元模型的建立

客车骨架构件较多且结构多样，建立整车有限元模型时，要根据车身的承载特点对模型进行适当简化［2-4］，既要真实反映车身构件的力学特性，又要对车身多余的结构进行简化，忽略一些非承载件和装饰件如仪表、座椅、车身蒙皮、挡风玻璃、车门等，忽略工艺结构件如部件工艺圆角、工艺安装孔、垫片、较小的螺栓孔等；之后在HyperWorks中进行网格划分、网格质量检查、部件连接等。客车车身骨架采用闭口矩形管和钣金薄壁件，由于壳单元具有较高的准确度，计算时间比较短，故选用壳单元。为保证计算精度，同时兼顾计算效率，选取的网格单元尺寸为10mm。最终客车骨架有限元模型的网格个数为1 041 802个，节点个数为1 054 563个，其中三角形单元为3 632个，占比不足0.4%，如图1所示。混合动力客车的白车身质量为3.658 t，底盘部分材料为Q345，车身和地板部分材料为Q235，材料参数见表1。

图1 客车车身骨架有限元模型

表1 车身骨架主要材料特性参数

2 自由模态分析

2.1 模态分析理论

模态是一个物体结构的固有属性［1-2］。一个线性系统的模态特性是固定的，其模态频率、模态振型和模态阻尼等特性参数是固有的，外界输入和输出不能影响其特性参数。客车车身可以看成一个线性系统。用有限个离散的单元代替之前连续的车身结构，运用数学方法建立质量矩阵、刚度矩阵和阻尼矩阵，通过特定的算法进行迭代计算，最后得到系统的各阶模态频率和振型。

车身模态由车身刚度决定［1］。当汽车行驶在粗糙路面或者恶劣路面上时，如果车身整体刚度不足，整车的低阶模态频率容易与外界激振频率相近，引起车身共振，影响舒适性；若车身局部刚度不足，对于来自路面的冲击，车身局部部件可能产生较大的变形，与车身其他部件发生碰撞和摩擦，轻则产生异响，严重时会造成局部的损坏。

2.2 客车车身骨架自由模态计算结果

在HyperWorks中不约束模型，也不施加任何载荷，计算客车车身骨架的自由模态。不考虑车身刚体模态，提取前10阶弹性体模态做具体分析。车身骨架前10阶固有频率和振型如表2所示。

表2 车身骨架前10阶固有频率和振型表

引起车身骨架振动的激振源主要有［5-6］路面不平引起的汽车振动、发动机运转产生的振动和车轮等旋转件因不平衡产生的局部振动。发动机怠速时激振频率为23.33 Hz，路面不平会引起汽车振动，激振频率一般低于20 Hz，从表2得出前10阶固有频率为7.28～20.28 Hz，所以在车身设计时需要避开引起共振的激振频率。

1阶弯曲和1阶扭转是一个系统模态的标志性指标。因为阶次越低，固有频率越低，储存其中能被激发的能量就越大。理论上，阶次越低越容易激发出弯曲和扭转，是系统最容易反应出来的振型。图2 a为混合动力客车车身骨架的第1阶模态振型图，模态频率为7.28 Hz，整体骨架产生1阶扭转。图2 b为第2阶模态振型图，模态频率为10.34 Hz，整体骨架发生车顶局部扭转。图2 c为第3阶模态振型图，模态频率为10.83 Hz，整体骨架发生1阶纵向弯曲。图2 d为第4阶模态振型图，模态频率为12.46 Hz，整体骨架发生1阶横向弯曲。图2 e为第5阶模态振型图，模态频率为13.93 Hz，整体骨架发生弯曲扭转组合。图2 f为第6阶模态振型图，模态频率为14.86 Hz，整体骨架发生2阶扭转和2阶纵向弯曲。图2 g为第7阶模态振型图，模态频率为15.69 Hz，整体骨架发生2阶扭转。图2 h为第8阶模态振型图，模态频率为18.17 Hz，整体骨架发生2阶扭转和2阶横向弯曲。图2 i为第9阶模态振型图，模态频率为19.59 Hz，骨架整体发生2阶纵向弯曲，同时车尾地板处发生明显的局部振动，前部顶棚产生局部弯曲，称为顶棚呼吸模态。图2 j为第10阶模态振型图，模态频率为20.28 Hz，振型以局部振动为主，车顶骨架发生1阶纵弯，车尾也发生明显的震荡。

图2 客车车身骨架模态振型图

2.3 模态结果分析

对各阶模态频率和振型图分析可得：弯曲和扭转是该模型的主要振型，并在某些阶段伴有局部振型。前9阶模态振型中以整体振动为主，在部分阶数内伴有较小的局部振动；第10阶开始模态振型主要是以局部振动为主。由分析结果可以看出该款客车车身骨架设计存在不足之处：1）车身两侧侧板（图3）发生局部较大的模态位移。从几何模型上看，两侧侧板为钢板冲压件，厚度仅为1mm，没有闭口结构钢管与之贯通，连接刚度较低，对应的局部振幅较大；几个侧板部件虽不会影响骨架的结构强度和刚度，但容易和其他内饰件等发生碰撞和摩擦，产生噪音，影响乘坐舒适性。2）客车底盘地板后部横梁结构在Z轴方向有明显的局部振荡，如图4所示，这是由局部刚度不足而引起的。该横梁由3根槽型折弯件与地板相连，厚度为1mm，连接隔热板以及其他装饰件。

图3 两侧侧板局部振动位置第8阶模态振型图

图4 客车后部横梁位置第9阶模态振型图

3 发动机激励下的谐响应分析

3.1 发动机振源分析

此混合动力客车采用四缸柴油发动机，纵向布置在大梁后端，发动机运转时主要产生横向和垂向的激励。根据相关研究，发动机的激励源主要有3类［5］：1）曲轴、飞轮等旋转部件在不平衡质量的作用下产生离心力和力矩；2）活塞、连杆往复运动产生的惯性力；3）由气体压力和往复惯性力产生的翻转扭矩。第1类可以通过动平衡试验而降到很低。第2～3类为发动机的主频激振，其激振频率与着火脉冲相关。发动机着火脉冲频率为

式中：τ为往复式发动机的冲程数；n为发动机转速，r∙min-1；Z为发动机的气缸数。

文中研究直列四缸四冲程往复式发动机，怠速转速为700 r∙min-1，额定转速为2500 r∙min-1，最大扭矩为1 200～1 600 r∙min-1。在工作周期会产生2次不平衡力和2次燃烧爆发力［6］。发动机2阶和4阶激励频率可依据式（1）计算，如表3所示。

表3 该发动机2阶和4阶激励频率表

3.2 谐响应分析计算

在发动机激励下对客车进行谐响应计算。激振频率为10～180 Hz（步长1 Hz），采用单位正弦波形的简谐力作为激振方式，激励位置为发动机悬置在车架上的安置处，左右两边的激励力方向相反，大小相等，使得作用扭矩平衡［7］。混合动力客车车身的结构阻尼系数定为0.06。按照车辆静止时的工况进行约束，如表4所示约束在悬架和车身的铰接处，即约束了车身整体的6个自由度。

表4 车身的约束条件

3.3 谐响应计算结果分析

驾驶员是车辆行驶的操作者，通过车身振动反馈，判断车辆行驶状态。车身要保证乘客对舒适性的要求。混合动力客车的动力电池系统安放在车身上部，必须分析上部的振动对电池的影响，保证行车安全。因此，在车身模型进行谐响应计算中，主要分析驾驶员地板、车身中部、车身后部成员位置、车顶等几个测点，结果如图5所示。

图5 不同位置的振动位移响应曲线

如图5所示，该车身骨架在发动机Y向、Z向激励频率10～90 Hz的范围内，车身各点的响应峰值都较小；当激振频率在105 Hz时，对应转速约为1600 r∙min-1时；在驾驶员和上部电池仓连接处，Y向和Z向的响应峰值比较明显；在底盘中部，Y向响应峰值较明显；底盘后部无明显响应峰值。

另一个响应峰值出现在155～160 Hz，对应转速为2 300～2 400 r∙min-1；在此激励下，车身4个测点都有较大的峰值；驾驶员和上部电池仓处的X向、Y向、Z向都有明显的响应峰值；而在车身中部和后部，只有Y向有明显的响应峰值。

根据上述结果可知，在 105 Hz（1600 r∙min-1）和 160 Hz（2400 r∙min-1）附近车身出现振动峰值，因此应针对此频率段选择相应的缓震器。客车设计时，除了要选用对应该频率的发动机悬置外，还需要改进或优化车身结构，避开共振的频率点，使车辆在使用过程中不出现共振的情况。

4 结论

建立了混合动力客车车身骨架的有限元模型，完成了模态分析及发动机激励下的谐响应分析。在自由模态分析中，得到该客车车身骨架前10阶的固有频率与振型，并发现了几处局部刚度较弱的构件，在后续研究中可以通过增加局部刚度的方法，减轻车体局部振幅，提高低阶固有频率。通过谐响应分析得到了驾驶员、乘客、动力电池等位置监测点的频率响应曲线，了解各位置的振动情况，明确了振动点，对发动机缓震器提出了要求，也为后续车身改进提供了参考。

［1］杨志伟.某客车车身模态分析与优化［D］.厦门：厦门理工学院，2015.

［2］徐志汉.客车车身骨架的有限元建模及优化［D］.合肥：合肥工业大学，2009.

［3］沈光烈，林圣存.基于有限元法的大型客车模态分析与结构改进［J］.公路与汽运，2012（6）：1-4.

［4］伍玉霞，韩剑，刘俊杰.大型客车车身骨架静态模态分析及优化［J］.机械设计与制造，2016（4）：130-132.

［5］林标华，李俊慧.客车车身骨架谐响应分析［J］.客车技术与研究，2015（2）：19-21.

［6］蒋成武.客车车身骨架动态特性分析与研究［D］.合肥：合肥工业大学，2010.

［7］付长虎，刘红光，陆森林.客车车身的有限元模态及谐响应分析［J］.重庆交通大学学报（自然科学版），2013（6）：1267-1269.

Modal and Harmonic Analysis on a HEV Bus Body Frame

Wu Shengjun,Wei Ning,Cheng Zihao
（HubeiKeyLaboratoryofAutomotivePowerTrainandElectronicControl,HubeiUniversityofAutomotiveTechnology,Shiyan442002,China）

Dynamic characteristics of a bus determine the comfort of the passenger car,driving safety,and affect the life of the component.Aiming at the dynamic characteristics of a hybrid passenger car,the finite element model of the HEV Bus body frame was established,and modal response analysis was carried out to obtain the natural frequency and vibration mode.With the vibration of the engine as exci⁃tation,the harmonic response analysis and monitoring were performed to obtain the vibration response data of different positions of the vehicle body.It provides a reference for further optimizing the vehicle body structure and solving the vibration problems of the vehicle body.

hybrid bus;modal analysis;harmonic response analysis

U463.82

A

1008-5483（2017）04-0022-05

10.3969/j.issn.1008-5483.2017.04.005

2017-06-23

湖北省自然科学基金项目（2014CFB630）；汽车零部件技术湖北省协同创新项目（2015XTXZX0421）；汽车动力传动与电子控制湖北省重点实验室开放项目（ZDK1201306）；湖北汽车工业学院硕士研究生创新基金资助项目（Y2016315）

吴胜军（1973-），男，湖北麻城人，副教授，硕士，从事优化设计方面的研究。E-mail:278035726@qq.com