客車車身的有限元模態(tài)及諧響應(yīng)分析

付長虎，劉紅光，陸森林

(江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江212013)

車身設(shè)計一直是新車型開發(fā)的重點，一款性能良好的車身必須具備美觀、安全、舒適等特點。而車身的剛度和強(qiáng)度更是車身的重要指標(biāo)，車身必須有足夠的靜剛度和強(qiáng)度，才能滿足客車的裝配，疲勞壽命及其使用要求［1］。而在實際應(yīng)用中常常用仿真軟件來代替實驗，例如現(xiàn)在利用有限元軟件來分析車輛的剛度和模態(tài)的方法就非常普遍的，這不僅可以節(jié)約大量的開發(fā)和實驗經(jīng)費，還能縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期［2］。筆者也是用有限元軟件ANSYS對車身進(jìn)行模態(tài)以及諧響應(yīng)分析。

1 車身有限元模型的建立

根據(jù)某輕型客車的白車身形狀，用三維建模軟件CATIA進(jìn)行三維建模。建立模型時，應(yīng)該盡量精確，以保證計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。同時為了節(jié)省建模及計算時間，對一些不重要的部件進(jìn)行簡化，如圓角、安裝孔、工藝孔、不規(guī)則的曲面形狀等。并且忽略了一些非承載件和裝飾件，如扶手、制動踏板、方向盤、儀表盤等［3-4］。然后將模型導(dǎo)入有限元軟件Hypermesh中劃分網(wǎng)格，建立有限元模型。劃分網(wǎng)格時，單元類型選板殼單元SHELL63，該單元有4個節(jié)點，每個節(jié)點有6個自由度，每個節(jié)點上的厚度都可以不相等，這種參數(shù)的設(shè)置能構(gòu)成一個變截面的殼單元［5-6］。網(wǎng)格類型選擇四邊形，在一些曲面復(fù)雜的地方采用了少量的三角形網(wǎng)格。單元大小選擇為40 mm。最終有限元模型如圖1，整個模型的網(wǎng)格單元數(shù)為32 853個，其中三角形網(wǎng)格有659個，占2%。

圖1 車身有限元結(jié)構(gòu)模型Fig.1 Finite element structural model of bus body

2 模態(tài)分析計算及實驗

2.1 模態(tài)分析的固有頻率

將有限元模型導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行模態(tài)分析。在ANSYS中模態(tài)分析共有7種方法，筆者采用的是Block Lanczo法，這種方法適用于大多數(shù)場合，它是一種功能強(qiáng)大的算法，當(dāng)需要提取中型到大型模型的大量振型(≥40)時，這種方法很有效［7-8］。求得前60階有蒙皮車身的固有頻率和振型，與實驗測得的固有頻率和振型相對比。其前6階固有頻率對比結(jié)果如表1。

表1 模態(tài)固有頻率計算值與實驗值對比Table 1 Calculated values of modal frequencies compared with the experiment ones

2.2 模態(tài)分析的固有振型

計算得到的各階主要振型與實驗振型如圖2。由圖2可以看出:計算結(jié)果與實驗結(jié)果基本保持一致，證明所建的有限元模型具有一定的可信度。至于模態(tài)階數(shù)不一致的情況，那是因為在計算時，只要車身有微小變化都會反應(yīng)在計算的模態(tài)階數(shù)上;而實驗時，由于實驗條件的限制，不能保證每一個細(xì)微變化都能測出來，因而出現(xiàn)了計算與實驗的模態(tài)階數(shù)不一致的現(xiàn)象。例如與實驗?zāi)B(tài)，1階相對應(yīng)的是計算的第4階模態(tài)，是車身整體扭轉(zhuǎn)振型，而計算的前3階模態(tài)分別是車身后部、前部、頂棚中部的局部振型。因而對于前3階模態(tài)并未列出，也未作分析。從振型圖上可以看出模型的振動形式主要以扭轉(zhuǎn)，頂棚振動，側(cè)面振動為主。車頂棚在幾個振型圖中振動都比較明顯，說明車頂棚剛度較差，可能是車頂棚的橫梁數(shù)目少或橫梁的剛度不夠。

圖2 車身振型對比Fig.2 Bus body modal shapes compared with the experiment ones

3 在發(fā)動機(jī)激勵下的諧響應(yīng)分析

在模態(tài)分析的基礎(chǔ)上對車身進(jìn)行在發(fā)動機(jī)激勵力下的諧響應(yīng)計算。在做車身振動響應(yīng)實驗時，采取的是任意激勵力，所以計算時采用單位簡諧力，作用點選擇在發(fā)動機(jī)支架上，左右兩點方向相反，以平衡扭矩。

約束的設(shè)置要按照一定的要求進(jìn)行:要有足夠的約束，使結(jié)構(gòu)消除剛體運動的可能，才能獲得位移的確定解;但同時不得有多余的約束，多余的約束會使結(jié)構(gòu)產(chǎn)生實際不存在的附加約束力。在此要求之下對于4輪著地的情況，其約束情況可模擬為表2。

表2 車身約束條件Table 2 Constraint conditions of the bus body

對車身模型進(jìn)行諧響應(yīng)計算，得到車身各處諧波振動響應(yīng)的結(jié)果，如圖3。

圖3 車身上關(guān)鍵點的振動響應(yīng)Fig.3 Harmony response of key points of bus body

通過模態(tài)及諧響應(yīng)分析可以得出結(jié)論:從振動位移來看，車頂棚與客車兩側(cè)的振動位移比較大，尤其是車身兩側(cè)。頂棚和兩側(cè)的振動會產(chǎn)生車內(nèi)噪聲，必須加以抑制。從振動的頻率來看:頂棚振動峰值出現(xiàn)在79，100，130 Hz附近;車身兩側(cè)峰值主要出現(xiàn)在38，79 Hz附近;底板峰值出現(xiàn)在79，130 Hz附近。并且車身各處的振動最大峰值均出現(xiàn)在79 Hz附近，也就是發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在2 400 r/min左右，車身各處均出現(xiàn)波峰。

4 結(jié)語

研究得到車身主要振動的部位以及頻率。為了減輕振動，可以考慮通過增加頂梁以及在側(cè)面增加加強(qiáng)筋，來提高車頂棚以及車側(cè)面的剛度。另外車身振動峰值主要發(fā)生在79，130 Hz左右，因此在車輛實際工作時，應(yīng)盡量避免發(fā)動機(jī)長時間在2 400 r/min或3 900 r/min左右的轉(zhuǎn)速內(nèi)工作。

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