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    電動(dòng)城市客車車身骨架模態(tài)分析

    2015-11-30 08:20:32鄒傳伍周瑞浩石琪慧李丹丹延海霞樊江順李瑞松
    裝備制造技術(shù) 2015年10期
    關(guān)鍵詞:低階振型骨架

    魏 華,鄒傳伍,周瑞浩,石琪慧,李丹丹,延海霞,樊江順,李瑞松

    (1.長(zhǎng)安大學(xué) 工程機(jī)械學(xué)院,陜西 西安710064;2.陜西理工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院,陜西 漢中723003)

    目前大部分國(guó)產(chǎn)的純電動(dòng)客車車身是在傳統(tǒng)客車車身改裝而來(lái),所以在車身結(jié)構(gòu)方面還存在很多有待改進(jìn)的地方。目前車身設(shè)計(jì)只進(jìn)行靜態(tài)情況下強(qiáng)度和剛度的分析。由于客車在實(shí)際行駛中會(huì)受各方面的動(dòng)態(tài)載荷的沖擊,使車身骨架發(fā)生振動(dòng),降低客車使用壽命[1]。為避免由車身骨架的固有頻率與其他動(dòng)態(tài)載荷的頻率相同、相近而造成共振,本文引入模態(tài)分析來(lái)確定物體結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性,從動(dòng)態(tài)角度對(duì)客車結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì),使客車骨架滿足動(dòng)態(tài)要求,以減少樣車骨架的制造次數(shù),降低研發(fā)費(fèi)用以及縮短研發(fā)周期,使新車能夠盡早投放市場(chǎng)。

    1 模態(tài)分析基本理論

    客車車身結(jié)構(gòu)有限元分析動(dòng)力學(xué)方程可用下式表示[2]:

    式中:M、C、K分別表示系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛變矩陣、都為n階方陣;x觶、x觶、x觶、f(t)分別表示為系統(tǒng)的位移向量、速度向量、加速度向量、激振向量,都為n階向量?;旧峡梢院雎宰枘?,在模態(tài)分析時(shí),令f(t)=0,考查系統(tǒng)阻尼自由振動(dòng)的情況,式(1)也可表示成:

    該齊次方程組存在非零解的充分必要條件是其系數(shù)行列式等于零,也就是:

    稱為特征值方程,其展開(kāi)式為ω2的n次代數(shù)方程,可以解得方程的特征值為n個(gè)根,即.特征值的算術(shù)平方根即為系統(tǒng)的固有頻率:ω,1ωs,…ωn,每個(gè)特征值都對(duì)應(yīng)一個(gè)特征向量:X1,X2,…Xn.系統(tǒng)模態(tài)的主振型矩陣可以寫為:

    第s階固有頻率ωs的主振型為:

    將s階的主振型Xs及固有頻率ωs代入式(2)中可得:

    將式(7)兩邊各乘以 XrT,可得:

    同理,將r階的主振型Xr及固有頻率ωr代入式(4)中,可得:

    將(10)轉(zhuǎn)置可得:

    式(13)減去式(8)得:

    把式(15)帶入到(13),可得:

    當(dāng) s=r時(shí),式(13)可變?yōu)椋?/p>

    在式中(17)中,可以令:

    且有:

    式中:Ks稱為第s階的主剛度或廣義剛度;Ms稱為第s階的主質(zhì)量或廣義質(zhì)量。

    2 模態(tài)分析原則

    對(duì)車身骨架進(jìn)行模態(tài)分析時(shí),應(yīng)遵循以下基本原則:

    (1)車身骨架結(jié)構(gòu)低階頻率,即整車車身骨架的一階彎曲頻率與扭轉(zhuǎn)頻率的值應(yīng)在懸掛下共振頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的振動(dòng)頻率之間,從而避免共振現(xiàn)象[3];

    (2)車身骨架結(jié)構(gòu)振型圖應(yīng)盡量保證過(guò)渡圓滑,防止出現(xiàn)局部結(jié)構(gòu)的突變;

    (3)車身骨架結(jié)構(gòu)的振動(dòng)頻率還應(yīng)避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作振動(dòng)頻率,以免產(chǎn)生共振。

    3 車身骨架模態(tài)分析

    創(chuàng)建車身骨架有限元模型如圖1,應(yīng)用Hyper-View模塊查看車身骨架模態(tài)分析,采用Block Lanczos方法計(jì)算模態(tài),只考慮骨架結(jié)構(gòu)的自身質(zhì)量,進(jìn)行無(wú)約束自由模態(tài)分析[4]。選取0~200 Hz作為計(jì)算分析頻段范圍,提取客車骨架前40階模態(tài),結(jié)果如表1所示。由于客車骨架模態(tài)振型較多,現(xiàn)只列出前6階低階振型圖,如圖2所示。分析前六階振動(dòng)頻率值及振型圖,結(jié)論如表2所示。

    圖1 車身骨架有限元模型

    表1 車身骨架模態(tài)分析結(jié)果

    圖2 前六階模態(tài)振型圖

    表2 車身骨架前六階振動(dòng)頻率及振型

    以上模態(tài)分析反映了客車骨架的整體振動(dòng)情況,其余高階模態(tài)暫不分析。由車身骨架結(jié)構(gòu)的前六階模態(tài)及振型圖的分析可知,車身骨架的低階頻率主要集中在10~20 Hz之間。查閱車身動(dòng)態(tài)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)等相關(guān)資料,引起車身骨架振動(dòng)的激振源主要有:車輪不平衡引起的局部振動(dòng)、發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速以及正常車速下,產(chǎn)生的爆發(fā)振動(dòng)等[5]。為了滿足車身骨架的動(dòng)態(tài)性能的設(shè)計(jì)要求,車身骨架結(jié)構(gòu)的低階模態(tài)頻率應(yīng)盡量與激振頻率錯(cuò)開(kāi)。當(dāng)客車行駛速度速在是85 km/h,車輪不平衡的反復(fù)運(yùn)動(dòng)引起的激振,其頻率一般低于10 Hz;客車發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速為700r/min時(shí),引起的激振頻率大約為35H[6].因此,一般車身骨架結(jié)構(gòu)的低階固有頻率應(yīng)該控制在 10~33 Hz之間。本次分析的客車車身骨架的低階模態(tài)頻率剛好在這個(gè)數(shù)值范圍內(nèi),因此本課題研究的客車車身骨架結(jié)構(gòu)的低階模態(tài)頻率是合理的。

    4 結(jié)束語(yǔ)

    本文首先介紹了需要對(duì)客車車身骨架進(jìn)行模態(tài)分析的原因,然后又介紹了模態(tài)分析的基本概念、模態(tài)分析的基本理論以及車身骨架在模態(tài)分析中的評(píng)價(jià)原則,最后對(duì)車身骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了前40階的自由模態(tài)分析。著重分析了前六階模態(tài),并列出了前六階模態(tài)振型圖,分析得出本課題研究的車身骨架結(jié)構(gòu)的低階頻率主要集中在10~20 Hz之間,避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速和正常車速下的頻率,所以說(shuō)該電動(dòng)城市客車車身骨架結(jié)構(gòu)的低階模態(tài)頻率是合理的。

    [1]阮仁宇.某型客車結(jié)構(gòu)振動(dòng)性能分析及研究[D].合肥:合肥工業(yè)大學(xué),2011.

    [2]柴 山,剛憲約,焦學(xué)?。囕v結(jié)構(gòu)有限元分析[M].北京:國(guó)防工業(yè)出版社,2013:11-132.

    [3]田 芳,王 濤,石 琴.全承載式客車車身結(jié)構(gòu)有限元分析[J].客車技術(shù)與研究,2012,(11):17-19.

    [4]唐唯偉,何 仁.純電動(dòng)客車車身優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2013,(12):20-23.

    [5]陳本軍.輕型客車車身骨架準(zhǔn)靜態(tài)疲勞強(qiáng)度分析[D].南京:南京工業(yè)大學(xué),2009.

    [6]澎 湖.全承載全鋁客車車身輕量化研究[D].長(zhǎng)沙:湖南大學(xué),2012.

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