客车车身结构的模态分析_潘天堂

客车车身结构的模态分析潘天堂1,宋敬滨1,陶长利2(1.常州机电职业技术学院汽车工程系,江苏常州 213164;2.沈阳华晨金杯汽车有限公司,沈阳 110025)摘要:汽车结构模态参数反映汽车车身固有振动特性,而构成汽车车身大部分的板件的局部模态对汽车的车内噪声有重要影响。

本文研究了客车骨架模型和车身结构模型的建模技巧和建模过程、建模单元特性、及有限元模型的创建技巧,计算了客车车身结构有限元模型的模态,最后对所计算的模态数据进行了分析,并对车身结构性能做出评价。

关键词:模态分析;有限元;客车噪声;客车结构评价中图分类号:U 463.82+2 文献标识码:A 文章编号:1006-0006(2008)06-0078-02Modal A nal y s i s on Bus Body S tructurePAN T ian-tang 1,SONG J ing-bin 1,TAO Chang-li2(1.D epart ment o fA uto Eng i neering ,Changzhou Institute ofM echa tron i c T echno logy ,Changzhou 213164,Ch i na ;2.Shenyang B rilliance Jinbe iA uto m otive Co .,L td .,Shenyang 110025,Chi na)Abstr ac:t The acoustic m oda l parame ters of automob ile struc t ure ind i cate the i nhe rent v ibra tion character istics o f autobody .T he partial mode l o f plates wh ich are t he mo st co m ponents of auto body is also the i m portant resource o f bus i nter i o r noise.Bus fram e mode,l m ethods of modeli ng and ana l ysis ,m odal character i sti cs ,fi nite e l ementm ode li ng are i n troduced i n the paper .T he acoustic m odel of bus frame is computed and ana l y zed ,thus bus body structure charac teristi cs are eva l uated .Key wor ds :M oda l analysis;F i nite e le m en tm ethod ;Bus no ise ;Bus structure eva l uation车内噪声水平是车辆舒适性的一个重要指标,车身振动是向车内辐射的一个重要噪声来源。

模态分析是对噪声分析和评价的一种方法,将线性定常系统微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标,使方程组解耦,成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程,以便求出系统的模态参数[1]。

设有一个N 自由度线性系统,其运动微分方程为[M ]{X ##}+[C ]{X #}+[K ]{X }={F }(1)式中,[M ]、[C ]、[K ]分别为系统的质量、阻尼及刚度矩阵;{X }、{X #}、{X ##}及{F }分别为系统各点的位移、速度、加速度响应向量及激励力向量[2]。

[M ]、[K ]通常为实系数对称矩阵,而[C ]则为非对称矩阵,因此方程(1)是一组耦合方程,当系统自由度很大时,求解十分困难。

能否将上述耦合方程变成非耦合的独立方程组,这就是模态分析所要解决的任务。

模态分析方法就是以无阻尼的各阶主振型所对应的模态坐标来代替物理坐标,使微分方程解耦,变成各个独立微分方程。

1 客车骨架模型的建立以某公司生产的6101型客车为建模对象,该客车模型的具体情况描述如下:车外长宽高为10490mm @2500mm @3080mm;整车整备质量为8800kg ;前悬/轴距/后悬为2410mm /5000mm /3080mm;最高车速为80km /h 。

该客车车身结构模型可以简化如下[3~5]:1)对于顶盖的横梁、前围的横梁等弯曲杆件,简化为若干直梁来考虑。

曲线连接简化为圆弧连接,将连接部位的很小的圆弧过渡简化为直角过渡。

2)省略功能件和非承载构件。

如前后保险杠、脚踏板支架、顶棚天窗的短横梁、风窗玻璃上的鼻梁、减振器的支架等。

3)对于距离较近而作用基本相同的构件合成为一个构件,且对截面的形状作适当的简化。

2 建模单元的特性建立整车有限元模型后,在用有限元软件进行整车强度和刚度分析时,通过输入各截面的特征参数以及材料属性,程序自动生成单元刚度矩阵,计算出各节点处的位移和应力。

结构整体刚度方程是作用在结构上的节点载荷向量与节点位移向量之间的关系式。

组建时,将整体坐标系下的单元刚度方程予以扩展为{F -}(e)=[K ](e ){D -}(e)(2)式中,{F -}(e),{D -}(e )分别为按节点顺序排列并扩展为n @1阶的单元节点力向量和节点位移向量;[K ](e)为扩展后的n @n 阶单元刚度矩阵;符号上的/-0表示在整体坐标系下的单元刚度矩阵。

由节点力的平衡条件可知,汇交于某一节点i 的单元节点力(内力)的总和应该等于作用在该节点上的外力,即E {F -i }(e)={F -}(1)+{F -}(2)+,={P -i }(3)对于整体结构,应有E{F -}(e)={F -}(1)+{F -}(2)+,={P -}(4)所以[[K -](1)+[K -](2)+,]{D -}={P -}(5)或[K -]{D -}={P -}(6)[K -]=[K -](1)+[K -](2)+,(7)式中,[K -]为整体坐标系下的总刚度矩阵。

对整体刚度方程引入边界收稿日期:2008-06-23#78#第35卷第6期 拖拉机与农用运输车 V o.l 35N o .62008年12月 T racto r&F ar m T ransporter D ec .,2008条件,进行约束处理,得到以节点位移为未知数的基本方程组。

解此方程组可求得这个结构的节点位移{D -}。

3 车身结构模型的建立有限元模型建立过程如下:1)单元的选取大客车骨架为型材钢管焊接结构,车身有限元分析中普遍使用空间梁单元[6]。

建立车身有限元模型,必须考虑既能抵抗拉压力,又能抵抗弯曲和扭转载荷的单元类型。

薄膜单元建立起来的模型只能承受拉力,会使整个模型处于无矩状态,显然是不合适的。

板壳单元具有一定的厚度,能抵抗拉压和弯扭变形,又能对零件的形状很好分割,是使用在大部分车身零件有限元模型上的合适单元类型[7]。

2)模型网格的划分车身曲面形状复杂,三角形单元的适应性好,能划分各种复杂形状的模型,且计算速度快。

但计算精度不高,可以作为划分的基本分网工具。

四边形单元精度较高,适用于静动态分析的细致计算,但在ANSYS 进行自由网格划分时易产生畸变网格,导致计算的失败,同时对于不规则的曲面,很难用四边形网格进行划分。

因此考虑到本文中车身曲面的复杂程度和计算精度要求,最终采用六节点的四边形单元来划分网格,如图1所示。

图1 车身结构有限元模型图Fig .1F i n it e E l e m ent M o de l o f Bus Body S t ruct u r e4 模态计算及结果分析4.1 模态计算汽车结构模态参数反映汽车车身固有振动特性,对汽车的车内噪声有重要影响。

汽车结构的模态分析是汽车噪声预测与控制的一个重要环节,准确计算车身结构的模态参数,包括固有频率、阻尼系数以及振型等对分析识别声源,控制噪声是十分重要的。

除了车身整车结构模态外,对噪声问题而言,构成汽车车身大部分的板件的局部模态在噪声分析中有着特殊的意义。

整个车身结构模型的自由度多,模态频率密集,并且模态多表现为局部区域的变形。

利用模态提取算法中的子空间(Subspace)法[8]计算了整个车身在自由模态下的固有频率和振型,车身结构的前6阶模态为0,剔除0阶模态提取整车结构的前7阶模态参数见表1,车身结构的前30阶模态参数如表2所示。

表1 车身结构的前7阶模态振型Tab .1Modal V ibration Types of First 7Modes阶次固有频率/H z模态描述17.72整车绕纵向(Z )转动28.86车身前部的1阶纵向弯曲39.87车身顶盖的1阶竖向弯曲和下客门的1阶横向弯曲413.63车身前部的2阶纵向弯曲515.32车身前部的3阶纵向弯曲615.72车身顶盖的1阶竖向弯曲和车身两侧的1阶横向弯曲717.02车身顶盖的2阶竖向弯曲可以看出,1~7阶的振型基本都是车身各壁板的局部振型,且多数为对称变形,前7阶基本上都是局部变形,该车身结构的局部模态较多,若单独考虑车身的振动,对振动的主要贡献来自于车身的整体模态,局部模态由于是结构的局部振动,对整个车身的振动贡献不大。

表2 车身结构前30阶模态参数Tab l e 2Moda lPa r a m et e rs o f F irst 30M o des o f Bus Body S t ruct ure 阶次固有频率/H z 阶次固有频率/H z101619.05201719.76301820.08401921.89502022.15602122.5977.722222.7388.862324.7899.872425.641013.632525.921115.322625.981215.722726.121317.022826.421417.362927.141519.033028.544.2 结果分析及整车结构评价对照模态分析结果可发现,第22阶整车模态的车架振型中,发动机后悬置安装点的位移很大,为车架振型的极值点,发动机激励易将该阶整车模态激发出来;在第30阶整车模态的车架振型中,发动机右后悬置安装点的位移较大,发动机激励可经此处将该阶整车模态激发出来,但因该阶振型中车架上发动机的其他悬置安装点位移很小,相对于激发第22阶整车模态而言,激发出第30阶模态要困难些。

因此,可以得出结论:发动机的2阶、4阶激励分别将第22,30阶整车模态激发出来是造成怠速时整车共振的主要原因,其中2阶激励影响大于4阶激励的影响。

在发动机以额定转速运转时的主要激振频率76.7,153.4H z 附近,未出现整车模态。