輕型卡車車架模態分析與測試研究

丁芳 張代勝 張翼

摘要：建立了某輕型卡車車架有限元模型，計算了車架的振動模態，得到模態參數，并進行車架模態試驗。通過試驗數據的采集、處理和分析，得到車架的十階模態頻率和振型。通過比較，發現兩種方法得出的模態參數比較一致，表明所建立的有限元模型能夠很好的反映原結構的振動特性。通過模態分析確定了該車架結構的可靠性，為車架的結構改進提供了理論依據。

關鍵詞：車架；有限元；模態分析

中圖分類號：U463.32 文獻標志碼：A 文章編號：1005-2550（2012）02-0056-04

Testing Research and Modal Analysis of Light Truck Frame

DING Fang，ZHANG Dai-sheng，ZHANG Yi

（School of Machinery and Automobile Engineering，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

Abstract: This paper created a light truck frame finite element model to calculate the frame of the vibration mode and get modal parameters. And tested the modal frame，through the test data collection，processing and analysis，get the ten bands modal frequencies and mode shapes.By comparison，both methods found the modal parameters obtained more consistent，which show that established finite element model can reflect the good original structure vibration characteristics.Through the modal analysis to determine the reliability of the frame structure for improved frame structure provides a theoretical basis.

Key words: frame；finite element；model analysis

車架是汽車的承載基體，承擔發動機、底盤、車身及其他總成和專用設施的安裝基礎和關鍵承載部件。因此，車架工作時要承受扭矩、彎曲等多種載荷產生的彎矩和剪切力，同時受到來自路面和車橋的激振而產生振動，設計中除了要有足夠的強度、足夠的抗彎剛度和合適的扭轉剛度保證汽車對不平路面的適應外，合理的振動特性也非常重要，以避免某些部件因共振致早期損壞，從而縮短使用壽命［1］。同時車架與懸架的結合，車架與車身的動態特性匹配都需要用模態分析方法獲取車架動態參數。

1 車架有限元模型建立及分析

1.1 動力學理論基礎

根據振動理論，多自由度系統以某個固有頻率振動時所呈現出的振動形態稱為模態［2］。模態分析是動態分析的重要內容，進行模態分析時，首先要求出各階固有頻率，并進行各階振型識別。

車架結構是一個n自由度的線性系統，其運動微分方程為：

Mu″＋Cu′+Ku=P（t）（1）

式中：M、C和K為與u相對應的阻尼矩陣、質量矩陣和剛度矩陣；u′，u″分別為速度列陣和加速度列陣；P（t）為作用力向量。

對于無阻尼自由振動系統，方程變為：

Mu″+Ku=0（2）

自由振動時，各點作簡諧振動，各結點位移為：

u=fei?棕t（3）

式中： f 為系統自由振動時振幅列陣。

由（2）式、（3）式，可得：

（K-?棕2M）f=0（4）

求出方程（4）的特征值?棕2和特征向量f，即可求得系統的固有頻率和固有振型。

1.2 有限元模型建立

分析的車架模型是由UG建立的三維實體幾何模型，將其導入Hyperworks中，對其進行中性面抽取和網格劃分，并進行幾何清理和修復、補面、消除錯位和小孔，壓縮相鄰曲面之間的邊界，消除不必要細節，以提高網格劃分質量［３］。由于車架結構主要是薄壁金屬件，單元類型以四邊形殼單元為主，而三角形單元比四邊形單元剛度大，從計算精度方面考慮，故要嚴格控制三角形單元的個數（整個模型最好小于10%，最多不超過15%）［４］。模型共有91 045個節點，87 398個網格單元。整個車架的有限元模型如圖1所示。

1.3 模態計算分析

模態分析用于確定系統的振動特性，即結構的固有頻率和振型。一般而言，低階振動對結構的動態影響較大，低階振型決定結構的動態特性，結合該車實際情況分析車架前10階模態［5］。其模態分析的固有頻率及對應振型如圖2所示。

2 模態試驗

2.1 激振點選擇

車架模態測試采用自由模態方式，用四根橡皮繩將其懸掛在模態試驗專用吊架上，使車身處于自由狀態，整個懸掛系統固有頻率低于1 Hz。激振點一般選在剛度大的車頭或車尾位置，激振器與車身緊密連接。此車架激振點選擇在車架前橫梁一處（垂向）和車身右縱梁一處（橫向）。

2.2 測點布置

測點布置原則為外力作用點、重要響應點、部件或結構的交聯點等位置一般都選為測點［6］，所布測點連線應能顯示車架形狀，共布置了67個測點，較好地定義了車架輪廓形狀。橫梁中心處布置了7個測點，左右縱梁分別在上表面和測面布置15個測點，即在縱梁上布置60個測點。測點布置如圖3所示。

此次試驗采用雙點激振，激振信號采用正弦掃頻，掃頻范圍為0~200 Hz，掃頻速度為0.2 Hz/s，一次掃頻時間約半小時左右。圖4為雙點激振和傳感器布置圖。

2.3 試驗結果

模態頻率試驗值與計算值比較如表1所示。各階振型如圖5所示。

由表1可以看出，車架固有頻率的試驗值和計算值比較接近，反映所建立的車架有限元模型是較為準確的。

通過試驗與計算得出車架頻率及振型，初步分析，得出：

（1）該車架的基頻為5.91 Hz，表現為整體一階扭轉，一階側向彎曲頻率為17.30 Hz，該車的彎曲頻率較低，反映在該車的彎曲剛度有待加強。

（2）來自路面的低頻激勵頻率一般為 1~20 Hz，該車架一階垂向彎曲頻率為29.59 Hz，避開了低頻激勵范圍，從而避免了路面引起的車架共振產生。

（3）車身部分固有頻率為10~15 Hz，該車架一階扭轉及彎曲頻率不在此范圍內，從而避免了車身較大幅度的振動。

（4）高階扭轉與彎曲振型混雜在一起，表現為既有整體振型又有局部振型，或單獨或共同出現。局部模態分布呈現出前部強、中后部弱的態勢。建議車架后端加裝一橫梁，以加強尾部的彎曲剛度和改善振動特性。

3 結論

（1）通過模態試驗分析得到系統的模態參數，系統動態設計，采用分析與實驗方法得出某型卡車車架模態參數，為車架系統動態設計建立了基礎。車架設計需要結合懸架及車身設計，共同制定好結構匹配原則，進一步優化車架動態特性［6］。通過模態分析，驗證了該車架模型避開了隨機路面的激勵振動頻率，一階扭轉及彎曲頻率避開了車身固有頻率，符合車架的動態振動特性條件，滿足車架結構的設計要求。

（2）由縱梁上表面和橫梁中心的數據分析模態，得出該車彎曲剛度有待加強，建議車架后端加裝橫梁，從而改進車架結構設計。

參考文獻：

［1］ 尹俊輝，韋志林，沈光烈. 貨車車架的有限元分析［J］.機械設計，2005，22（11）:26-28.

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［5］ 熊永華，杜發榮，高峰，等. 輕型載貨汽車車架動態特性分析與研究［J］.機械設計，2007，24（4）:32-35.

［6］ 張盛蘭，嚴 飛.基于Hyperworks的車架模態分析［J］.機械設計與制造，2005，（4）：10-11.

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