ZGT6739DS城市客車車身結構模態分析

顧響中

（江蘇友誼汽車有限公司，江蘇 張家港 215622）

1 引言

每一種結構都有其固有的振動特性，即模態。而每一個模態又具有其特定的固有頻率、固有阻尼比和模態振型。這些模態參數都可以通過計算或者試驗獲得，這個過程即為模態分析。通過對若干階次的模態進行線性疊加，即可得到一個結構復雜的振動特性。在這個復雜的振動特性中，有些階次的模態起主要作用，而有些階次則起次要作用；有些階次的模態對結構振動產生顯著影響，而有些階次的模態對結構的振動則影響很小。如何對這些不同階次的結構振動進行區分，成為認識結構動態振動特性的關鍵。通過模態分析，可以識別出結構的模態參數。在此基礎上，還可以為結構的振動特性分析、振動故障診斷和預報以及結構動力學特性的優化提供參考依據。

模態分析技術的應用可歸結為以下幾個方面[1-3]：評價現有結構系統的動態特性；在新產品設計中進行結構動態特性的預估和優化設計；診斷及預報結構系統的故障；控制結構的輻射噪聲；識別結構系統的載荷。

模態分析根據采用方法的不同，又可以分為計算模態分析和試驗模態分析[4]。計算模態分析又叫解析模態分析，它是通過有限元計算分析的方法完成的。而試驗模態分析則是通過試驗將采集到的系統輸入與輸出信號通過參數識別獲得模態參數的方法。一般在實際的工程應用中，則是兩種方法結合運用。首先通過計算模態分析得到結構一定階次的頻率值和振型情況，再通過試驗進行驗證。本文應用計算模態分析方法。

2 建模及分析

在建立幾何模型及有限元模型時，主要進行了以下簡化[5-6]：

1）略去車身骨架蒙皮；略去一些非承載件，如擋風窗玻璃、車門、座椅等，但是仍保留這些結構件的重力作用。

2）對車頂及側圍部分的一些曲率較小的構件近似看作直梁來處理。

3）對于車架部分某些多層結構件采用較厚材料屬性的單層結構進行簡化。

4）整個客車骨架結構存在大量的縱橫梁交叉連接處，對于這些接頭位置的焊接連接采用合并節點的形式進行模擬。

5）不考慮焊接處材料特性的變化，認為焊縫處材料屬性與母材屬性相同。

在有限元計算軟件Nastran中，設置自由模態計算工況的各個參數。這里計算前十階模態。通過計算得到的該客車骨架結構模型前十階頻率值，如表1所示；同時還可以通過后處理軟件提取出各個階次的振型圖，前三階振型圖如圖1-圖3所示。

表1 自由振動各階頻率值

通過對車身骨架結構前十階頻率數值以及對應的振型圖的分析可以發現，第四階和第五階的頻率值非常接近，第八階和第九階的頻率值也非常接近，這就表明在這兩個階次車輛有可能會由于振動出現問題；通過對振型圖及動畫的分析發現，在車輛的縱梁中部存在剛度過渡不均衡的問題。此處的問題應該引起設計人員的重視；汽車行駛時，由于路面不平而引起的運動學激勵多屬于5 Hz～20 Hz的垂直振動。汽車行駛過程中，激勵主要來自于路面、車輪、發動機、傳動軸不平衡等。因而首先了解這些激勵源的頻率是分析的基礎。路面激勵隨道路條件決定，高速公路和城市較好路面，此激勵多在3 Hz以下，車輪不平衡引起的激振頻率一般低于11 Hz[7-9]。該車發動機的怠速速度為700 r/min，因此，相應發動機的爆發頻率為23.3 Hz，經常使用的車速是80 km/h，傳動軸不平衡的彎曲振動頻率為46 Hz左右。因此，要求車身的低階頻率應在11 Hz以上，并且避開發動機的爆發頻率23.3 Hz，遠離傳動軸不平衡的振動頻率46 Hz[10-12]。

[1]譚繼錦.汽車有限元法[M].北京:人民交通出版社,2005.

[2]李曉雷,俞德孚,孫逢春.機械振動基礎[M].北京：機械工業出版社,2006.

[3]黃天澤,黃金陵.汽車車身結構與設計[M].北京：機械工業出版社，2002：223-244.

[4]顧培英，鄧昌，吳福生.結構模態分析及其損傷診斷[M].南京：東南大學出版社，2008.

[5]黃金陵.汽車車身設計[M].北京：機械工業出版社，2007.

[6]孫凌玉.汽車車身動態設計的理論與應用研究[D].南京：東南大學，2000.

[7]王勖成.有限單元法[M].北京：清華大學出版社，2003.

[8]屈求真.轎車車身結構的有限元分析與評價[J].汽車工程，1996，13（3）：148-151.

[9]譚繼錦，張代勝，陳朝陽.汽車結構有限元分析[M].北京：清華大學出版社，2009.11:185-191.

[10]王羽亮，任國峰，王健.LCK6890G城市客車車身結構有限元分析[J].客車技術與研究，2008，30（5）：5-8.

[11]馮磊，郭世永，徐斌.基于MSC.Nastran的客車車架動態特性分析[J].客車技術與研究，2009，31（3）：10-11.

[12]張怡，朱玉強.管梁式車身骨架模態試驗與有限元模態分析對比[J].公路與汽運，2011，（2）