基于Workbench的客車車身骨架模態(tài)分析

司豪杰，田哲文，梅小明，鄺 勇

Si Haojie1，Tian Zhewen1，Mei Xiaoming2，Kuang Yong2

（1. 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 武漢理工大學(xué)汽車學(xué)院，湖北 武漢 430070；2. 東風(fēng)旅行車有限公司，湖北 襄陽(yáng) 441000）

車身骨架是客車的關(guān)鍵組成部分，是各總成的安裝基體。在整車設(shè)計(jì)中，車身骨架的模態(tài)參數(shù)是首先要考慮的要素之一，它不僅影響客車的可靠性和使用壽命，還影響乘坐的舒適性[1]。

模態(tài)是對(duì)結(jié)構(gòu)固有振動(dòng)特性的描述，模態(tài)分析是確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性并得到結(jié)構(gòu)固有頻率和振型的過程[2]。模態(tài)分析分為計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)[3]，又分為自由模態(tài)和約束模態(tài)，文中計(jì)算了車身骨架的自由模態(tài)，通過車身骨架的自由模態(tài)分析，獲得骨架結(jié)構(gòu)較完整的固有頻率和振型參數(shù)，可以對(duì)客車車身的剛度和阻尼特性進(jìn)行客觀評(píng)價(jià)，也為客車車身骨架的分析評(píng)價(jià)、改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。以某型客車的車身骨架為研究對(duì)象，利用有限元分析軟件Workbench對(duì)客車車身骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行自由模態(tài)分析，并對(duì)其振動(dòng)特性進(jìn)行評(píng)價(jià)。

1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析是進(jìn)行多自由度振動(dòng)系統(tǒng)分析的一個(gè)手段，目的是利用模態(tài)坐標(biāo)代替物理坐標(biāo)，將耦合方程變成非耦合的獨(dú)立方程組進(jìn)行求解。對(duì)于多自由度振動(dòng)系統(tǒng)，其運(yùn)動(dòng)微分方程

其中，M、C和K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；x(t)、x˙(t)和 ˙x˙(t)分別為系統(tǒng)的響應(yīng)位移矢量、響應(yīng)速度矢量和響應(yīng)加速度矢量；δ(t)為系統(tǒng)受到的激振力矢量[4]。

由于車身骨架的阻尼C很小，可以忽略其影響，并且采用自由振動(dòng)方式建立模態(tài)模型，即δ(t)=0，則系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程變?yōu)?/p>

根據(jù)式（2）可以推導(dǎo)出多自由度系統(tǒng)的固有頻率和主振型方程

其中，A為主振型，即模態(tài)振型；ωn為系統(tǒng)的固有頻率。

要使式（3）有意義，則

由式（4）可以得出，n自由度振動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程有n個(gè)特征值，即系統(tǒng)有n個(gè)固有頻率，將固有頻率ωn帶入方程（3）可以得到n個(gè)對(duì)應(yīng)的振動(dòng)形態(tài)，即模態(tài)振型，從而獲得系統(tǒng)的固有頻率和振型。

基于該理論，通過軟件建立客車車身骨架的有限元模型，可以計(jì)算求得車身骨架的固有頻率值和模態(tài)振型。

2 建模

2.1 幾何模型

以某公司生產(chǎn)的6720型客車為建模對(duì)象，該型客車為半承載式車身，即車身與車架剛性連接，能夠承受部分載荷。外形尺寸為 7200×2240×2830 mm，前懸962 mm，后懸2438 mm，軸距3800 mm，載客33人，發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)。

該型客車骨架中，貫穿整車前后的縱梁主體是左右圍、前后圍、頂蓋及地板骨架的安裝基體。左右圍、前后圍、頂蓋及地板主要由形狀規(guī)則的桿件如矩形鋼、角鋼、槽鋼等組成。頂蓋與前后圍及左右圍相連接，并與地板、蒙皮一起形成一個(gè)封閉空間，而地板骨架則通過連接在車架上的外伸梁與車架相連，形成一個(gè)整體的受力系統(tǒng)。

有限元分析時(shí)，在保證車身結(jié)構(gòu)主要力學(xué)特性的前提下，應(yīng)盡量簡(jiǎn)化車身骨架結(jié)構(gòu)的幾何模型。該車骨架模型做如下簡(jiǎn)化：

1）近似認(rèn)為骨架承受著全部車身載荷，并將車身簡(jiǎn)化為空間框架結(jié)構(gòu)，忽略車身蒙皮對(duì)總體剛度和強(qiáng)度的影響；

2）略去某些非承載件及裝飾件，如風(fēng)窗玻璃、前后保險(xiǎn)杠等；

3）將部分零件采取“以曲代直”處理，將側(cè)圍和頂蓋中一些曲率較小的構(gòu)件簡(jiǎn)化成直桿。

圖1為利用Catia建立的客車車身骨架的幾何模型，但該模型并無(wú)實(shí)際物理意義，需要將幾何模型導(dǎo)入有限元軟件，從而建立有限元模型。

2.2 有限元模型

Workbench是 Ansys公司提出的協(xié)同仿真環(huán)境，具有實(shí)施性強(qiáng)、集成度高、參數(shù)化靈活等特點(diǎn)。并與Catia之間存在多種接口形式，可以直接導(dǎo)入Catia文件，也可轉(zhuǎn)換成IGS或STP等其他格式[5]，文中采用 STP格式直接導(dǎo)入，大大提高了建模效率。

2.2.1 材料屬性

車身骨架采用的材料主要是Q235和16Mn，其中Q235主要應(yīng)用于各側(cè)圍和地板的部件中，而16Mn主要應(yīng)用于底盤縱梁、外伸梁、連接板及連接縱梁之間的橫梁等。Q235和16Mn的材料屬性如表1。

表1 材料屬性

2.2.2 網(wǎng)格劃分

有限元計(jì)算是基于節(jié)點(diǎn)進(jìn)行的，而節(jié)點(diǎn)又與網(wǎng)格單元有關(guān)，因此，網(wǎng)格質(zhì)量的好壞將影響到計(jì)算的結(jié)果和分析的準(zhǔn)確性，但網(wǎng)格的劃分不僅繁瑣、費(fèi)時(shí)，而且很多地方依賴于人的經(jīng)驗(yàn)和技巧。Workbench的網(wǎng)格劃分非常智能化，在自動(dòng)生成網(wǎng)格過程中，對(duì)于精度要求較高的區(qū)域會(huì)自動(dòng)調(diào)節(jié)網(wǎng)格密度，網(wǎng)格生成的質(zhì)量較高[6]。

文中針對(duì)客車骨架的整體結(jié)構(gòu)尺寸，選取的網(wǎng)格單元尺寸為20 mm，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為2362568個(gè)，單元總數(shù)699630個(gè)，如圖2所示。

2.2.3 載荷約束處理

客車車身骨架的自由模態(tài)分析不做任何載荷和邊界條件的處理。

3 模態(tài)計(jì)算結(jié)果及分析

利用Workbench中的Modal模塊對(duì)自由模態(tài)進(jìn)行求解，求解模型的前20階模態(tài)，剔除前6階剛體模態(tài)，表2列出了14階模態(tài)的固有頻率值和振型，由于低階頻率對(duì)車身振動(dòng)水平影響最大，因此只取前6階的自由模態(tài)進(jìn)行分析。

表2 14階模態(tài)參數(shù)

通過模態(tài)計(jì)算結(jié)果可知，車身骨架14階的固有頻率在10.9～34.3 Hz范圍內(nèi)，振型主要有彎曲、扭轉(zhuǎn)和彎扭組合，圖3～圖5分別表示1階扭轉(zhuǎn)、1階彎曲和 1階彎扭組合狀態(tài)下的模態(tài)振型，基于計(jì)算結(jié)果可以對(duì)客車車身骨架的設(shè)計(jì)進(jìn)行評(píng)價(jià)。

3.1 固有頻率值的評(píng)價(jià)

客車在行駛過程中要承受發(fā)動(dòng)機(jī)、路面以及傳動(dòng)系統(tǒng)等部分的激勵(lì)，特別在低階頻率下，車身骨架要避免在激勵(lì)的作用下產(chǎn)生共振，因此車身骨架在低階頻率，即1階彎曲和1階扭轉(zhuǎn)的頻率值應(yīng)避開其他系統(tǒng)的激勵(lì)頻率值[7]。

1）根據(jù)相關(guān)的研究，路面的激勵(lì)頻率一般在1～3 Hz，客車的整車頻率在3 Hz左右[8]；另外，當(dāng)車速為85 km/h左右時(shí)，因車輪不平衡產(chǎn)生的周期性激勵(lì)頻率一般低于11 Hz[9]。

2）該車型采用的發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)為YC4E160-42，怠速轉(zhuǎn)速為 750 r/min，則發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率為 25 Hz[10]。

3）車輛在正常行駛時(shí)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)頻率一般在33 Hz以上。

4）為防止1階彎曲和1階扭轉(zhuǎn)的耦合效應(yīng)，通常希望這2種模態(tài)頻率相差至少3 Hz以上。

根據(jù)上述要求，該型客車骨架的低階頻率應(yīng)在10～25 Hz范圍內(nèi)，而由計(jì)算結(jié)果看出，1階扭轉(zhuǎn)頻率值為10.9 Hz，1階垂直彎曲的頻率值為20.6 Hz，2個(gè)低階頻率值完全處在要求范圍內(nèi)，兩者相差7 Hz，其他模態(tài)下也都避開了發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速頻率和傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)頻率，滿足設(shè)計(jì)要求。

3.2 模態(tài)振型的評(píng)價(jià)

對(duì)于模態(tài)振型，要求過渡盡量光滑，應(yīng)避免突變。從圖3～圖5的振型圖可以看出，前3階振型過渡光滑，形態(tài)明顯。

第 4、5、6階的側(cè)圍座椅埋板位移偏大，如圖6所示，出現(xiàn)了局部突變，這是由于剛度不足、缺少支撐，所以側(cè)圍骨架需要修改。

綜上所述，該型客車車身骨架整體振動(dòng)特性良好，針對(duì)局部剛度不足的問題，需要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。

4 改進(jìn)設(shè)計(jì)

第 4、5、6階模態(tài)振型顯示，車身骨架右側(cè)圍第1座椅埋板、第2座椅埋板及左側(cè)圍第3座椅埋板發(fā)生位移突變，因此在這 3處座椅埋板中間分別加一豎梁支撐，來提高車身骨架的局部剛度，計(jì)算結(jié)果如表3所示。

從對(duì)比結(jié)果可看出，車身骨架局部剛度的增加，導(dǎo)致整車固有頻率值略有上升，但上升幅度不大；而模態(tài)振型方面，前 6階振型沒有發(fā)生變化，之前出現(xiàn)的局部突變，在改進(jìn)之后也隨之消失，如圖 7所示。為更直觀描述改進(jìn)后的效果，將突變部位改進(jìn)前后的位移值在表4中列出。

表3 改進(jìn)前后結(jié)果對(duì)比

表4 突變部位位移改進(jìn)前后結(jié)果對(duì)比

結(jié)果表明，改進(jìn)設(shè)計(jì)提高了車身骨架的局部剛度，并在保證良好振動(dòng)特性的基礎(chǔ)上，解決了模態(tài)振型出現(xiàn)局部突變的問題。

5 結(jié) 論

通過模態(tài)分析發(fā)現(xiàn) 6720型客車車身骨架存在局部剛度不足，導(dǎo)致振型出現(xiàn)局部突變，針對(duì)出現(xiàn)的問題，進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，改善了整車的模態(tài)水平。

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