基于ANSYS Workbench 14.5的某客車架結構模態分析?

竇寶華，戴作強，張鐵柱，盛 建

（1.上海申沃客車有限公司，上海 201108；2.青島大學，山東 青島 266001）

0 引言

汽車車架是汽車最為重要的承載基體，一方面，它連接著汽車的各大總成，使其各總成保持相對正確的位置；另一方面，它承受著汽車行駛過程中遇到的各種形式的復雜載荷。因此，汽車車架的結構性能在很大程度上決定了車輛整體質量的好壞。汽車在行駛的過程中，在不平路面、不斷變化的運動方向和車速以及不平衡的傳動系統等激振的共同作用下，整車及車輛局部會產生強烈振動。當上述激振頻率與車架本身的固有頻率大小相接近時，共振現象就會發生［1］。對于汽車來講，共振現象的危害性是非常巨大的，長時間的共振不僅影響車輛的乘坐舒適性，還極易造成車架結構變形、疲勞破壞，進而導致車輛使用壽命的大幅度縮短及安全性能的大幅度降低。

針對上述問題，本文對某客車車架進行了相應的模態分析，進一步確定了車架各階振型及其對應的各階固有頻率等動力特性參數。車架的這些動力參數的確定對汽車車架的結構設計及優化極為重要。

1 模態分析理論基礎

模態指的是多自由度系統在以一定固有頻率振動時所表現出來的振動形態。此時，多自由度結構上的每個點相對于平衡位置的位移之間具有一定的比例關系，結構上每個點對外力的響應均可表示為結構的各階模態陣型的線性疊加。模態分析的最終目標就是識別出系統的模態參數，為結構系統的振動特性分析、振動故障診斷和預報以及結構動力特性的優化設計提供依據。設計人員利用所得分析結果得到產品結構對不同類型的動力載荷的響應規律，有助于其在其他動力分析中估算求解控制參數［2］。

無阻尼模態分析是經典的特征值問題，其動力學運動方程為：

其中：［M］、［K］分別為結構的質量矩陣、剛度矩陣；｛X｝、｛X″｝分別為系統節點的位移矢量和加速度矢量［3］。式（1）的解的基本形式為：

代入式（1）得：

由式（3）求得方程的特征值ω2。根據ωi＝2πfi即可求得結構的對應固有頻率，即模態頻率fi。特征值ω2i對應的特征向量｛Xo｝i即為模態頻率fi對應的結構模態振型。

2 車架模態分析計算

本文所研究車架采用全承載邊梁式結構，通過螺栓連接將其前、中、后三段總成組合成為車架，其橫梁、縱梁均采用槽鋼。車架總長為9 950mm，總寬為850 mm，槽鋼厚度均為7mm，總質量為950.6kg。

本文研究思路為首先在SolidWorks中建立車架的三維實體模型，并將其保存為x＿t格式以便導入到ANSYS Workbench 14.5進行后續的有限元分析。為了更加快捷高效地對車架進行模態分析，我們應適當對車架進行簡化處理，將不必要的零件及小孔去掉。最終建立的車架三維實體模型如圖1所示。

圖1 車架三維實體模型

在ANSYS Workbench 14.5中對導入的模型進行材料參數的設定。本車架采用的材料為Q345，其具體材料參數如表1所示。

表1 車架材料參數

對定義完材料屬性的車架進行網格劃分。車架網格劃分的原則是“均勻應力區粗化，應力梯度區細化”。本文主要采用六面體網格劃分方法對車架進行網格劃分，網格劃分后的車架有限元模型如圖2所示。

對車架的有限元模型進行網格劃分后，對其施加載荷和邊界條件。由于我們研究的是車架的自然頻率、振型以及振型參與系數，因此本文在模態分析中不需對車架施加載荷，只需對車架設置固定約束Fixed Support即可。為了更加真實地求得車架的動態參數，固定約束施加位置為車架的主要支撐點。

圖2 車架有限元模型

車架有限元模型的邊界條件建立完成后，需要設置合適的求解頻率選項以便得到理想的求解結果。眾所周知，模態分析研究的是結構的振動性能，即結構的各階固有振型及其各階固有頻率等動態特性參數，所研究對象的振動實際上是其各階固有振型的線性組合［4］。相關實驗表明，車架的低階振型對其振動動態性能所產生的影響相對其高階振型更加顯著，所以車架的動態性能主要取決于低階振型。故我們僅需將Analysis settings中的Max Modes to find設置為6，即只求解車架的前6階振型即可。設置完成后，利用ANSYS Workbench中的Solve求解，即可得到車架的前6階固有頻率和振型。經過計算求解得到車架前6階固有頻率（Hz）分別為14.875、35.662、36.73、44.247、46.173和48.094。車架的前6階振型如圖3～圖8所示。

圖3 車架第1階振型（14.875Hz）

圖4 車架第2階振型（35.662Hz）

圖5 車架第3階振型（36.73Hz）

圖6 車架第4階振型（44.247Hz）

圖7 車架第5階振型（46.173Hz）

圖8 車架第6階振型（48.094Hz）

根據該車架的模態分析結果可知：該車第1、2階振型所對應的車架變形以車架后部的上下擺動為主；第3階振型所對應的車架變形以車架前部彎曲變形為主；第4階振型所對應的車架變形以車架后部側向扭轉變形為主；第5階振型所對應的車架變形以車架中部擺動變形為主；第6階振型所對應的車架變形以車架后部側向彎曲變形為主。

3 模態分析結果評價

雖然現在行業內對模態分析結果還沒有一個比較一致的評價標準，但目前主要有兩大類，即類比判斷與分析判斷［5］。類比判斷法就是用在實踐檢驗中表現良好的同類型車架的模態性能來作參照比較；分析評價法則把由外界激勵頻率以及在此頻率下的激勵分量值和研究對象自身的固有頻率及其對應振型所組成的動態響應作為評判標準［6］。本文采用分析評價法對模態分析結果進行評價。

電動汽車的激勵主要是路面激勵和傳動軸激勵，了解上述激勵的組成是模態分析的前提，各種激勵的頻率分析如下：①路面激勵主要取決于路面狀況，對于客車經常行駛的一般城市路面以及高速公路來講，其對應的路面激勵頻率一般在1Hz～3Hz之間；②根據相關規定，城市中的車速一般是在40km/h～80km/h之間，而高速公路的車速大多是90km/h。在這種車速的情況下，客車傳動軸的激勵頻率一般大于30Hz。

通過前面分析可知，車架的第1階模態頻率為14.875Hz，其大于路面激勵頻率，同時又小于傳動軸激振頻率，因此車架不會出現共振現象。后5階模態頻率值都大于30Hz且與傳動軸的激勵頻率相接近，車架可能會發生共振。但是傳動軸激勵頻率值較廣，如果車速發生改變，傳動軸激勵頻率值也會相應地改變，所以車架出現共振的概率不大。再者，就算出現共振現象也是高頻振動，構成的破壞也是不大的。因此本車架基本滿足設計要求。

4 結論

本文利用ANSYS Workbench 14.5軟件對新能源客車車架進行模態仿真分析，得出了該車車架結構前6階模態各階相應的固有頻率和振型。這些參數有效反映了車架結構的相關動態特性，為車架的響應分析提供了重要的模態參數，同時也為車架結構的改進、優化設計提供了參考。

［1］蘇勝偉.基于Optistruct拓撲優化的應用研究［D］.哈爾濱：哈爾濱工程大學，2008：10-15.

［2］黃志新，劉成柱.ANSYS Workbench14.0超級學習手冊［M］.北京：人民郵電出版社，2013.

［3］謝世坤，程從山.基于ANSYS的邊梁式車架有限元模態分析［J］.機電產品開發與創新，2005，18（1）：76-77.

［4］張宏偉.客車車身結構有限元分析［D］.大連：大連理工大學，2005：1-10.

［5］桂良進，周長路，范了杰.某型載貨車車架結構輕量化設計［J］.汽車工程，2003，25（4）：403-406.

［6］盧偉.重型汽車車架模態分析［J］.汽車科技，2009，24（2）：205-209.