某新能源汽車前艙托架模態分析

吳成平，許美星，張根志，唐玉福

(北京福田戴姆勒汽車有限公司技術中心，北京 101400)

某新能源汽車前艙托架模態分析

吳成平，許美星，張根志，唐玉福

(北京福田戴姆勒汽車有限公司技術中心，北京 101400)

結構模態是影響結構動態特性的主要因素。利用LMS對某新能源前艙托架進行模態試驗，獲得其試驗模態；然后通過HyperMesh和OptiStruct有限元軟件獲得其計算模態。結果表明：試驗模態和計算模態獲得的頻率最大相對誤差為5.84%，其模態頻率和振型均有效且吻合良好，為工程應用、結構動態設計提供參考。

前艙托架；有限元分析；模態分析

0 引言

在某車型新能源汽車上，前艙托架布置于前艙內，是小蓄電池、DC、控制器及充電器等件的安裝基體(如圖1所示)，起著重要的支承和固定作用。所以，前艙托架的剛度、強度及動力性能對整車的平順性和安全性都有著很大的影響[1]。

圖1 前艙托架布置

模態是結構的固有振動特性，每一個模態都有特定的固有頻率、阻尼比和振型[2]。模態分析為產品結構設計及其性能評估提供了一個強有力的工具，其可靠的分析結果能為產品性能評估提供一個極為有效的標準，而圍繞其結果進行的動態設計方法使模態分析成為結構設計的重要基礎。模態分析分為試驗模態分析和計算模態分析，即通過試驗將采集的系統輸入與輸出信號經過參數識別獲得的模態參數則稱為試驗模態分析，而通過有限元計算方法取得的分析結果為計算模態。模態分析已在結構性能評估和動態設計中成為近年來工程界的基本方法，有極為廣泛的研究領域。

首先針對前艙托架開展了試驗模態分析，得出其動態特性。然后，通過對前艙托架模型進行有限元計算模態分析，得出結構的動態性能：一方面可以相互驗證試驗與仿真結果的準確性；另一方面，為后續進一步的有限元分析、動態結構設計及輕量化可行性分析奠定了基礎。

1 前艙托架模態試驗

1.1 試驗準備

試驗對象相關準備：前艙托架一個，LMS振動噪聲測試成套設備，Mark筆，紗布及適宜的試驗環境等。

此次試驗準備過程可以概括如下：

(1)稱重并進行等間距測點標記，此次試驗在前艙托架承力梁及安裝位置附近一共布置了42個測點(如圖2所示)。

(2)記錄下坐標點，并用紗布將試驗錘擊位置16打磨至漆面全無，然后采用極軟繩固定試驗對象至實驗狀態(如圖3所示)。

圖2 實物測點標記

圖3 實驗狀態

(3)在LMS試驗軟件界面下按標識順序輸入各記錄點的坐標值，完成試驗狀態下的幾何模型建立(如圖4所示)。

圖4 幾何建模

(4)準備好試驗用傳感器(此試驗采用6個三向加速度傳感器)并依次進行連線(如：傳感器1、2、3……及各傳感器線路X、Y、Z)，最后進行力錘通道連線(如圖5、圖6所示)。

(5)設置好各通道傳感器布置點(包括錘擊點)，并完成傳感器靈敏度設置及選擇，試驗準備完成，接下來可以進行試驗數據采集(如圖7所示)。

圖5 線路 圖6 試驗連線

圖7 數據采集設備

1.2 試驗過程

試驗過程概括如下：

(1)在幾何定義界面下將傳感器布置的位置點及局部坐標系相對整體坐標系的坐標軸X、Y、Z依次設置好，并且將輸入模式由“Voltage AC”改為“ICP”，在“Impact Scope”中設置帶寬、頻譜線。

(2)在“All Setting”中設置帶寬、頻譜線及錘擊次數等，在界面“Start Ranging”下進行調試。

(3)調試合格后，進入“Measure”界面開始錘擊并保存數據，通過“Channel Setup”與“Measure”切換變更傳感器位置，傳感器位置由標號1增至標號42等差布局，6個加速度傳感器一共布置7次，依次傳感器布置次數為1，2，…，7，傳感器第1次布置如圖8所示，第7次布置如圖9所示。注：每次改變傳感器位置前，為避免損壞LMS儀器，必須將“Channel Setup”界面下的“Input Mode”改為“Voltage AC”，測試前才(務必)將“Input Mode”由“Voltage AC”改為“ICP”。

圖8 傳感器布置1

圖9 傳感器布置7

通過以上試驗步驟，完成前艙托架的模態試驗過程及數據采集工作。

2 前艙托架模態仿真

為了保證前艙托架在HyperMesh前處理下的網格質量及其有限元模型在OptiStruct求解器下的計算效率及準確性，模型處理及相關假設如下[3](如圖10所示)：

圖10 前艙托架有限元模型

(1)在不影響其力學性能的前提下盡量簡化幾何模型特性，故在有限元建模中省略了工藝孔及相關的圓弧修飾。

(2)前艙托架主體結構采用的矩形管使用普通碳素結構鋼Q235，其規格分別為25 mm×25 mm×3 mm、25 mm×20 mm×3 mm、20 mm×20 mm×2 mm，在模型處理時將矩形管抽中面后進行網格劃分、材料屬性設置及厚度屬性賦值等。

(3)小蓄電池托盤及相關薄板件均采用抽中面法表示，為了確保計算模型的準確性，保留焊接于各前艙托架上的螺栓模型。

(4)網格劃分時，主體結構均通過抽中面后采用殼單元，螺栓用實體單元表示，縫焊及點焊部位采用共節點處理。

(5)網格平均尺寸取5，面網格標準要求：單元長寬比小于5，單元翹曲角小于15°，最大四邊形內角為135°，最小四邊形內角為45°，最大三角形內角為120°，最小三角形內角為30°，雅克比不小于0.7，六面體：雅克比不小于0.4，翹曲小于20，扭曲度小于40，最大內角150°，最小內角10°。

處理后模型四邊形數模16 142，三角形數模468，五面體數模104，六面體數模171，總計單元數16 885，節點數17 314。

計算時定義的材料參數如下：彈性模量2.1×105MPa，泊松比為0.3，密度為7.85×103kg/mm3，材料屈服強度235 MPa，長度單位為mm。

模態提取采用Block Lanczos法，分塊Lanczos法特征值求解器采用了Lanczos算法，是用一組向量來實現遞歸計算，自動采用稀疏矩陣方程求解器，因具有計算精確、求解速度快等優點而被廣泛采用。

3 前艙托架模態結果分析

3.1 模態結果

表1是試驗及有限元計算后的各階模態試驗結果，由數據可以得出：

(1)試驗截至最高頻率344.0 Hz，共有8階模態，最低一階模態頻率為118.1 Hz，對應的振型為繞Y軸的一階彎曲，第2階模態頻率為122 Hz，對應的振型為關于X軸的一階扭轉，第6階和第7階模態分別對應前艙托架的兩個局部模態，其余模態則為整體振動模態。該前艙托架最低模態頻率值超過100 Hz，表明其結構具有較好的剛度。

(2)有限元計算模態頻率結果與試驗結果誤差較小，最大誤差僅為5.84%(經驗小于8%)，且振型一致(限于篇幅，僅以第1、2階模態振型為例，如圖11、圖12所示)。

表1 模態分析結果

圖11 第1階模態振型

圖12 第2階模態振型

3.2 模態置信驗證

模態振型驗證是模態分析中驗證結果正確性的重要一步。對模態振型的質量予以評估，需要使用多種手段，首先是直觀地分析，即對振型進行視覺檢查，這在前文已有闡述。其次就是利用某些數學工具檢驗估計出來的模型的質量，其中包括：模態判定準則、模態參預、互易性、模態超復雜性、模態相位共線性、平均相位偏移以及模態置信因子等。文中使用模態置信因子(Modal Assurance Criterion, MAC)α來對模態振型進行驗證[4]。

(1)

式(1)中：Rjk表示第k階j狀態模態振型向量;Rlk表示第k階l狀態模態振型向量。

一般意義上，MAC概念可施加于兩個任意的復向量，即用于比較兩個有任意標尺的模態振型向量，相似的模態振型間有高值的MAC。所以，MAC的一個應用是檢驗模態振型被質量矩陣加權時的正交性，即：

VkTMVl=mkk=l

VkTMVl=0k≠l

(2)

式(2)中：mk表示第k階模態的模態質量。

在質量矩陣不知道的情況下，上式也是可用的，通常假定其為有大致相等元素的對角線矩陣。在這一前提下，計算兩個不同模態之間的MAC值，也就等于近似地檢驗它們之間的正交性。

表2是前艙托架試驗結果的模態置信度準則結果(注：頻率單位Hz)，圖13是前艙托架模態置信度結果矩陣圖。由表2和圖13可以看出：試驗測量得到的模態參數與相鄰模態頻率之間的MAC值都很小，識別出的頻率即是其模態頻率，雖然表1中的第4階模態232.3 Hz和第5階模態234 Hz在振型中有相似處，但這兩階模態頻率之間的MAC值是6.75%，基本上二者是相互獨立的振動形態，屬于不同的模態階數。從表2和圖13整體來看：各階模態之間的MAC值很小，識別出的模態頻率和振型是有效的。

表2 前艙托架試驗模態置信準則 %

圖13 前艙托架模態置信矩陣圖

假設式(1)中Rjk表示第k階試驗狀態下的模態振型向量，Rlk表示第k階仿真狀態下的模態振型向量。如果復向量Rjk和Rlk之間存在線性相關，則MAC的值接近于1，則認為Rjk=Rlk，即認為試驗模態與仿真模態振型相關程度高，有限元仿真很好地模擬了前艙托架的實際振動狀態；如若模態置信因子接近或者等于0時，則認為Rjk≠Rlk，即認為試驗模態與仿真模態振型的相關程度低，有限元仿真不能較好地模擬前艙托架的實際振動狀態。由表1試驗與仿真振型MAC值可知，有限元仿真結果都能夠較好地模擬實際狀態下系統的振動情況。

綜上所述：試驗及仿真的模態頻率和振型均有效，且試驗和仿真模態分析結果吻合良好。

4 結論

針對某新能源汽車前艙托架進行了試驗及仿真模態分析，結果表明試驗與仿真吻合良好。整個分析過程可為后續結構動態設計及輕量化設計提供有價值的參考。

[1]KARAOLU C，KURALAY N S.Stress Analysis of a Truck Chassis with Riveted Jionts[J].Elsevier Science Publishers B.V.,2002,38(12):1115-1130.

[2]楊義勇，金德聞．機械系統動力學[M]．北京：清華大學出版社，2004:175-189.

[3]胡玉梅.車輛結構強度基本理論與CAE分析技術[M]．重慶：重慶大學出版社，2009:191-196.

[4]徐獻陽.車輛排氣系統的振動模態分析及優化[D].上海：上海交通大學，2007.

ModalAnalysisonFrontTankBracketofSomeNewEnergyVehicle

WU Chengping，XU Meixing，ZHANG Genzhi，TANG Yufu

(Technology Center，Beijing Foton Daimler Automotive Co.,Ltd., Beijing 101400,China)

Structure mode is the main factor influencing dynamic characteristics. The experimental modes of the front tank bracket were obtained by using LMS, and the computational modes were obtained by adopting HyperMesh and OptiStruct. The results show that the experimental modes and computational modes match well, and the maximum relatively error between them is 5.84%.The conclusions can supply references to engineering application and structure dynamic design.

Front tank bracket; FEA; Modal analysis

2017-07-29

吳成平(1982—)，男，碩士，工程師，研究方向為車輛結構強度計算機輔助分析、整車工程開發、整車性能及零部件可靠性研究等。E-mail：wcp6519@126.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.12.006

U469.7

A

1674-1986(2017)12-023-05