半承載式客車車身結構模態分析

姚春革

（桂林電子科技大學信息科技學院，廣西桂林541004）

0 引言

隨著經濟的發展，人們的生活水平提高，對客車NVH性能指標的要求也越來越高，目前主流客車生產廠家在新車型的開發階段把車輛的NVH問題當作一個重要課題來研究[1]。本文的研究對象是一輛旅游大巴，對客車的舒適性要求較高。本文利用有限元方法分析了半承載客車車身結構的固有頻率和振型，確認其是否在合理的設計范圍內，避免其與路面和發動機怠速振動頻率產生共振現象，以提高乘坐的舒適性。

1 模態分析理論

模態分析是在模態矩陣的基礎上通過矩陣變換實現坐標的轉變，從而得到一個獨立的二階微分方程組。由于整車工況復雜多變，準確模擬真實約束狀態下的動態性能比較困難，但從理論上講，可以由自由邊界模態結果得到其他約束條件下的動態特性，因此采用自由模態分析方法是可行的[2-4]。

多個自由度線性彈性系統的運動微分方程表達式為：

式中：[M]為質量矩陣；[C]為阻尼矩陣；[K]為剛度矩陣；x（t）″為加速度矩陣；x（t）′為速度矩陣；x（t）為位移矩陣；{f（t）}為系統所受的外部激勵力矩陣。

模態為物體的固有特性，目前求解模態時，常將外載荷設為零矩陣，由于阻尼對機械結構的固有頻率及其振型影響較小，因此可以忽略不計，故系統固有頻率及其振型可以改寫為以下方程：

當自由度n較大時，求解方程組（2）會非常復雜，模態分析的基本思想是將彈性體的振動分解為多個獨立的振動相疊加，故其簡諧振動的表達式如下：

式中：x（t）為振幅列向量；{φ}為位移；w為固有頻率。

把式（3）代入方程組（2）中，得到如下表達式：

方程組（4）為廣義的特征值的表達式，存在非零解的前提條件是：

將方程組（5）計算出的結構頻率重新代回方程組（4），即可算出所求結構的各階固有模態。

2 車身結構有限元模型建立

根據某公司提供的車身結構三維模型，利用HyperMesh軟件對其進行網格劃分，并建立車身結構的有限元模型。

2.1 網格劃分

整車車身部件過多，有許多裝飾件對車身的動態性能幾乎沒有影響，因此在保證計算精度的前提下，對幾何模型進行簡化。車身結構上的零件以鈑金件為主，厚度一般在3 mm以內，因此采用shell單元劃分網格，shell單元可以承受平面載荷和法向載荷，計算速度快，精度高。由于車身結構零件過多，如果網格尺寸過小會導致計算量大增，而計算精度幾乎不受影響，因此車身結構的網格尺寸為15 mm，單元總數：405 930，節點總數：437 961。其中三角形網格為2 500，占比為0.5%，符合精度要求。車身結構有限元模型如圖1所示。

圖1 客車車身結構有限元模型

2.2 材料屬性

客車車身五大件結構材料為Q235，車架材料為T52；各類倉封板材料為Q195；加強件材料為Q235。材料的主要性能參數如表1所示。

表1 材料的主要性能參數

2.3 連接方式模擬

客車車身結構主要采用焊接和螺栓連接。車身結構的焊接，用seam weld單元來模擬；螺栓連接，可以用rigid單元模擬。

3 模態計算及分析

進行模態分析時，只考慮車身結構質量，在自由邊界條件下對整車進行模態分析。對于復雜模型來說，振型階數越高對模型的動態響應影響越小，對客車車身動態響應影響最大的是整車扭轉模態和彎曲模態。因此，模態分析以提取整車的扭轉和彎曲模態結果（前六階為剛體模態，沒有參考意義）。車身結構前五階固有頻率如圖2—圖6所示，其振型如表2所示。

圖2 第1階車身結構模態振型

圖3 第2階車身結構模態振型

圖4 第3階車身結構模態振型

圖5 第4階車身結構模態振型

查閱旅游客車相關資料可得[5]，在高速公路行駛時，路面和輪胎激勵的固有頻率值為2～5 Hz。而客車固有頻率范圍是8.08～15.18 Hz，不會產生共振。

發動機激勵是另一個重要激勵源，如果其與客車產生共振，將嚴重影響乘客的舒適度。發動機的怠速通常為600～800 r/min，振動頻率一般為30～40 Hz。根據分析結果可知，不會產生共振。

圖6 第5階車身結構模態振型

表2 前五階固有頻率和振型

4 結論

本文對客車車身進行了模態分析，求出其相關的動態特性。在HyperMesh中建立車身結構有限元模型，利用NASTRAN計算，在Hyperview查看模態結果，對客車車身的模態參數進行研究，其結果如下：

（1）提取客車車身前五階模態固有頻率及其振型，分析了車身結構的動態性能。

（2）通過查閱資料得到路面激勵頻率和發動機激勵頻率范圍，與車身結構模態頻率比較可知，客車在行駛過程中不會產生共振現象。