客車車身的有限元模態及諧響應分析

付長虎，劉紅光，陸森林

(江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮江212013)

車身設計一直是新車型開發的重點，一款性能良好的車身必須具備美觀、安全、舒適等特點。而車身的剛度和強度更是車身的重要指標，車身必須有足夠的靜剛度和強度，才能滿足客車的裝配，疲勞壽命及其使用要求［1］。而在實際應用中常常用仿真軟件來代替實驗，例如現在利用有限元軟件來分析車輛的剛度和模態的方法就非常普遍的，這不僅可以節約大量的開發和實驗經費，還能縮短產品的開發周期［2］。筆者也是用有限元軟件ANSYS對車身進行模態以及諧響應分析。

1 車身有限元模型的建立

根據某輕型客車的白車身形狀，用三維建模軟件CATIA進行三維建模。建立模型時，應該盡量精確，以保證計算結果的準確性。同時為了節省建模及計算時間，對一些不重要的部件進行簡化，如圓角、安裝孔、工藝孔、不規則的曲面形狀等。并且忽略了一些非承載件和裝飾件，如扶手、制動踏板、方向盤、儀表盤等［3-4］。然后將模型導入有限元軟件Hypermesh中劃分網格，建立有限元模型。劃分網格時，單元類型選板殼單元SHELL63，該單元有4個節點，每個節點有6個自由度，每個節點上的厚度都可以不相等，這種參數的設置能構成一個變截面的殼單元［5-6］。網格類型選擇四邊形，在一些曲面復雜的地方采用了少量的三角形網格。單元大小選擇為40 mm。最終有限元模型如圖1，整個模型的網格單元數為32 853個，其中三角形網格有659個，占2%。

圖1 車身有限元結構模型Fig.1 Finite element structural model of bus body

2 模態分析計算及實驗

2.1 模態分析的固有頻率

將有限元模型導入到ANSYS中進行模態分析。在ANSYS中模態分析共有7種方法，筆者采用的是Block Lanczo法，這種方法適用于大多數場合，它是一種功能強大的算法，當需要提取中型到大型模型的大量振型(≥40)時，這種方法很有效［7-8］。求得前60階有蒙皮車身的固有頻率和振型，與實驗測得的固有頻率和振型相對比。其前6階固有頻率對比結果如表1。

表1 模態固有頻率計算值與實驗值對比Table 1 Calculated values of modal frequencies compared with the experiment ones

2.2 模態分析的固有振型

計算得到的各階主要振型與實驗振型如圖2。由圖2可以看出:計算結果與實驗結果基本保持一致，證明所建的有限元模型具有一定的可信度。至于模態階數不一致的情況，那是因為在計算時，只要車身有微小變化都會反應在計算的模態階數上;而實驗時，由于實驗條件的限制，不能保證每一個細微變化都能測出來，因而出現了計算與實驗的模態階數不一致的現象。例如與實驗模態，1階相對應的是計算的第4階模態，是車身整體扭轉振型，而計算的前3階模態分別是車身后部、前部、頂棚中部的局部振型。因而對于前3階模態并未列出，也未作分析。從振型圖上可以看出模型的振動形式主要以扭轉，頂棚振動，側面振動為主。車頂棚在幾個振型圖中振動都比較明顯，說明車頂棚剛度較差，可能是車頂棚的橫梁數目少或橫梁的剛度不夠。

圖2 車身振型對比Fig.2 Bus body modal shapes compared with the experiment ones

3 在發動機激勵下的諧響應分析

在模態分析的基礎上對車身進行在發動機激勵力下的諧響應計算。在做車身振動響應實驗時，采取的是任意激勵力，所以計算時采用單位簡諧力，作用點選擇在發動機支架上，左右兩點方向相反，以平衡扭矩。

約束的設置要按照一定的要求進行:要有足夠的約束，使結構消除剛體運動的可能，才能獲得位移的確定解;但同時不得有多余的約束，多余的約束會使結構產生實際不存在的附加約束力。在此要求之下對于4輪著地的情況，其約束情況可模擬為表2。

表2 車身約束條件Table 2 Constraint conditions of the bus body

對車身模型進行諧響應計算，得到車身各處諧波振動響應的結果，如圖3。

圖3 車身上關鍵點的振動響應Fig.3 Harmony response of key points of bus body

通過模態及諧響應分析可以得出結論:從振動位移來看，車頂棚與客車兩側的振動位移比較大，尤其是車身兩側。頂棚和兩側的振動會產生車內噪聲，必須加以抑制。從振動的頻率來看:頂棚振動峰值出現在79，100，130 Hz附近;車身兩側峰值主要出現在38，79 Hz附近;底板峰值出現在79，130 Hz附近。并且車身各處的振動最大峰值均出現在79 Hz附近，也就是發動機轉速在2 400 r/min左右，車身各處均出現波峰。

4 結語

研究得到車身主要振動的部位以及頻率。為了減輕振動，可以考慮通過增加頂梁以及在側面增加加強筋，來提高車頂棚以及車側面的剛度。另外車身振動峰值主要發生在79，130 Hz左右，因此在車輛實際工作時，應盡量避免發動機長時間在2 400 r/min或3 900 r/min左右的轉速內工作。

［1］ 朱靜.輕型客車車內噪聲仿真研究［D］.鎮江:江蘇大學，2005.Zhu Jing.Simulation Research in the Interior Noise of Light Bus［D］.Zhenjiang:Jiangsu University，2005.

［2］ 關長明.白車身模態分析［D］.合肥:合肥工業大學，2008.Guan Changming.Modal Analysis of Car Body［D］.Hefei:Hefei U-niversity of Technology，2008.

［3］ 仇彬，張代勝，張林濤.轎車白車身的有限元模態與實驗模態分析研究［J］.農業裝配與車輛工程，2008(1):23-25.Qiu Bin，Zhang Daisheng，Zhang Lintao.Finite modal and experiment modal analysis of car body-in-white［J］.Agricultural Assembly and Vehicle Engineering，2008(1):23-25.

［4］ 趙金斗.汽車車內噪聲預測與控制研究［D］.重慶:重慶大學，2005.Zhao Jindou.Research in the Prediction and Control of Vehicle Interior Noise［D］.Chongqing:Chongqing University，1993.

［5］ 張焱，左言言，宋乃華，等.客車車身振動仿真分析［J］.拖拉機與農用運輸車，2008，35(5):43-44，46.Zhang Yan，Zuo Yanyan，Song Naihua，et al.Simulation on bus body vibration［J］.Tractors and Farm Transporter，2008，35(5):43-44，46.

［6］ 吳炳洋.有限元法在客車車身開發中應用的研究［D］.南京:東南大學，2002.Wu Bingyang.The Research of Application of Finite Element Method in Bus Body Developing［D］.Nanjing:Southeast University，2002.

［7］ 張準，汪鳳泉.振動分析［M］.南京:東南大學出版社，1991:13-17.Zhang Zhun，Wang Fengquan.Vibration Analysis［M］.Nanjing:Southeast University Press，1991:13-17.

［8］ 劉偉，高維成，于廣濱，等.ANSYS 12.0 寶典［M］.北京:電子工業出版社，2010:338-340.Liu Wei，Gao Weicheng，Yu Guangbin，et al.ANSYS 12.0 Book［M］.Beijing:Electronics Industry Press，2010:338-340.