基于Workbench的客車車身骨架模態分析

司豪杰，田哲文，梅小明，鄺 勇

Si Haojie1，Tian Zhewen1，Mei Xiaoming2，Kuang Yong2

（1. 現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室 武漢理工大學汽車學院，湖北 武漢 430070；2. 東風旅行車有限公司，湖北 襄陽 441000）

車身骨架是客車的關鍵組成部分，是各總成的安裝基體。在整車設計中，車身骨架的模態參數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]。

模態是對結構固有振動特性的描述，模態分析是確定結構的振動特性并得到結構固有頻率和振型的過程[2]。模態分析分為計算模態和試驗模態[3]，又分為自由模態和約束模態，文中計算了車身骨架的自由模態，通過車身骨架的自由模態分析，獲得骨架結構較完整的固有頻率和振型參數，可以對客車車身的剛度和阻尼特性進行客觀評價，也為客車車身骨架的分析評價、改進設計提供了依據。以某型客車的車身骨架為研究對象，利用有限元分析軟件Workbench對客車車身骨架結構進行自由模態分析，并對其振動特性進行評價。

1 模態分析理論

模態分析是進行多自由度振動系統分析的一個手段，目的是利用模態坐標代替物理坐標，將耦合方程變成非耦合的獨立方程組進行求解。對于多自由度振動系統，其運動微分方程

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

由于車身骨架的阻尼C很小，可以忽略其影響，并且采用自由振動方式建立模態模型，即δ(t)=0，則系統運動方程變為

根據式（2）可以推導出多自由度系統的固有頻率和主振型方程

其中，A為主振型，即模態振型；ωn為系統的固有頻率。

要使式（3）有意義，則

由式（4）可以得出，n自由度振動系統的運動方程有n個特征值，即系統有n個固有頻率，將固有頻率ωn帶入方程（3）可以得到n個對應的振動形態，即模態振型，從而獲得系統的固有頻率和振型。

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

2 建模

2.1 幾何模型

以某公司生產的6720型客車為建模對象，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，發動機前置后驅。

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，形成一個整體的受力系統。

有限元分析時，在保證車身結構主要力學特性的前提下，應盡量簡化車身骨架結構的幾何模型。該車骨架模型做如下簡化：

1）近似認為骨架承受著全部車身載荷，并將車身簡化為空間框架結構，忽略車身蒙皮對總體剛度和強度的影響；

2）略去某些非承載件及裝飾件，如風窗玻璃、前后保險杠等；

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

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

2.2 有限元模型

Workbench是 Ansys公司提出的協同仿真環境，具有實施性強、集成度高、參數化靈活等特點。并與Catia之間存在多種接口形式，可以直接導入Catia文件，也可轉換成IGS或STP等其他格式[5]，文中采用 STP格式直接導入，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主要應用于各側圍和地板的部件中，而16Mn主要應用于底盤縱梁、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 網格劃分

有限元計算是基于節點進行的，而節點又與網格單元有關，因此，網格質量的好壞將影響到計算的結果和分析的準確性，但網格的劃分不僅繁瑣、費時，而且很多地方依賴于人的經驗和技巧。Workbench的網格劃分非常智能化，在自動生成網格過程中，對于精度要求較高的區域會自動調節網格密度，網格生成的質量較高[6]。

文中針對客車骨架的整體結構尺寸，選取的網格單元尺寸為20 mm，節點總數為2362568個，單元總數699630個，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分析不做任何載荷和邊界條件的處理。

3 模態計算結果及分析

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

表2 14階模態參數

通過模態計算結果可知，車身骨架14階的固有頻率在10.9～34.3 Hz范圍內，振型主要有彎曲、扭轉和彎扭組合，圖3～圖5分別表示1階扭轉、1階彎曲和 1階彎扭組合狀態下的模態振型，基于計算結果可以對客車車身骨架的設計進行評價。

3.1 固有頻率值的評價

客車在行駛過程中要承受發動機、路面以及傳動系統等部分的激勵，特別在低階頻率下，車身骨架要避免在激勵的作用下產生共振，因此車身骨架在低階頻率，即1階彎曲和1階扭轉的頻率值應避開其他系統的激勵頻率值[7]。

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

2）該車型采用的發動機型號為YC4E160-42，怠速轉速為 750 r/min，則發動機怠速頻率為 25 Hz[10]。

3）車輛在正常行駛時，動力傳動系統的振動頻率一般在33 Hz以上。

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

根據上述要求，該型客車骨架的低階頻率應在10～25 Hz范圍內，而由計算結果看出，1階扭轉頻率值為10.9 Hz，1階垂直彎曲的頻率值為20.6 Hz，2個低階頻率值完全處在要求范圍內，兩者相差7 Hz，其他模態下也都避開了發動機的怠速頻率和傳動系統的振動頻率，滿足設計要求。

3.2 模態振型的評價

對于模態振型，要求過渡盡量光滑，應避免突變。從圖3～圖5的振型圖可以看出，前3階振型過渡光滑，形態明顯。

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

綜上所述，該型客車車身骨架整體振動特性良好，針對局部剛度不足的問題，需要進行改進設計。

4 改進設計

第 4、5、6階模態振型顯示，車身骨架右側圍第1座椅埋板、第2座椅埋板及左側圍第3座椅埋板發生位移突變，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，計算結果如表3所示。

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

表3 改進前后結果對比

表4 突變部位位移改進前后結果對比

結果表明，改進設計提高了車身骨架的局部剛度，并在保證良好振動特性的基礎上，解決了模態振型出現局部突變的問題。

5 結 論

通過模態分析發現 6720型客車車身骨架存在局部剛度不足，導致振型出現局部突變，針對出現的問題，進行了改進設計，改善了整車的模態水平。

[1]王遠，谷葉水. 基于ANSYS的客車車身骨架模態分析[J]. 拖拉機與農用運輸車，2009，36（6）：58-60.

[2李杰，曹西京，鄭昊. 基于ANSYS Workbench的煙包機推包機構模態分析[J]. 機械設計與制造，2011，(8)：109-111.

[3]顧培英，鄧昌，吳福生. 結構模態分析及其損傷診斷[M]. 南京：東南大學出版社，2008.

[4]靳曉雄，張立軍，江浩. 汽車振動分析[M]. 上海：同濟大學出版社，2002.

[5]李兵，何正嘉. ANSYS Workbench設計仿真與優化[M]. 北京：清華大學出版社，2008.

[6]張功學，田楊. 基于ANSYS Workbench的變速自行車車架的有限元分析[J]. 信息化縱橫，2009，(6)：63-65.

[7]丁龍建. 汽車車身結構有限元模態分析[J]. 金屬加工，2008，(21)：68-70.

[8]宋桂霞. 某大客車車架結構模態分析[J]. 計算機輔助工程，2011，20（1）：24-27.

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[10]木標，王浩，蔣成武. 客車車身骨架動態特性分析[J]. 山東交通學院學報，2011，19（2）：9-12.