HK6110URD1型公交車車身的模態分析

摘 要：通過對HK6110URD1型公交車車身進行模型處理、材料定義、網格劃分及載荷及約束處理，對車身進行模態分析后得到車身前端和后端同時出現較大變形，但車身中間變形很小，正常行駛工作的過程中不會發生共振。

關鍵詞：車身；模態分析；變形；共振

引言

隨著CAE技術在世界范圍內的普及，有限元分析法快速成為設計汽車結構的有效方法。經過仿真環境，可以得到在各種在復雜工況下的應力與應變數據，為設計過程提供論證提高設計質量，縮短設計周期，降低設計成本。

1 客車車身建模

1.1 模型處理

建立車身骨架整體分析的有限元模型時，采取工程上常用的簡化處理措施：處理完模型如圖1所示。

1.2 材料定義

HK6110URD1型公交車車身骨架的材料特性如表1 所示。

此外，根據實際計算加載的需要，整車使用的玻璃材料規格和密度如表2所示：

1.3 網格的劃分

選取四面體劃分網格法和掃掠法對HK6110URD1型公交車進行網格劃分，網格大小為30mm。

2 整車約束處理和載荷處理

2.1 整車約束處理

HK6110URD1 型公交車的車身結構通過六大面骨架焊接在一起，每一面骨架獨通過矩形管焊接構成，而我們在分析計算時，將整個車身當成一個整體進行計算，因此整車的的邊界條件為板簧吊耳位置的現對位移。

2.2 整車載荷處理

整車的主要的加載形式為整車的重力、局部的集中力和地板等部位的面壓力。

當車輛處于車靜止的狀態時時，HK6110URD1型公交車的車架只承受其底盤上的鋼板彈簧以上部分的載荷，包含車身自重、車架自重、車身自重、車架上各部件總成的重量、內飾件等附屬質量、以及乘客和司機的總重量，都為靜載荷。

載荷的加載處理方式為以下幾種：

（1）整個的車身骨架的重量，通過增加一個重力加載在車身骨架上，即在ANSYS軟件中定義材料屬性，各個骨架的尺寸參數，AN

SYS便自動計算出骨架的質量。

（2）對于前風擋玻璃、后風擋玻璃及側窗玻璃質量的處理，是將各個部位的玻璃質量通過均布載荷的形式加載到各個窗口下部的玻璃止口上。

（3）發動機等以集中力的形式按安放點的實際位置施加。HK61

10URD1型公交車的計算所得玻璃載荷數值如表3所示及全部載荷的示意圖如圖2所示。

3 車身骨架的模態分析

計算HK6110URD1公交車車身的動態特性需要考慮公交車在最大載荷的情況下的總質。在彎曲的工況下，主要體現在凹凸不平的路面上，車身主要承受非對稱直線載荷的作用，因此需要計算主要關系垂直方向振動模式和考慮附加質量時的彎曲工況下的預應力模態分析。分析計算結果如表4所示：

3.1 車身模態分析的結果

經過ANSYS 的有限元分析計算得出：當整車處于第一階次振型時，整個車身表現出橫向擺動比較大，以整車車身左右搖擺為主，整個車身的前端和后端振幅均較大；當整車處于第二階次振型時，

車身前端和后端出現相對扭動，前端和后端振幅均較大；當整車處于第三階振型時，整車在鉛垂方向出現較大抖動，車身后端彈跳的比較更高；當整車處于第四階振型時，整車出現左右部位相對扭動；當整車處于第五階振型時，車身的前端和后端出現上翹中間向下彎曲現象，其中前端振幅較大。第六階振型為身車前后顛簸加左右扭動，整車的前段和后端出現較大的變形。根據上述的情況得出，整車前端和后端同時出現較大變形，但整車的車身中部變形很小。

通過查閱有關資料，HK6110URD1公交車在不同道路上具有以下特點：

（1）由于道路不平度引起的汽車激勵多屬于 20Hz 左右，不超過 20Hz 的垂直振動。而高速公路一般為3Hz。

（2）一般發動機的怠速頻率在10Hz到13.3Hz之間，而常用車速爆發頻率在33.3 Hz 和50Hz之間。

（3）當車速為 50～80km/h 時，傳動軸不平衡的彎曲振動頻率在21.26Hz到34.08Hz之間。

通過識別出的模態振型、模態頻率值得出，整車車身前六階彎曲工況下的模態頻率（0Hz、3.3078Hz、5.6057Hz、6.0773HZ、6.3543HZ、7.1723HZ）均避開了道路不平引起汽車的激振頻率、其他車輛加速前行的頻率范圍以及傳動軸轉動引起的彎曲振動頻率范圍；分析得出的前三階次頻率也避開了發動機怠速頻率。故HK6110URD1型公交車在道路上正常行駛的過程中不會發生共振，可能會引起發動機怠速抖動，屬于正?，F象。與此同時，人耳能聽到的聲音頻率在 20 Hz 到20000Hz之間，而我們計算出的模態頻率均不在此范圍，所以不會噪聲、刺耳等現象，更不會引起噪聲污染。

4 結束語

通過分析計算的結果對比，得出HK6110URD1公交車的模態分配合理，不會產生污染，滿足設計要求。

參考文獻

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