付長(zhǎng)虎，劉紅光，陸森林

(江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江212013)

車身設(shè)計(jì)一直是新車型開發(fā)的重點(diǎn)，一款性能良好的車身必須具備美觀、安全、舒適等特點(diǎn)。而車身的剛度和強(qiáng)度更是車身的重要指標(biāo)，車身必須有足夠的靜剛度和強(qiáng)度，才能滿足客車的裝配，疲勞壽命及其使用要求［1］。而在實(shí)際應(yīng)用中常常用仿真軟件來(lái)代替實(shí)驗(yàn)，例如現(xiàn)在利用有限元軟件來(lái)分析車輛的剛度和模態(tài)的方法就非常普遍的，這不僅可以節(jié)約大量的開發(fā)和實(shí)驗(yàn)經(jīng)費(fèi)，還能縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期［2］。筆者也是用有限元軟件ANSYS對(duì)車身進(jìn)行模態(tài)以及諧響應(yīng)分析。

1 車身有限元模型的建立

根據(jù)某輕型客車的白車身形狀，用三維建模軟件CATIA進(jìn)行三維建模。建立模型時(shí)，應(yīng)該盡量精確，以保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。同時(shí)為了節(jié)省建模及計(jì)算時(shí)間，對(duì)一些不重要的部件進(jìn)行簡(jiǎn)化，如圓角、安裝孔、工藝孔、不規(guī)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(dòng)踏板、方向盤、儀表盤等［3-4］。然后將模型導(dǎo)入有限元軟件Hypermesh中劃分網(wǎng)格，建立有限元模型。劃分網(wǎng)格時(shí)，單元類型選板殼單元SHELL63，該單元有4個(gè)節(jié)點(diǎn)，每個(gè)節(jié)點(diǎn)有6個(gè)自由度，每個(gè)節(jié)點(diǎn)上的厚度都可以不相等，這種參數(shù)的設(shè)置能構(gòu)成一個(gè)變截面的殼單元［5-6］。網(wǎng)格類型選擇四邊形，在一些曲面復(fù)雜的地方采用了少量的三角形網(wǎng)格。單元大小選擇為40 mm。最終有限元模型如圖1，整個(gè)模型的網(wǎng)格單元數(shù)為32 853個(gè)，其中三角形網(wǎng)格有659個(gè)，占2%。

圖1 車身有限元結(jié)構(gòu)模型Fig.1 Finite element structural model of bus body

2 模態(tài)分析計(jì)算及實(shí)驗(yàn)

2.1 模態(tài)分析的固有頻率

將有限元模型導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行模態(tài)分析。在ANSYS中模態(tài)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(shù)場(chǎng)合，它是一種功能強(qiáng)大的算法，當(dāng)需要提取中型到大型模型的大量振型(≥40)時(shí)，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(shí)驗(yàn)測(cè)得的固有頻率和振型相對(duì)比。其前6階固有頻率對(duì)比結(jié)果如表1。

表1 模態(tài)固有頻率計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比Table 1 Calculated values of modal frequencies compared with the experiment ones

2.2 模態(tài)分析的固有振型

計(jì)算得到的各階主要振型與實(shí)驗(yàn)振型如圖2。由圖2可以看出:計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)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(tài)階數(shù)不一致的情況，那是因?yàn)樵谟?jì)算時(shí)，只要車身有微小變化都會(huì)反應(yīng)在計(jì)算的模態(tài)階數(shù)上;而實(shí)驗(yàn)時(shí)，由于實(shí)驗(yàn)條件的限制，不能保證每一個(gè)細(xì)微變化都能測(cè)出來(lái)，因而出現(xiàn)了計(jì)算與實(shí)驗(yàn)的模態(tài)階數(shù)不一致的現(xiàn)象。例如與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)，1階相對(duì)應(yīng)的是計(jì)算的第4階模態(tài)，是車身整體扭轉(zhuǎn)振型，而計(jì)算的前3階模態(tài)分別是車身后部、前部、頂棚中部的局部振型。因而對(duì)于前3階模態(tài)并未列出，也未作分析。從振型圖上可以看出模型的振動(dòng)形式主要以扭轉(zhuǎn)，頂棚振動(dòng)，側(cè)面振動(dòng)為主。車頂棚在幾個(gè)振型圖中振動(dòng)都比較明顯，說(shuō)明車頂棚剛度較差，可能是車頂棚的橫梁數(shù)目少或橫梁的剛度不夠。

圖2 車身振型對(duì)比Fig.2 Bus body modal shapes compared with the experiment ones

3 在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的諧響應(yīng)分析

在模態(tài)分析的基礎(chǔ)上對(duì)車身進(jìn)行在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力下的諧響應(yīng)計(jì)算。在做車身振動(dòng)響應(yīng)實(shí)驗(yàn)時(shí)，采取的是任意激勵(lì)力，所以計(jì)算時(shí)采用單位簡(jiǎn)諧力，作用點(diǎn)選擇在發(fā)動(dòng)機(jī)支架上，左右兩點(diǎn)方向相反，以平衡扭矩。

約束的設(shè)置要按照一定的要求進(jìn)行:要有足夠的約束，使結(jié)構(gòu)消除剛體運(yùn)動(dòng)的可能，才能獲得位移的確定解;但同時(shí)不得有多余的約束，多余的約束會(huì)使結(jié)構(gòu)產(chǎn)生實(shí)際不存在的附加約束力。在此要求之下對(duì)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(duì)車身模型進(jìn)行諧響應(yīng)計(jì)算，得到車身各處諧波振動(dòng)響應(yīng)的結(jié)果，如圖3。

圖3 車身上關(guān)鍵點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)Fig.3 Harmony response of key points of bus body

通過(guò)模態(tài)及諧響應(yīng)分析可以得出結(jié)論:從振動(dòng)位移來(lái)看，車頂棚與客車兩側(cè)的振動(dòng)位移比較大，尤其是車身兩側(cè)。頂棚和兩側(cè)的振動(dòng)會(huì)產(chǎn)生車內(nèi)噪聲，必須加以抑制。從振動(dòng)的頻率來(lái)看:頂棚振動(dòng)峰值出現(xiàn)在79，100，130 Hz附近;車身兩側(cè)峰值主要出現(xiàn)在38，79 Hz附近;底板峰值出現(xiàn)在79，130 Hz附近。并且車身各處的振動(dòng)最大峰值均出現(xiàn)在79 Hz附近，也就是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在2 400 r/min左右，車身各處均出現(xiàn)波峰。

4 結(jié)語(yǔ)

研究得到車身主要振動(dòng)的部位以及頻率。為了減輕振動(dòng)，可以考慮通過(guò)增加頂梁以及在側(cè)面增加加強(qiáng)筋，來(lái)提高車頂棚以及車側(cè)面的剛度。另外車身振動(dòng)峰值主要發(fā)生在79，130 Hz左右，因此在車輛實(shí)際工作時(shí)，應(yīng)盡量避免發(fā)動(dòng)機(jī)長(zhǎng)時(shí)間在2 400 r/min或3 900 r/min左右的轉(zhuǎn)速內(nèi)工作。

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