于翰林，毛洪海

基于HyperMesh的某商用車白車身模態(tài)研究

于翰林，毛洪海

（濰柴動力上海研發(fā)中心，上海 201315）

文章利用HyperMesh軟件對某商用車白車身建立仿真模型，研究其在自由狀態(tài)下的固有頻率及振型，并進行了白車身模態(tài)試驗驗證，將試驗數(shù)據(jù)與仿真分析結(jié)果進行對比，有限元分析的頻率與試驗結(jié)果頻率除第一階外，其他各階整體主要模態(tài)的頻率誤差在5%以內(nèi)，說明有限元模型比較準(zhǔn)確，計算結(jié)果可信，仿真結(jié)果能夠很好地反映實際結(jié)構(gòu)的振動特性，此白車身整體模態(tài)頻率與二階不平衡激勵頻率相差較遠(yuǎn)，引起整車共振可能性較小，預(yù)估整車舒適性及車身疲勞壽命滿足要求。通過仿真手段評估結(jié)構(gòu)特性，可節(jié)省開發(fā)試驗費用，縮短開發(fā)周期，為設(shè)計提供理論依據(jù)。

商用車；白車身；HyperMesh；模態(tài)研究；有限元分析

某商用車白車身為承載式車身，以薄板構(gòu)成為主，具有質(zhì)量輕、整體彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度好的特點，但需承受全部載荷，引起車內(nèi)振動及異響的可能性較大[1]。因此，設(shè)計過程中需要對白車身模態(tài)特性進行模擬分析，以優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)的振動特性，避免發(fā)生共振和異響，并觀察振動頻率及振型狀態(tài)，確定是否進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化以加強車身局部剛度，提升其穩(wěn)定性和安全性[2]。

1 計算方法

白車身近似為多自由度線性無阻尼振動系統(tǒng)，其振動方程為[3]

由式（1）及微分方程理論推導(dǎo)式（2）：

|-2|=0 （2）

通過對此方程進行計算，得到結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型。

2 計算分析

2.1 計算模型

本文采用HyperMesh軟件建立某商用車白車身三維數(shù)據(jù)的有限元分析模型，對整體性能影響很小的車身細(xì)微結(jié)構(gòu)特征適當(dāng)簡化，然后通過焊點把各部件連接，白車身沖壓件為薄壁金屬件，用殼單元模擬，點焊采用RBE2單元模擬，焊道結(jié)構(gòu)采用Solid實體單元模擬[4]，部件之間的連接關(guān)系模擬實際車身結(jié)構(gòu)，在進行模態(tài)分析時，不考慮結(jié)構(gòu)中焊點失效，認(rèn)為焊點連接是可靠的。模型連接時先焊接頂蓋、側(cè)圍、地板及前圍，然后將其拼裝成白車身[5]。本文建立的白車身模型共799 627個殼單元，827 628個節(jié)點，6 238個焊點，連接好的白車身模態(tài)分析模型如圖1所示。

圖1 白車身模態(tài)分析有限元模型

2.2 計算結(jié)果

本文采用HyperMesh軟件作前處理建模，MSC Nastran作為求解器計算自由狀態(tài)下白車身結(jié)構(gòu)模態(tài)，對白車身的振動響應(yīng)影響相對較大的激勵頻率多集中在低頻域，輸出前10階范圍內(nèi)的固有頻率和振型，各階模態(tài)結(jié)果如表1所示，白車身第一階模態(tài)、一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)、一階彎曲分析陣型如圖2—圖4所示。其中，白車身第一階模態(tài)為頂蓋的橫向擺動，為局部板件結(jié)構(gòu)的振動振型。整車一階扭轉(zhuǎn)及整車一階彎曲為白車身整體模態(tài)，需重點對比關(guān)注。

表1 各階模態(tài)計算頻率及振型

模態(tài)階數(shù)頻率/Hz振型 115.23前頂蓋、A柱橫向擺動 221.51一階扭轉(zhuǎn) 324.71前頂蓋局部模態(tài) 427.07頂蓋呼吸模態(tài) 529.67頂蓋呼吸模態(tài) 630.92頂蓋局部模態(tài) 733.29頂蓋呼吸模態(tài) 835.69局部模態(tài) 937.76側(cè)圍及頂蓋局部模態(tài) 1039.08一階彎曲

圖3 整車一階扭轉(zhuǎn)振型圖（21.51 Hz）

圖4 整車一階彎曲振型圖（39.08 Hz）

3 模態(tài)試驗

3.1 試驗方案

采用LMS數(shù)據(jù)采集記錄儀進行白車身模態(tài)試驗，采用多點激勵多點響應(yīng)的測試方案，支撐采用4套雙腔空氣彈簧支撐車身（滿足彈簧支撐最高剛體頻率小于第一階彈性體頻率的1/3）、三點三方向激勵（向激勵力25 N左右、橫向激勵力在20 N）、激振器通過柔性桿與車身固定連接，共布置314個測點[6]。激勵點布置原則：選取結(jié)構(gòu)上剛度較大位置，以避免局部變形引起輸入力的改變；避開低階主要模態(tài)節(jié)點的位置；選取能夠?qū)⒔Y(jié)構(gòu)主要模態(tài)充分激勵起來的位置[7]。測試樣車試驗傳感器布置點見圖5。

圖5 試驗用樣車傳感器測試點分布

對測試完成的數(shù)據(jù)進行互易性、相干性及一致性檢查。試驗互易性良好，在彈性體模態(tài)頻率處，相干函數(shù)大于0.85，原點響應(yīng)前后數(shù)據(jù)一致性好，滿足技術(shù)要求[8]。

3.2 試驗結(jié)果

車身總成模態(tài)試驗結(jié)果見表2，試驗典型模態(tài)振型，即第一階模態(tài)、車身整體一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)、車身整體一階彎曲模態(tài)如圖6—圖8所示。

表2 樣車模態(tài)試驗結(jié)果

階次頻率/Hz振型 116.12A柱橫向擺動 218.90車身左右兩側(cè)呼吸模態(tài) 319.74左右側(cè)圍玻璃一階彎曲 421.37車身整體一階扭轉(zhuǎn) 524.52前頂蓋局部模態(tài) 627.83頂蓋呼吸模態(tài) 728.91頂蓋呼吸模態(tài) 830.12頂棚一階凹凸彎曲 934.50頂蓋呼吸模態(tài) 1035.79后側(cè)圍及后側(cè)圍玻璃二階彎曲 1139.22車身整體一階彎曲

圖6 第一階模態(tài)（A柱橫向擺動）

圖7 車身整體一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)（21.37 Hz）

圖8 車身整體一階彎曲模態(tài)（39.22 Hz）

3.3 結(jié)果對比

試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比見表3，結(jié)果表明，有限元分析的頻率與除第一階次外的試驗結(jié)果頻率吻合度較高，各階整體主要模態(tài)的頻率誤差在5%以內(nèi)，說明有限元模型比較準(zhǔn)確，計算結(jié)果可信，仿真結(jié)果能夠很好地反映實際結(jié)構(gòu)的振動特性[9]。

表3 試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比

模態(tài)階數(shù)仿真/Hz試驗/Hz振型誤差/% 115.2316.12前頂蓋、A柱橫向擺動5.8 2 18.90車身左右兩側(cè)呼吸模態(tài) 4 19.74左右側(cè)圍玻璃一階彎曲 521.5121.37車身整體一階扭轉(zhuǎn)-0.7 624.7124.52前頂蓋局部模態(tài)-0.8 727.0727.83頂蓋呼吸模態(tài)2.8 829.6728.91頂蓋呼吸模態(tài)-2.6 930.9230.12頂棚一階凹凸彎曲-2.6 1033.2934.50頂蓋呼吸模態(tài)3.6 1135.6935.79局部模態(tài)-0.3 1237.76 側(cè)圍及頂蓋局部模態(tài) 1339.0839.22一階彎曲-0.4

汽車行駛中，國內(nèi)一般公路上路面激勵1～ 3 Hz，車輪不平衡激勵低于11 Hz，傳動軸激勵高于40 Hz，發(fā)動機怠速二階不平衡激勵26.7± 1.67 Hz[10]。

從以上分析可以看出，白車身主要的激勵來自發(fā)動機的振動，研究汽車的動態(tài)特性，能有效地分析其舒適性和疲勞壽命。設(shè)計汽車時，車身的固有頻率必須要有效地避開其激勵頻率，防止發(fā)生共振。汽車正常行駛時，發(fā)動機的激勵頻率遠(yuǎn)高于汽車的整體模態(tài)頻率，不會引起共振問題。怠速條件下，白車身整體模態(tài)頻率與二階不平衡激勵頻率相差較遠(yuǎn)，容易引起整車共振可能性較小。

4 結(jié)論

利用有限元分析方法，得到白車身整體模態(tài)的固有頻率及振型，并通過試驗驗證了有限元模型的準(zhǔn)確性，此白車身整體模態(tài)頻率與二階不平衡激勵頻率相差較遠(yuǎn)，引起整車共振可能性較小，預(yù)估整車舒適性及車身疲勞壽命滿足要求。與此同時，須進行整車振動傳函及噪聲傳函等分析，考察車輛的動態(tài)響應(yīng)特性。通過仿真手段評估結(jié)構(gòu)特性，可節(jié)省開發(fā)試驗費用、縮短開發(fā)周期，為設(shè)計提供理論依據(jù)。

[1] 王林龍,陸靜,宋萬龍,等.基于平均驅(qū)動自由度位移法的某車型排氣系統(tǒng)吊鉤位置設(shè)計[J].科學(xué)技術(shù)與工程,2018,18(8):312-316.

[2] 趙一凡.基于拓?fù)鋬?yōu)化的某商用車駕駛室輕量化設(shè)計[D].南京:南京理工大學(xué),2021.

[3] 王海龍.某型汽車排氣系統(tǒng)模態(tài)分析和懸掛位置的優(yōu)化[D].成都:西南交通大學(xué),2015.

[4] 王仁杰.某輕型客車排氣系統(tǒng)振動傳遞路徑分析[J].柴油機設(shè)計與制造,2018,24(1):30-33,40.

[5] 鞠道杰,徐延海,朱鵬興,等.商用車白車身焊點模擬對模態(tài)分析的影響研究[J].廣西大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版),2018,43(3):916-925.

[6] 邢建,高志彬,張明,等.某商用車白車身仿真模態(tài)與試驗對標(biāo)[J].汽車實用技術(shù),2019,44(14):135-136,140.

[7] 許少楠,王香廷,顧鴃,等.某商用車白車身模態(tài)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].汽車實用技術(shù),2017,42(2):178-181.

[8] 謝小平,韓旭,陳國棟,等.某商用車駕駛室白車身模態(tài)分析[J].湖南大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版),2010,37(5): 24-30.

[9] 陳海潮.重型商用車駕駛室模態(tài)分析與拓?fù)鋬?yōu)化研究[D].長春:吉林大學(xué),2009.

[10] 莫崇衛(wèi).某商用車座椅振動特性分析與優(yōu)化[D].湘潭:湘潭大學(xué),2017.

Modal Study of a Commercial Vehicle Body in White Based on HyperMesh

YU Hanlin, MAO Honghai

( Weichai Power Shanghai Branch, Shanghai 201315, China )

In this paper, HyperMesh software is used to establish a simulation model for the body in white of a commercial vehicle, study its natural frequency and vibration mode under free state, and carry out the modal test verification of the body in white. The test data are compared with the simulation analysis results. The frequency error of the finite element analysis and the frequency of the test results is within 5% except for the first order, which indicates that the finite element model is relatively accurate and the calculation results are reliable, The simulation results can well reflect the vibration characteristics of the actual structure. The overall modal frequency of the body in white is far from the second order unbalanced excitation frequency, which is less likely to cause vehicle resonance. The estimated vehicle comfort and vehicle fatigue life meet the requirements. The evaluation of structural characteristics by means of simulation can save the cost of development and test, shorten the development cycle and provide a theoretical basis for design.

Commercial vehicle;Body in white; HyperMesh; Modality study; Finite element analysis

U463.81；TB535

A

1671-7988(2023)10-66-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.010.013

于翰林（1987—），男，碩士，工程師，研究方向為汽車性能仿真及優(yōu)化，E-mail:yuhanlin_2008@163.com。