摘 要：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，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)。

關(guān)鍵詞：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]

式中，M 為白車身質(zhì)量矩陣；K 為白車身剛度矩陣； X?? 和 X 分別為節(jié)點加速度、位移矢量。

由式（1）及微分方程理論推導(dǎo)式（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微結(jié)構(gòu)特征適當簡化，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。

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。

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（Z 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。

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。

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]。

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，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，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)。

參考文獻

[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].科學技術(shù)與工程,2018,18(8):312-316.

[2] 趙一凡.基于拓撲優(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,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,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].廣西大學學報(自然科學版),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[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].湖南大學學報(自然科學版),2010,37(5):24-30.

[9] 陳海潮.重型商用車駕駛室模態(tài)分析與拓撲優(yōu)化研究[D].長春:吉林大學,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,2017.

文章來源：設(shè)計研究