基于Workbench的客车车身骨架模态分析

司豪杰，田哲文，梅小明，邝 勇

Si Haojie1，Tian Zhewen1，Mei Xiaoming2，Kuang Yong2

（1. 现代汽车零部件技术湖北省重点实验室 武汉理工大学汽车学院，湖北 武汉 430070；2. 东风旅行车有限公司，湖北 襄阳 441000）

车身骨架是客车的关键组成部分，是各总成的安装基体。在整车设计中，车身骨架的模态参数是首先要考虑的要素之一，它不仅影响客车的可靠性和使用寿命，还影响乘坐的舒适性[1]。

模态是对结构固有振动特性的描述，模态分析是确定结构的振动特性并得到结构固有频率和振型的过程[2]。模态分析分为计算模态和试验模态[3]，又分为自由模态和约束模态，文中计算了车身骨架的自由模态，通过车身骨架的自由模态分析，获得骨架结构较完整的固有频率和振型参数，可以对客车车身的刚度和阻尼特性进行客观评价，也为客车车身骨架的分析评价、改进设计提供了依据。以某型客车的车身骨架为研究对象，利用有限元分析软件Workbench对客车车身骨架结构进行自由模态分析，并对其振动特性进行评价。

1 模态分析理论

模态分析是进行多自由度振动系统分析的一个手段，目的是利用模态坐标代替物理坐标，将耦合方程变成非耦合的独立方程组进行求解。对于多自由度振动系统，其运动微分方程

其中，M、C和K分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；x(t)、x˙(t)和 ˙x˙(t)分别为系统的响应位移矢量、响应速度矢量和响应加速度矢量；δ(t)为系统受到的激振力矢量[4]。

由于车身骨架的阻尼C很小，可以忽略其影响，并且采用自由振动方式建立模态模型，即δ(t)=0，则系统运动方程变为

根据式（2）可以推导出多自由度系统的固有频率和主振型方程

其中，A为主振型，即模态振型；ωn为系统的固有频率。

要使式（3）有意义，则

由式（4）可以得出，n自由度振动系统的运动方程有n个特征值，即系统有n个固有频率，将固有频率ωn带入方程（3）可以得到n个对应的振动形态，即模态振型，从而获得系统的固有频率和振型。

基于该理论，通过软件建立客车车身骨架的有限元模型，可以计算求得车身骨架的固有频率值和模态振型。

2 建模

2.1 几何模型

以某公司生产的6720型客车为建模对象，该型客车为半承载式车身，即车身与车架刚性连接，能够承受部分载荷。外形尺寸为 7200×2240×2830 mm，前悬962 mm，后悬2438 mm，轴距3800 mm，载客33人，发动机前置后驱。

该型客车骨架中，贯穿整车前后的纵梁主体是左右围、前后围、顶盖及地板骨架的安装基体。左右围、前后围、顶盖及地板主要由形状规则的杆件如矩形钢、角钢、槽钢等组成。顶盖与前后围及左右围相连接，并与地板、蒙皮一起形成一个封闭空间，而地板骨架则通过连接在车架上的外伸梁与车架相连，形成一个整体的受力系统。

有限元分析时，在保证车身结构主要力学特性的前提下，应尽量简化车身骨架结构的几何模型。该车骨架模型做如下简化：

1）近似认为骨架承受着全部车身载荷，并将车身简化为空间框架结构，忽略车身蒙皮对总体刚度和强度的影响；

2）略去某些非承载件及装饰件，如风窗玻璃、前后保险杠等；

3）将部分零件采取“以曲代直”处理，将侧围和顶盖中一些曲率较小的构件简化成直杆。

图1为利用Catia建立的客车车身骨架的几何模型，但该模型并无实际物理意义，需要将几何模型导入有限元软件，从而建立有限元模型。

2.2 有限元模型

Workbench是 Ansys公司提出的协同仿真环境，具有实施性强、集成度高、参数化灵活等特点。并与Catia之间存在多种接口形式，可以直接导入Catia文件，也可转换成IGS或STP等其他格式[5]，文中采用 STP格式直接导入，大大提高了建模效率。

2.2.1 材料属性

车身骨架采用的材料主要是Q235和16Mn，其中Q235主要应用于各侧围和地板的部件中，而16Mn主要应用于底盘纵梁、外伸梁、连接板及连接纵梁之间的横梁等。Q235和16Mn的材料属性如表1。

表1 材料属性

2.2.2 网格划分

有限元计算是基于节点进行的，而节点又与网格单元有关，因此，网格质量的好坏将影响到计算的结果和分析的准确性，但网格的划分不仅繁琐、费时，而且很多地方依赖于人的经验和技巧。Workbench的网格划分非常智能化，在自动生成网格过程中，对于精度要求较高的区域会自动调节网格密度，网格生成的质量较高[6]。

文中针对客车骨架的整体结构尺寸，选取的网格单元尺寸为20 mm，节点总数为2362568个，单元总数699630个，如图2所示。

2.2.3 载荷约束处理

客车车身骨架的自由模态分析不做任何载荷和边界条件的处理。

3 模态计算结果及分析

利用Workbench中的Modal模块对自由模态进行求解，求解模型的前20阶模态，剔除前6阶刚体模态，表2列出了14阶模态的固有频率值和振型，由于低阶频率对车身振动水平影响最大，因此只取前6阶的自由模态进行分析。

表2 14阶模态参数

通过模态计算结果可知，车身骨架14阶的固有频率在10.9～34.3 Hz范围内，振型主要有弯曲、扭转和弯扭组合，图3～图5分别表示1阶扭转、1阶弯曲和 1阶弯扭组合状态下的模态振型，基于计算结果可以对客车车身骨架的设计进行评价。

3.1 固有频率值的评价

客车在行驶过程中要承受发动机、路面以及传动系统等部分的激励，特别在低阶频率下，车身骨架要避免在激励的作用下产生共振，因此车身骨架在低阶频率，即1阶弯曲和1阶扭转的频率值应避开其他系统的激励频率值[7]。

1）根据相关的研究，路面的激励频率一般在1～3 Hz，客车的整车频率在3 Hz左右[8]；另外，当车速为85 km/h左右时，因车轮不平衡产生的周期性激励频率一般低于11 Hz[9]。

2）该车型采用的发动机型号为YC4E160-42，怠速转速为 750 r/min，则发动机怠速频率为 25 Hz[10]。

3）车辆在正常行驶时，动力传动系统的振动频率一般在33 Hz以上。

4）为防止1阶弯曲和1阶扭转的耦合效应，通常希望这2种模态频率相差至少3 Hz以上。

根据上述要求，该型客车骨架的低阶频率应在10～25 Hz范围内，而由计算结果看出，1阶扭转频率值为10.9 Hz，1阶垂直弯曲的频率值为20.6 Hz，2个低阶频率值完全处在要求范围内，两者相差7 Hz，其他模态下也都避开了发动机的怠速频率和传动系统的振动频率，满足设计要求。

3.2 模态振型的评价

对于模态振型，要求过渡尽量光滑，应避免突变。从图3～图5的振型图可以看出，前3阶振型过渡光滑，形态明显。

第 4、5、6阶的侧围座椅埋板位移偏大，如图6所示，出现了局部突变，这是由于刚度不足、缺少支撑，所以侧围骨架需要修改。

综上所述，该型客车车身骨架整体振动特性良好，针对局部刚度不足的问题，需要进行改进设计。

4 改进设计

第 4、5、6阶模态振型显示，车身骨架右侧围第1座椅埋板、第2座椅埋板及左侧围第3座椅埋板发生位移突变，因此在这 3处座椅埋板中间分别加一竖梁支撑，来提高车身骨架的局部刚度，计算结果如表3所示。

从对比结果可看出，车身骨架局部刚度的增加，导致整车固有频率值略有上升，但上升幅度不大；而模态振型方面，前 6阶振型没有发生变化，之前出现的局部突变，在改进之后也随之消失，如图 7所示。为更直观描述改进后的效果，将突变部位改进前后的位移值在表4中列出。

表3 改进前后结果对比

表4 突变部位位移改进前后结果对比

结果表明，改进设计提高了车身骨架的局部刚度，并在保证良好振动特性的基础上，解决了模态振型出现局部突变的问题。

5 结 论

通过模态分析发现 6720型客车车身骨架存在局部刚度不足，导致振型出现局部突变，针对出现的问题，进行了改进设计，改善了整车的模态水平。

[1]王远，谷叶水. 基于ANSYS的客车车身骨架模态分析[J]. 拖拉机与农用运输车，2009，36（6）：58-60.

[2李杰，曹西京，郑昊. 基于ANSYS Workbench的烟包机推包机构模态分析[J]. 机械设计与制造，2011，(8)：109-111.

[3]顾培英，邓昌，吴福生. 结构模态分析及其损伤诊断[M]. 南京：东南大学出版社，2008.

[4]靳晓雄，张立军，江浩. 汽车振动分析[M]. 上海：同济大学出版社，2002.

[5]李兵，何正嘉. ANSYS Workbench设计仿真与优化[M]. 北京：清华大学出版社，2008.

[6]张功学，田杨. 基于ANSYS Workbench的变速自行车车架的有限元分析[J]. 信息化纵横，2009，(6)：63-65.

[7]丁龙建. 汽车车身结构有限元模态分析[J]. 金属加工，2008，(21)：68-70.

[8]宋桂霞. 某大客车车架结构模态分析[J]. 计算机辅助工程，2011，20（1）：24-27.

[9]顾响中. ZGT6739DS城市客车车身结构模态分析[J]. 客车技术与研究，2012，(5)：22-23.

[10]木标，王浩，蒋成武. 客车车身骨架动态特性分析[J]. 山东交通学院学报，2011，19（2）：9-12.