天龙商用车驾驶室模态分析

发布于:2021-12-04 20:42:54

第 23卷 第 10期 V o .l 23 N o. 10

重 庆 工 学 院 学 报 ( 自然科学 ) Journal o f Chongq ing Institute o f T echno logy( N atura l Sc ience)

2009年 10月 O ct. 2009

*
天龙商用车驾驶室模态分析

郝 琪, 陈浩东

( 湖北汽车工业学院, 湖北 十堰 442002)



要: 基于有限元法和模态理论, 通过导入驾驶室三维模型, 建立了驾驶室的有限元模型,

完成了总成的焊接. 对东风天龙商用车驾驶室进行了模态分析, 得到了驾驶室的固有频率和振

型. 根据分析结果对驾驶室结构振动特性进行评价.

关 键 词: 商用车; 驾驶室; H yperM esh; 模态分析

中图分类号: U463

文献标识码: A

文章编号: 1671- 0924( 2009) 10- 0009- 04

M odal Analysis on Driver s' Cab of Dongfeng T ianlong Comm ercial V ehicle
HAO Q ,i CH EN H ao-dong
( H ube iU n iversity of A utomo tive T echno logy, Sh iyan 442002, Ch ina)

Abstract: B ased on the finite e lem en t and the m oda lity theory, as w ell as inducting the threedim ensiona lm ode ls o f cab, th is paper sets up the fin ite e lem ent m odel of cab s' parts and com pletes the w e ld o f the assem b ly. T hus, the cabs o f Dong feng T ian long comm erc ial veh icle are m odally analyzed, obta in ing the natural frequency andm oda l shapes of the cabs, and the cab v ibrat ion characteristics are also evaluated. K ey w ord s: comm ercia l veh icle; cab; H yperM esh; m odal analysis

驾驶室是商用车的关键总成. 汽车在行驶过 程中, 驾驶室会由于 各种不同振动源的激励而产 生振动 ( 例如路况不*度、传动轴不*衡、发动机 运转以及喷气噪音等 ) . 驾驶室的振动是影响整车 动态特性与驾驶员驾驶舒适 性的一个重要指标. 如果驾驶室与其他部件 ( 如悬架系统、发动机、传 动系 )及路面之间发生动态干扰, 会造成车身发生 结构共振, 产生振动与噪声, 使乘员感到不舒适. 共振还会引起车门、车窗等开口处的变形加大, 产 生漏风、漏雨 现象, 甚至由于周期激 励, 使油漆剥 落, 降低部件 的耐腐蚀性, 引起疲劳 破坏. 所有这

些问题都会影响汽车的强度、耐久性及安全性. 东 风天龙是东风有限 公司开发的重型卡车, 其驾 驶 室是由地板、顶盖、侧围、前围、后围五大总成, * 80个冲压薄板零件构成的多层大面积组合体, 部 件之间通过翻边进行焊接或滚压连接, 结构复杂, 质量较大.
驾驶室低阶弹性模态不仅是控制驾驶室常规 振动的关键指标, 而且也反映了驾驶室的整体 刚 度性能. 同时, 通过驾驶室的模态分析可以预测驾 驶室与其他部件 ( 如发动机、传动系及路面 ) 之间 发生动态干扰的可 能性, 通过合理的结构设计 避

* 收稿日期: 2009- 07- 11 基金项目: 湖北省教育厅科研 基金资助项目 ( D 20082304). 作者简介: 郝琪 ( 1973 ) , 女, 山 西人, 硕士, 副教授, 主要从事工程力学及有限元分析方面的研 究.

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开共振频率, 减小疲劳破坏的发生几率.

1 基于 H yperW orks的驾驶室有限元模型

由于驾驶室冲压件多为曲面 造型, 其上存在 大量提高局部刚度的加强筋、窝穴以及用于连接 的螺栓孔洞, 表面形状复杂, 因此选用功能灵活的 H yperW orks进行网格划分. 导入的 CAD 几何模型 往 往 存 在 缝 隙、重 叠、错 位 等 缺 陷, 需 要 利 用 H yperW orks的 Geom etry C leanup (几何清理 ) 功能 消除错位和小孔, 压缩相邻曲面之间的边界, 消除 不必要的细节特征, 或者删除某些对整体力学性 能影响较小的几何特征, 以提高整个网格划分的 速度和质量, 减少计算误差. 本文中分析对象为整 车驾驶室, 根据网格划分的实际需要将某些圆角、 *台等特征进行删除处理, 以提高网格划分的效 率. 由于驾驶室零件厚度方向尺寸远小于其他 2 个方向的尺寸, 利用壳单元进行网格划分, 网格大 小为 20 mm, 单元质量满足表 1所示的要求, 同时 要求没有公共自由边及重复单元. 零部件有限元 模型除需完成各自总成的焊接外, 还要完成前围、 后围、侧围、顶盖和地板五大总成之 间的焊接. 考 虑到车辆使用时出现脱焊的几率 极少, 由于网格 数量极大, 为节 约计算 时间, 在此使 用刚性 单元 REB2进行焊接模拟, 认为焊点连接的 2个节点为 刚性连接, 焊点间距为 50 mm. 驾驶室有限元模型 如图 1所示, 单元及节点数统计见表 2.

表 1 网格划分技术要求

四边形 单元翘
曲度
<8

四边形 单元最 小内角
> 45

四边形 单元最 大内角
< 135

三角 形 单元 最 小内 角
> 20

三角形 单元最 大内角
< 120

三角形 单元占 总单元 百分比
< 6%

表 2 单元及节点数统计

总单 节点数
元数

2D 单 元数

三角形 四边形 三角形
单元 单元数 单元数
百分比

1D 单 元数

92 333 94 102 88 217 83 476 4 741 5. 37% 5 885

a) 焊接单元有

b) 驾驶室有限元模型

限元模型

( 焊接单元隐藏 )

图 1 整车的有限元模型

2 模态分析基本理论

模态分析是研究结构动力特性的一种*代方

法, 是系统辨别方法在工程振动领域中的应用. 模 态是机械结构的固有振动特性, 每一个模态具有特 定的固有频率、阻尼比和模态振型. 这些模态参数 可以由计算或试验分析得到, 这样一个计算或试验 分析过程称为模态分析. 进行模态分析, 要求解的 固有频率和振型参数通过动力学方程求得 [ 1] : [M ] {x ( t ) } + [C ] {x ( t ) } + [K ] {x ( t) } = {f ( t ) } ( 1)
固有模态与外载荷无关, 即 { f ( t) } = { 0}, 则 得到系统的自由振 动方程. 在计算系统的固有 频 率和振型 时, 结构阻 尼的影 响很小, 可以 忽略 不 计, 则动力学方程表达为
[M ] {x ( t) } + [K ] {x ( t) } = { 0} ( 2) 这是个常 系 数线 性 齐次 微分 方 程组, 其解 的 形 式为

x = x0 cos(w t + )

( 3)

式中: w t 为振动固有频率; 为振动初相位.

将式 ( 3)带入式 ( 2) 便得到齐次线性代数 方

程组

( [ k ] - w 2 [M ] ) { u } = { 0}

( 4)

式 ( 4)有 非零解的条件是 系数行列式等 于零, 即 [ k ] - w 2 [M ] = 0. 当矩阵 [K ]及 [M ]的阶数为 n

时, 式 [ k ] - w 2 [M ] = 0 是 w 2 的 n 次实系数 方

程, 称为自由状态常系数线性齐次常微分方程 组

的特殊方程, 这个方程的根是 2i, 即特征值, i的范 围从 1到自由度的数目, 相应的向量是 {X }, 即特

征向量. 系统自由振动特性 (固有频率和振型 ) 的

求解问题就是求矩阵特征值 w 和特征向量 {X }的

郝 琪, 等: 天龙商用车驾驶室模态分析

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问题. 特征值的*方根是 i, 它是结构的自然圆周 频率 ( rad / s), 并可得出自然频率 fi = i / 2pi; 特征 向量 {X }表示振型, 即假定结构以频率 f 振动时的 振形.
3 影响模态频率计算结果的因素
从三维 实体模 型的建 立到有 限元 模型 的生 成, 从车身材料的选择到冲压工艺的好坏, 许多环 节都对模态分析结果的准确性有着或大或小的影 响. 本文中分别从单元网格大小、密 度、厚度 3个 角度, 在 H yperW orks中建立 模型, 分别 求解并进 行论证, 得到 4条结论:
1) 对于机械零件, 在能够正确划分单元的前 提下, 可以 适当 增加网 格单元 尺寸, 以减少 计算 成本.
2) 网格的大小直接影响结果精确度, 且网格 越大计算所得 数据越偏 离真实值. 这里 的 真实 值 就是指网格密度达到无限大时所得到的计算 结果.
3) 在组成汽车驾驶室零件的各种材料中, 从 密度低的铝镁到密度相对较大的 结构钢, 其共振 频率将随着密度的增加而下降, 即质量增加频率 下降.
4) 在同等条件下, 增加厚度有助于提高模态 频率值, 反之, 减少厚度有利于降低 频率值, 即各 阶固有频率与部件的厚度成正比 关系. 改变厚度 意味着增加质量, 此时频率没有下降, 反而上升, 是因为厚度的增加将极大地 增加构件的惯性矩, 更大程度地提高了构件刚度, 从而提高了频率.

其中前围车窗与侧 围车门连接处振动强烈, 可 以 看到此处刚度较弱, 但也应考虑到此时没有装 前 挡风玻璃及车门, 安装后刚度会有所改善. 2 阶频 率为 22. 48 H z, 其振型表现为整体 1阶弯曲, 可以 看到驾驶室在中心对称位置的中心处有沿垂直 y 的弯矩引起的挠度, 顶盖处变形尤其明显. 当激振 频率为 24. 93 H z和 27. 51 H z时, 均表现为驾驶室 地板的振动模态. 就整体结构而 言, 地板面积大, 加强支撑不多, 刚度相对偏弱, 尤其是地板中间纵 板与 2个边板的连接, 由于凹凸的高度差较大, 且 高度差之间没有支撑杆, 此处的特征向量较大. 若 结构条件允许, 可适当增加加强支承. 第 5阶频率 为 33. 6 H z, 振型表现为挡泥板局部振型, 此处由 于强度、刚度要求不高, 材料结构没有加强, 且 频 率处于较高频率区, 影响不大.

阶数 1 2 3 4 5

表 3 各阶主要模态

模态频 率 /H z 1. 475 485E + 01 2. 247 896E + 01 2. 493 478E + 01 2. 751 892E + 01 3. 360 011E + 01

振型 整车驾驶室 1阶扭转 整车驾驶室 1阶弯曲
驾驶室地板扭转 驾驶室地板弯曲
局部模态

4 模态计算结果与分析
利用 H yperW orks的 Optistruct求解器, 得到驾 驶室各主要 模态频率如 表 3所 示, 振 幅放大 500 倍后其部分振型如图 2所示. 驾驶室自由模态下 的 1阶频率为 14. 75 H z, 振型表现为整体的 1阶 扭转, 驾驶室左前角与右后角产生向下位移, 同时 偏转; 而由前角与左后角向上抬起并偏转, 主要表 现为前围、地板以及顶盖沿着驾驶室横向的扭转,

图 2 各阶振型
驾驶室作为整车的部件, 不论是对称 (两侧车 轮同向垂直振动 ), 还是反对称 (两侧车轮反向的 垂直振动 )工况, 必须最大限度地减少这些模态与 悬挂结构激励之间 的关联, 这不仅是舒适性的 需 要, 同时也是汽车结构负荷达到最小的需要, 从而 提高车辆结构的可 靠性. 如果汽车结构动力学 特 性不能与其使用环 境相适应, 即结构模态与激 励

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频率重合, 或汽车子结构之间有模态重合, 都会使 汽车产生共振, 严重时会使整个汽车发生抖振, 车 内噪声过大, 局部产生疲劳破坏等.
载货车驾驶室的激励主要有路面激 励、车轮 激励、车架激 励、发动机激励和传动 轴激励等. 路 面激励一般由道路条件决定, 目前在高速公路和 一般城市较好路面上, 此激励频率多为 1~ 3 H z, 对低频振动影响较大. 车轮激励通常在 1~ 30 H z, 一般低于 11 H z, 该激励分量较小. 城市中一般车 速控制在 50~ 80 km /h, 车速小于 150 km / h时传 动轴不*激励频率低于 21 H z, 此激励分量较小. 从以上数据来看, 驾驶室频率错开了路面激励、车 轮激励, 但一阶扭转频率与 150 km / h时车速的传 动轴不*激励频率有可能耦合, 但考虑前挡风玻 璃和车门会增加驾驶室刚度约 40% [ 2] , 提高频率, 同时传动轴不*激励频率激励分 量较小, 可以认 为耦合的几率极低.
发动机引起的振动因发动机的转速不同而不

同, 对*头式驾驶室的影响也最为强烈. 发动机引 起的激振由转速和缸数决定, 典型 4, 6, 8缸机的 怠速激 励通 常在 20 ~ 40 H z. 汽 车行 驶 时, 爆发 频率

f=

2zn 60

( 5)

其中: Z 为发动机缸数; 为发动机冲程数; n 为发

动机转速 ( r /m in).

天龙车选用康明斯 6缸 4冲程 发动机, 怠速

时的转速为 700 r /m in, 正常行驶时发动机转速大

约为 2 200 r /m in, 因此 发 动 机对 汽 车 的 激励 频

率为

怠速时激振频率: f = ( 2 6 700) / 60 4=

35 H z; 正常行驶时激振频率: f = ( 2 6 2 200) /60

4= 110 H z. 发动机经常工作频率 ( 110 H z)已经远大于驾
驶室弹性模态频率, 正常行驶时不会引起共振; 而 该驾驶室的 1阶扭转频率为 14. 75 H z, 避开发动 机怠速 时激 振 频率 ( 35 H z), 避免 怠 速 时产 生 共振.
评价汽车结构优劣的基本着眼点是在弯曲和

扭转方面总的动态性能, 通常要求其整体 1阶 扭 转频率与弯曲频率值应该相差 3 H z以上 [ 3] . 天龙 车驾驶室 1阶扭转与 1阶弯曲频率相差 13 H z左 右, 不易耦合.
5 结论
1) 天龙车驾驶室频 率为 1 阶 14. 74 H z的 1 阶整体扭转与 2阶 22. 48 H z的 1阶整体弯曲, 整 体频率相差 3 H z以上, 不易耦合, 且与路面激励、 轮胎激励、发动机激励频率错开, 不会引起共振. 考虑增加挡风玻璃 与车门可提高驾驶室刚度, 当 增加 1阶频率, 且传动轴不*激励分量较小时, 其 发生共振的可能性 也极小, 因此该驾驶室在整 体 模态特性上均具有较好的性能, 设计合理, 能较好 地满足使用要求. 当然在进一步的设计分析中 还 需要考虑其动载特性等性能 [ 4 - 6] .
2) 驾驶室地板总成在中、低频域内都出现局 部振动, 说明整体刚性相对偏弱, 地板中间纵板与 2个边板的连接处凹凸的高度差较大, 若结构条件 允许, 可适当增加支承.
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( 责任编辑 陈 松 )


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