车架的模态分析

2024-05-10

车架的模态分析（精选八篇）

车架的模态分析篇1

关键词：车架,有限元,模态分析

0 引言

车架作为半挂车的关键部件,其结构必须有足够的静强度和刚度来达到其疲劳寿命、装配和使用的要求,同时还应有合理的动态特性来达到控制振动与噪声的目的。在车架结构设计中,如果只考虑结构的静强度和刚度,很可能会在设计过程中造成车架局部结构的不合理,而导致半挂车在运行中产生共振,产生噪声。模态分析作为动态分析的基础,是动态分析的重要内容。对车架进行模态分析以掌握车架对激振力的响应,从而对车架设计方案的动态特性进行评价己经成为半挂车车架设计过程中必要的工作。

1 车架的模态分析

1.1 建模

CXQ9190型半挂车的车架主要是边梁式结构,由2根阶梯工字型纵梁和20根折弯件的横梁组成,纵梁和横梁上还不规则的分部着许多的电线安装孔和加强块。车架结构复杂,但是根据圣维南原理,模型的局部细小变化和改动并不影响模型总的分析结果,因此建立车架有限元模型前对车架进行了一些简化[1]。

1.1.1 部分离应力远的圆弧过渡简化为直角,工艺上需要的倒角、抜模斜度等都不予考虑,这样可以减少在这些区域上的网格划分的数量,提高计算速度;

1.1.2 车架上有些构件,如凸台、销孔、线路孔、吊环孔等,仅是为了满足功能要求而设置的对结构的强度没有很大的影响,可以忽略;

1.1.3 除去对车架结构应力分布不产生太大影响的工具箱和防护网等零部件[2]。

本模型采用solid92单元,网格划分采用ANSYS软件自带的Mesh tool工具,设置单元边长为30mm,采用自由体划分。车架主纵梁模型共化为196 804个单元,396 071个节点。

材料的属性为:

材料的弹性模量E=2.1×1011Pa;材料的密度为ρ=7.8×10-9t/mm3

1.2 加载及求解

首先定义分析类型,分析选项,指定模态提取方法,然后定义主自由度,在模型上加载,指定载荷步选项,最后开始计算求解,退出求解器。

在典型的模态分析中唯一有效的“载荷”是零位移约束。如果在某个DOF处指定了一个非零位移约束,程序将以零位移约束代替在该处的设置。载荷可以加在实体模型上或有限元模型上[3]。

指定分析类型为Modal(模态),选择模态的提取方法为Block Lanczos(分块的兰索斯)法。对模型在牵引销板处进行全位移约束,后面弹簧悬架处约束Y方向的位移。设置扩展模态数为10,进行求解。

1.3 观察结果

模态分析的结果包括:车架的固有频率、已扩展的振型和相应的应力分布。根据模态分析的结果可以发现车架结构的薄弱环节及不足之处,同时还能根据车架模态参数的变化来诊断和预报车架结构的故障。

第一阶振型为Y-Z平面内的左右平动,频率为1.72Hz,最大幅值为1.159×10-3mm;第二阶振型为Y-X平面内的上下波动,频率为7.05 Hz,最大幅值为1.652×10-3mm;第三阶振型为Y-X平面内的上下波动,频率为13.40Hz,最大幅值为1.793×10-3mm;第四阶振型为Y-Z平面内的波动,频率为23.80Hz,最大幅值为1.705×10-3mm;第五阶振型为Y-Z平面内的局部摆动,频率为31.40Hz,最大幅值为2.942×10-3mm;第六阶振型为Y-X平面内车架尾部局部摆动,频率为35.00,最大幅值为6.182×10-3mm;第七阶振型为Y-Z平面内的波动,频率为35.84,最大幅值为1.707×10-3mm;第八阶振型为Y-X平面内的上下波动,频率为39.14Hz,最大幅值为2.55×10-3mm;第九阶振型为Y-Z平面内的尾部局部摆动,频率为43.11Hz,最大幅值为5.402×10-3mm;第十阶振型为Y-Z平面内的车架中部局部波动,频率为50.39Hz,最大幅值为2.051×10-3mm。从各阶振型图我们看到大多数振型是光滑的,只有个别振型不光滑,有待进一步改进。车架振动幅值较大的地方主要为车架中部和尾部,所以这两处也是最易产生疲劳破坏的地方。

从上面的分析结果来看,振幅较大的为第五阶,第六阶和第九阶振动,他们对应的频率分别为31.40Hz,35.00Hz和43.11Hz。而半挂车的激励主要来自路面,路面的激励是由道路条件决定的,高速公路和城市的路面状况较好,此激励多在3Hz(路面波长取10米,车速为120公里每小时)以下[2],对车架影响较大的频率错开了这一频率。车架在3Hz以内的频率仅有一阶,且振幅最小,所以说车架的结构是基本合理的。

2 小结

本文利用先进的有限元软件Ansys对半挂车车架进行模态分析,得出了车架的固有频率和振型特征.可以通过研究汽车零部件或整车的振动情况,避开这些频率或最大限度地减小对这些频率上的激励[4]可以为该车的进一步研究提供参数。

参考文献

[1]王晖云.低速载货汽车车架静动态特性研究.南京:南京农业大学,2007:21.

[2]俞徳津.基于有限元理论的重型半挂车车架动静态分析.南京:东南大学,2007:12～13,35.

[3]博弈创作室.ANSYS9.0经典产品基础教程与实例详解[M].北京:中国水利水电出版社,2006.

边梁式车架的模态分析和焊接优化篇2

边梁式车架的模态分析和焊接优化

通过建立某边梁式车架的`有限元模型,分析计算在自由状态下该车架的振动模态,并以其一阶模态频率为约束条件,进行焊点的优化布置分析,为该类型边梁式车架动态特性分析、结构设计以及焊点布置提供方法和理论依据.

作者：李志祥王军杰吴德宏 Li Zhi-xiang Wang Jun-jie Wu De-hong 作者单位：李志祥,王军杰,Li Zhi-xiang,Wang Jun-jie(上海交通大学CIMS研究所,上海,40)

吴德宏,Wu De-hong(南京长安汽车有限公司,江苏,南京,211200)

刊名：机械研究与应用英文刊名：MECHANICAL RESEARCH & APPLICATION 年，卷(期)： “”(3) 分类号：U463 关键词：有限元法车架模态分析焊接优化

摩托车车架模态分析篇3

车架是摩托车的主要部件, 作为整个摩托车的支撑部分, 从其构造、外观等各个方面显示出它的重要性。设计时除需满足发动机、油箱、前后悬挂行走装置等安装条件及整车造型要求外, 良好的力学承载特性更是车辆性能和行驶安全性的重要保证。摩托车在行驶中受多种力的作用, 如路面的随机激励力、发动机的牵引力、惯性力等, 尤其是在各种环境中行驶时, 车架的受力差异极大。而摩托车的结构复杂, 车架形式各异, 设计和质量指标未能完全包括车架的力学特性, 存在局部强度不足的事故隐患。因此摩托车车架必须具有足够的强度和刚度, 且应有良好的动态性能[1]。为此, 本文通过对车架的强度及动态性能的研究, 找出车架结构的薄弱环节进行改进设计, 对提高摩托车的动态性能指标具有十分重要的意义。

1模态分析理论[2]

有限自由度的弹性机械系统离散运动方程为:

$Μ \ddot{X} + C \dot{X} + Κ X = F$ 。 (1)

式中: M——结构总质量矩阵;

C ——结构阻尼矩阵;

K ——结构刚度矩阵;

X、 $\dot{X}$ 、 $\ddot{X}$ ——分别为节点位移、速度和加速度列阵;

F ——结构载荷列阵。

对于总自由度为N的结构系统, M、C、K均为N×N的矩阵。通过求解式 (1) , 可以得到系统位移场, 并进而计算出应力和应变。在模态分析中, 由于系统没有外力作用, 且结构阻尼对结构的固有频率和振型影响甚微, 因此可得出处于自由振动状态的结构运动方程:

$Μ \ddot{X} + Κ X = 0$ 。 (2)

其解的形式为:

X=φexp (iωt) 。 (3)

其中:φ为节点振幅;ω为系统特征圆频率;t为时间;i为阶数。令λ=ω2, 得出系统特征值方程:

(K-λM) φ=0 。 (4)

式 (4) 存在非零解的条件为矩阵行列式为0, 即:

det (K-λM) =|K-λM|=0 。 (5)

展开式 (5) 可得到关于λ的N次多项式方程, 该方程的N个根λ1, λ2, …, λn即为系统特征值。

将λ1, λ2, …, λn代入式 (4) , 可得与λi对应的特征向量φi, 它给出了系统与圆频率ωi所对应的第i阶固有振型。

求解上述方程的常用方法有Lanczo法、Subspace法、QR法以及Jacobin法等。求解时应根据计算需要选取不同的方法。

模态分析是用来确定结构振动特性的一种技术, 模态分析从方法上可分为理论模态分析和实验模态分析。理论模态分析主要是利用分析软件计算出模态并加以分析;而通过测量输入和输出获得系统固有特性函数的过程, 就是所谓的实验模态分析。

本文拟用ANSYS有限元分析软件, 对某摩托车车架进行理论模态分析, 并通过实验模态分析, 验证理论分析结果的可靠性, 从而为摩托车车架的动态测试分析提供依据。

2理论模态分析

摩托车车架由多种管材及板材焊接而成, 是复杂的空间三维结构, 在此对该摩托车车架作了一定的简化, 后面将用模态分析后的结果来验证这些简化的正确性。

图1为简化后的理论模态分析模型, 所得到的前8阶固有频率见表1。

3实验模态分析

3.1 实验设备

整个实验系统由摩托车、加速度传感器、电荷放大器、四通道数据采集箱、计算机、模态分析软件和力锤 (包括力传感器) 等组成, 图2为模态实验系统框图。

基本的模态测试系统主要包括激振系统、传感系统及分析系统3部分。激振系统主要包括信号源 (信号发生器) 、功率放大器和激振器, 常规的激励方法有电磁激励及锤击两种, 在实验中选择的是力锤激励;传感系统主要包括传感器、适调放大器及有关连接部分;分析系统包括分析仪 (计算机) 及其外围设备 (绘图仪、打印机) 等。模态实验中使用的是东方振动和噪声研究所开发的DASP软件。

3.2 摩托车支承方式的选择

使用车梯将摩托车支起, 前轮和车梯接地, 因为要想准确地在这种工况下进行模态分析, 支承方式应选择为接地支承。

3.3 激振

由于被测试结构为摩托车车体, 本身比较笨重并且其结构复杂, 可以安装传感器的位置十分有限, 同时为降低实验数据量, 在本论文中采用多输入单输出的测试方法 (即采用固定响应点、轮流敲击各不同测点的方法) 。

3.4 测点的选取、传感器的布置

车架上的测点分别布置在悬架支点、车架连接点和刚度变化较明显的点上, 尽可能使车架主梁布点均匀。另外布点还应该根据实验数据灵活地进行调整, 以获得较精确的数据。为了全面反映车架的动态特性, 同时考虑其几何结构特点, 在车架上共布置了14个测点。由于摩托车是一个空间结构, 要全面了解其动态特性, 必须测得车体在X、Y、Z三个方向的数据, 但由于实验条件有限, 本论文仅选取了一个方向进行试验, 即水平Y方向。

将节点坐标和约束条件输入完毕后即可生成结构图, 车架的实物以及实验模态模型分别见图3和图4。

3.5 进行激振、采样

实验时, 采样频率为2 000 Hz, 触发电平为300 mV, 每个敲击点敲击10次, 典型的时域曲线见图5。

3.6 振型显示

进入DASP的模态分析主菜单后, 首先选用通用传函方式, 输入敲击点和响应点的测点号, 从测试系统中调入采集获得的激励信号和响应信号波形, 再在响应部分加指数窗。由于激励为脉冲信号, 还必须加力窗。接着调入时域波形, 输入平均次数后, 计算机进行传递函数分析, 计算完毕之后即可得此输出测点的传递函数曲线图。传递函数分析结束后, 进行模态拟合, 随后即可进行振型编辑。计算机完成振型编辑后, 就可得到结构的各阶模态振型。将振型以动画的形式显示出来, 以方便观察。

由于拾振点和敲击点均选择在水平Y向, 因此振型图上只能反映车架在这一方向上的振动情况, 要想获得更为详细的振型图, 应该在3个方向同时测试。而这里实验的目的是找到车架的固有频率, 对于振型不再作深入探讨。经过模态分析软件计算后, 计算机提供了车架的前8阶振型, 见图6。

4理论分析与实验分析结果对比

ANSYS软件计算得到的车架固有频率与实验模态方法得到的固有频率对比见表2。

由表2可见, 两种方法得到的结构动态特性, 其误差在可接受的范围之内。说明了结构有限元模型划分的合理性以及边界条件的正确性。

摘要：固有频率是摩托车车架的重要动态特性之一。通过模拟实际情况对车架模型进行了简化, 同时施加了约束。通过对理论模态和实验模态分析结果进行对比, 说明理论分析时对车架进行适当简化是合理的, 约束是有效的。

关键词：摩托车车架,模态分析,固有频率

参考文献

[1]王良, 王健.沙滩摩托车车架的有限元模态分析[J].山东理工大学学报, 2004, 18 (2) :46-50.

车架的模态分析篇4

关键词：车架,有限元,静态分析,模态分析

汽车车架[1]有限元结构分析是汽车设计领域的重要的课题之一。随着计算机技术的发展,有限元模拟成为车架结构设计的重要手段,通过数值模拟,可以全面的掌握汽车车架在各个工况下的应力,应变及振动频率,为设计提供科学依据,达到缩短设计周期降低设计成本使车架轻量化提高设计质量[2,3,4]。本文在此基础上对6470型SUV车架进行了研究。

1 车架的CAD模型

该SUV车架结构复杂所以是基于Pro/e的Ansys实体建模[5]。车架CAD图和受力分析如图1所示。

图1中:两个F1的合力为车身压力,q为作用在车架上的载荷,l为车纵梁的长度,F2为两个前轮悬架的支撑力,F3为两个后轮悬架的支撑力,F4蓄电池和散热器的重力,F5发动机离合器变速器的重力,F6为油箱和油的重力,F7为备胎和其支架的重力(F1为均布力,F2,F3为支反力,F4—F7为集中力)。

2 车架的有限元模型的建立

该6470型SUV车架由两根纵梁,前后副杠,四根横梁,一根扭转梁和一根变速箱横梁组成对称的结构。其中两根纵梁厚3 mm长度为4 280 mm,1,5,6横梁都是空心圆管。纵梁和横梁用焊接和铆接的形式联结成坚固的刚性结构。本文建模过程中乎略掉直径小于5 mm的圆、过渡圆角和倒角及一些非承载件,它们对车的变形和应力分布影响较小省略后可节省计算时间。4个车轮通过4个刚板弹簧共4个支点支撑车架,前后各两点。车架材料的杨氏模量Ex=2.0×1011 Pa,泊松比μ=0.3,密度ρ=7.85×103 kg/m3,材料的机械性能为:最小抗拉强度为510 MPa最大抗拉强度610 MPa,最小屈服强度为360 MPa。因为车架长度大于厚度很多所以选择薄壳单元shell63来进行描述,选择三角形的参考面大小为4的智能网格划分,采用nastran中的mpc184以及rbe2模拟该车架的螺栓连接和焊点。划分后整个车架网分网格后包括66 163个节点和40 320个单元,纵梁取Y方向横梁取X方向。见图2。

3 静力学分析

静力学分析是满载时对车架的刚度和强度进行分析。汽车在实际中的工况很复杂,本文主要对弯曲和扭转这两种工况进行分析。

3.1 载荷的处理

车身重量按均面载荷处理平均分配到车架上;发动机按集中载荷处理分配到其支承位置;变速箱、离合器、蓄电池、油箱等以静力等效的原则加在其相应的位置;车架自身重量简化为均布载荷对每个节点施加重量。

3.2 约束条件的处理

根据有限元分析的理论可知必须对车架有限元模型加上必要的约束才能使有限元计算的结果具有唯一性。车架工作的主要支撑点是四个悬架。所以对悬架施加六个方向的约束。

3.3 弯曲工况

静力学分析是指车架在满载时的结构的刚度和强度的分析,车架必需满足安求不允许出现断裂或塑性变形,也不允许发生表面损坏。载荷处理,该车可乘坐5人按150 kg计算重力以面载荷的方式分布到2—7根横梁和对应该的纵梁上;车架重量取惯性载荷,重力加速度为 9.8 m/s,方向与重力方向相反。

计算结果:车架变形如图3所示:图3中DMX表示最大位移。为了更好的看清变形方向,Ansys10.0将其变形放大。最大变形量为3.96 mm出现在车架的中部扭转梁的周围,应力图如图4所示:SMX为最大应力SMN为最小应力。车架应力的最大值为10.5 MPa,出现在车架前部的悬架处。

3.4 弯扭工况

在此工况下车架满载的载荷处理和弯曲工况下一致,不同的是此时右后轮悬空,右后轮悬架处的约束取消,其它的约束是不变的。

计算结果:车架最大变形量为5.002 mm如图5所示。在车的右后部的第七梁附近,图示5中DMX表示最大位移。车架的最大应力出现在右前部悬架附近最大值为26.4 MPa如图6所示,图示6中SMN为最大应力SMX为最小应力。

静态分析表明该车架的强度能满足设计和使用的需求。

4 模态分析

机械结构的动态特性用结构的振动模态参数来表示,即结构的各阶频率,阻尼及振型。而系统的固有频率是系统的固有属性,不受其它因素的影响。因此通过这些模态分析的结果就可以断定车架结构动态特性的优劣性。

4.1 数学依据

根据达朗贝尔(D’Alembert)原理,在结构承受的载荷中加入惯性力,建立动力学方程

$[Μ] \overset{\cdot \cdot}{{δ}} + [C] \overset{\cdot}{{δ}} + [Κ] {δ} = {F_{p}} (1)$

(1)式中[M]为结构总质量矩阵[C]为结构的阻尼矩阵{δ}为节点位移列阵[K]为结构总刚度矩阵{Fp}为节点等效载荷列阵。

在求结构的固有频率和振型时可不考虑阴尼的影响,在结构的动力学方程中令[C]=0同时令{Fp}=0得到无阻尼自由振动方程为:

$[Μ] \overset{\cdot \cdot}{{δ}} + [Κ] {δ} = 0 (2)$

弹性自由振动的振型可分解为一系列的简皆振动的叠加,将其解设为

{δ}={δ0}sin (ωx+φ) (3)

将(3)式代入式(2)中可得下面的齐次方程组:

$([Κ] - ω^{2} [Μ]) {δ_{0}} = 0 (4)$

在自由振动时,结构中各点的振幅{δ0}不全为零所以(4)式中括号内矩阵的行列式必为零,得到结构的自由振动频率方程为

$| ([Κ] - ω^{2} [Μ]) | = 0 (5)$

矩阵[K]和[M]都是n阶方阵,其中n是结点自由度数目,所以(5)式是关于ω2的n次实系数方程,从中解出n个实根ω2时(i=1,2,3,……,n),即特征值,按由小到大的顺序排列ω $_{1}^{2}$ ≤ω $_{2}^{2}$ ≤…≤ω $_{n}^{2}$ 把任一ω $_{i}^{2}$ 代回方程组(4)可解出与其相对应的矢量{δ $_{0}^{i}$ }(i=1,2,3,……,n)。ω1,ω2…ωn就是结构的第一阶,第二阶到第阶的固有频率,与其对就的{δ $_{0}^{1}$ },{δ $_{0}^{2}$ }…{δ $_{0}^{n}$ },刚是第一阶,第二阶,第n阶的主振型。

4.2 分析结果

较低阶固有频率及相应的振型对动态特性的影响最大,所以在只研究前几阶的固有频率和振型就能满足分析的需要了。

本文利用Ansys10.0中的Blocklanczos法提取了空载约束时的前10阶固有频率和振型,前三阶振型如图7—图9所示。十阶模态频率见表1。图7—图9中SUB代表子步,FREQ代表频率。

前10阶的模态分析结果表明,此车架的第一阶固有频率偏低,说明此车架动刚度较小,需要进一步调整横梁的位置或改变横梁的截面形状和尺寸来提高刚度。

5 结论

本文通过对该6470型SUV车架进行了有限元建模并对其进行了静态和动态的分析。结果表明设计符合要求,刚度和强度还有一定的余量可以进行尽一步优化。第一阶固有频率偏低需改进车架结构来增加其刚度。

参考文献

[1]陈家瑞,马天飞.汽车构造.北京:人民交通出版社,2005

[2]关长明,钱立军,吴阳年.一种轻型卡车车架的轻量化设计.北京汽车,2008;(03):25—27

[3]Huang J.A new approach for weight reduction in truck frame design.Trans SAE,1993;(6):18—19

[4]龙凯,左正兴,冯慧华等.某重型货车车架结构强度分析与改进,汽车技术,2008;(04):24—26

车架的模态分析篇5

1 副车架有限元模型的建立

副车架作为整车的重要部件, 连接于货箱和大梁之间起到改善底盘受力状况的作用, 通常选用槽钢结构以及根据举升机构的形式布置相应的铰接点。如图1所示, 在SolidWorks软件中根据设计尺寸建立某型自卸车副车架的模型, 并将其导入至Simulation模块。车架选用Q345b型合金钢作为模型材料属性, 其他材料参数分别为:弹性模量210 GPa、泊松比μ=0.3、密度ρ=7.85×10-3 g/mm3。

单元尺寸的大小对于计算精度和速度有较大的影响。理论上单元尺寸越小, 网格越密, 计算的精度也越高, 但随着网格数量增多, 计算量越大对于计算机硬件的要求也越高。所以在能够满足计算精度的要求下, 单元尺寸的取值要科学合理。同时尽量避免沙漏的产生, 设置网格单元尺寸为0.02 m, 模型划分网格后产生16 562个单元, 24 548个节点, 有限元模型如图2所示。

2 模态分析

在SolidWorks中的Simulation插件中新建频率分析模块, 并在模块分析属性中将提取的频率数设置为前8个[3]。选取自由模态模式并运行软件计算。

自卸车属于多自由度振动系统, 其中车体所受振动激励通常为两种:一是车辆运行状态下因路面不平引起的车体振动;二是因发动机运转而产生的振动。因路面起伏产生的垂直振动激励频率一般在20 Hz以下。由于此车型发动机为WP10.375型, 其怠速运转转速在700～1 000 r/min之间, 换算出其振动频率在11.67～16.67 Hz范围内。

通常车架低阶振动频率与外部激励频率重叠范围较广, 更容易共振且对车体安全构成影响, 因此取副车架固有频率的前8阶频率进行分析, 通过对副车架模型进行分析计算, 得到前8阶固有频率如表1所示。

副车架与外部激励共振时的振动取决于自身固有的振动形态, 表1表明副车架1～8阶的振动固有频率范围在24～108 Hz之间。振动形式有车架整体弯曲及局部的扭转两种振动状态:其中1、3、5、7、8阶振型为弯曲振型, 2、4、6阶振型为扭转振型。第1阶固有频率为24.274 Hz, 车架在X-Y平面内弯曲形且加强横梁处变形量较大;第2阶固有频率为32.312 Hz, 副车架加强横梁附件沿Y-Z平面产生扭转变形;第3阶固有频率为33.582 Hz, 车架加强横梁附件在X-Z平面内发生弯曲变形;第4阶固有频率为44.562 Hz, 副车架后部沿X-Z面内产生扭转变形;第5阶固有频率为49.241 Hz, 副车架管梁后方沿X-Y面内产生较大的弯曲变形;第6阶固有频率为67.654 Hz, 副车架沿Y-Z面内产生了较大的扭转变形;第7阶固有频率为76.731 Hz, 副车架沿X-Y面内产生了较大的弯曲变形;第8阶固有频率为107.4 Hz, 副车架沿X-Y面内产生了弯曲变形。仿真计算表明, 副车架前8阶的振型都主要表现为扭转和弯曲, 最低固有频率为24.274 Hz, 相较于因路面不平产生的车体振动和发动机怠速时20 Hz以下的振动其频率能够有效避开共振区域, 对车体安全影响不大。

3 结语

副车架的设计是自卸车设计中的重要环节, 文章在Solid Work软件中建立了副车架的三维模型, 并应用Simulation插件对其进行了模态分析。结果表明该型副车架与外部振源不易产生共振现象, 整个方法实用高效, 为解决此类工程问题提供了一条重要的参考思路。

摘要：自卸车一般用于松散物料的装卸和运输, 副车架作为其重要承载部件, 设计中应确保与外部振源不会发生共振。该文应用SolidWorks软件建立了某型自卸车副车架模型, 并通过Simulation插件计算出该车架的固有频率, 结果表明原设计可有效避开振源频率, 整个方法实用高效, 具有重要的实际应用价值。

关键词：固有频率,副车架,自卸车,SolidWorks

参考文献

[1]魏效玲, 刘强, 王佳宁, 等.基于Workbench的自卸车副车架模态分析[J].煤矿机械, 2015, 36 (11) :256-258.

[2]杨璐, 王许州, 于永彬, 等.基于ABAQUS有限元的重型自卸车副车架模态分析[J].沈阳工业大学学报, 2015, 37 (5) :525-529.

[3]王许州, 杨璐, 李庆江.基于有限元理论的自卸车车架模态分析[J].河北农机, 2015 (9) :57-58.

车架的模态分析篇6

1 车架有限元模型的建立

方程式赛车车架的几何模型是依据中国大学生方程式赛车车架的结构要求以及某方程式赛车车架实体的几何尺寸, 建立的车架三维模型。图l所示的三维模型, 车架使用的是型号为4130薄壁圆柱钢管焊接而成, 其中车架由主环、前环、主环支撑、侧防撞结构等组成, 车架总质量33 kg, 车架的长、宽、高分别为2 610 mm、740 mm、1 160 mm。

主环是位于赛车手身旁或赛车手身后的防滚架, 前环是位于赛车手双腿之上, 接近方向盘处的防滚架, 前环和主环统称防滚架。

2 车架的刚度分析

赛车在比赛过程中, 车架的弯曲工况、扭转工况对赛车性能影响最大。现以某方程式赛车车架为例, 分别分析和计算该车架在弯曲工况、扭转工况下的刚度。

2.1 车架弯曲工况下的刚度分析

车架弯曲工况是指4个车轮处在同一平面上而受到弯曲载荷时的应力和应变情况。弯曲载荷是由车架自身的质量以及发动机总成和底盘总成、赛车手质量产生的载荷。该文则是将车架质量作为均布载荷分布到车架结构的相应节点上的;而安放在车架上的设备总成质量, 则是作为集中载荷 (载重力为集中载荷) 按支点跨距分配在相应管状结构节点上。

在模拟分析时, 对约束的处理则是约束4个车轮处垂直方向的位移, 约束右前轮处的纵向、横向位移, 左前轮处的纵向位移, 右后轮处的横向位移。

车架结构受到的最大应力部位是在驾驶员座位的2个后支点处, 其次是安装发动机总成的4个支撑处, 在车架一侧的驾驶座椅支撑处的某单元所受到的应力最大为4.53×107 N/m2, 低于车架所选用材料的许用应力为2.52×108N/m2。而车架整体变形量为0.46 mm, 这种最大变形量远小于车架实际承载变形量4.0～6.5 mm的许可范围。

2.2 车架扭转工况下的刚度分析

扭转工况指的是4个车轮不是在同一平面上而受到弯曲载荷的应力及应变情况。扭转载荷是由于路面不平对车架的非对称支撑所产生的载荷, 对载荷的处理同上文。

车架约束位置图见图2, 在副对角线上, 对右前和左后悬架安装位置处 (节点号分别为113和533) 施加固定约束;对左前和右后悬架安装的位置处分别在X、Y所在平面的垂直正方向和负方向施加18 mm的位移约束。计算出左前和右后2个悬架支撑点 (节点号119和518) 的支反力, 则可算出车架扭转刚度, 计算如下:

右前悬架处的X、Y所在平面的垂直正方向支反力为F1=9.335×105N;左后悬架处的X、Y所在平面的垂直正方向支反力为F2=3.7×106N, 所以, 车架的扭矩T为:

车架扭转角度θ为:

式中:L———两个位移约束之间的跨距, L=0.52 m, δ1=0.022 m, δ2=-0.022 m。

车架扭转刚度K为:

车架在左前轮固定约束处的某单元受到的应力最大为3.7×106 N/m2。由计算可知, 此工况下车架的扭转刚度为2.4×105 N·m/ (°) , 与车架标准值相比, 赛车车架扭转刚度富裕量过大。车架变形最大值为0.0 896 mm, 车架的应变方向与约束方向相反。

3 车架模态分析及结构优化

方程式赛车在赛道路面上行驶, 路面的不平度和发动机的振动对车轮会产生随机的激振, 如果以上激振力的频率和车架的某一固有频率吻合, 则会产生共振现象, 造成车架被破坏的危险情况。因此, 为了避免共振现象的发生, 必须对车架固有振动频率和振型进行分析, 通过对车架结构设计来避开以上振源的激励频率。

3.1 车架模态分析

赛车的车架是否满足振动要求, 一般用该车车架的低阶频率进行结构评价。赛车的激励源一般来源于赛道以及发动机, 而赛道的激励频率一般为l～20 Hz, 发动机的爆发频率为16～20 Hz, 常用车速爆发频率为30～50 Hz。

在进行车架设计时主要考虑的是, 车架的低阶频率要介于非簧载结构的固有频率和发动机怠速运转频率之间, 以避免发生整体共振现象;同时, 车架弹性模态频率也应避开发动机经常工作的频率范围。

对车架模型进行自由模态分析, 表1是车架前6阶自由模态的频率和振型。

3.2 车架结构优化

车架结构优化设计是以刚度、模态有限元分析结果为基础, 同时包含了目标函数、设计变量和约束条件等优化信息在内的车架模型。为了减轻车架质量, 满足车架轻量化设计的目标, 指定车架质量最轻为目标函数。通过减少杆件数目 (杆件数目减少8根) 和减小管径尺寸 (部分管径由原来的25.4 mm减小到22.2 mm) 以及减薄壁厚尺寸 (部分杆件的壁厚由原来的2.4 mm减小到1.6 mm) , 使得新车架的质量为25 kg, 有效地减轻了车架的质量, 图3为车架优化后的模型。

4结论

通过对某方程式赛车车架进行的刚度、自由模态分析, 获得了车架的弯曲、扭转刚度和前6阶固有频率、振型, 分析了激振频率与固有频率两者之间的关系。分析结果表明, 车架固有频率大于路面的激励频率, 从而使赛车避开了与赛道发生低频共振的可能性, 但是车架1阶及3阶固有频率却落入发动机常用车速爆发频率 (30～50 Hz) 范围内, 它可能与方程式赛车的常用车速爆发频率发生耦合;同时从振型分析中找出了车架弯曲、扭转刚度的富裕部位。根据有限元分析的结果, 对第一代车架进行优化改进, 对改进后的车架进行有限元分析, 分析结果显示, 在保证刚度的同时, 没有共振现象产生, 避开了发动机的常用车速爆发频率。该研究成果表明, 有限元方法为方程式赛车车架的结构设计及改进提供了可靠的理论依据。

摘要：以第一代赛车车架为研究对象, 运用CATIA软件建立方程式赛车车架有限元模型, 并利用ANSYS软件对车架进行刚度、自由模态分析, 获得车架低阶固有频率 (前六阶) 及振型。在此基础上, 以车架质量最轻为优化目标函数, 把固有频率作为约束条件, 对车架结构进行了优化, 使车架减轻了8 kg, 实现了第二代车架轻量化设计。

关键词：方程式赛车,车架,模态分析ANSYS

参考文献

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车架的模态分析篇7

车架作为汽车的承载基体,不但承受着车身及车身附件的载荷,行驶过程还将承受来自道路的各种复杂载荷。行驶过程中,作用在车架各部件上的载荷都是动载荷,结构上产生的位移、应力、应变不仅随其在结构中的空间位置变化,同时也随时间而变化。如果动载荷的频率与结构的某些固有频率接近或相等,结构将产生强烈的振动,从而引起很高的动应力,造成早期疲劳破坏或产生不允许的大变形。为了避免类似共振、噪声过大等不良现象,确保车辆使用的安全可靠,需要知道结构振动的固有频率及其相应的振型。在车架设计中除了要保证足够的强度、足够的抗弯刚度和合适的扭转刚度外,合理的振动特性也是十分重要的。因此,车架的模态分析在汽车设计中具有重要的意义[1]。

本文的研究对象是某纯电动电动汽车车架,车架主要由2根纵梁和若干横梁焊接而成,纵梁选用12号槽钢,横梁则采用60×40×3,80×60×3两种型号的方管,总体长度为4940mm,最大宽度为2000mm,高度为120mm。车架的材料均为Q235,其材料参数取:弹性模量E=2.11×105MP,泊松比u=0.3,密度=7.8×10-9t/mm3。

车架是一个大型复杂的装配体,很难把所有的结构建立有限元模型,因而在尽可能反映车身结构主要力学特性,保证结构同样准确的前提下,对构件进行相应的简化。省略车架构件中对车架的整体振型影响不大的小尺寸结构,比如弹簧吊耳,拉支架,焊接线夹等[2]。忽略车架的焊缝及所有工艺孔,将所有倒角和过渡圆角简化为直角等。简化后的车架装配图如图1所示。

2、有限元模型的建立

2.1 三维模型的导入

UG建立的三维实体模型,可以直接利用Hypermesh提供的UG接口直导入,也可将零件在UG中另保为IGES或STP格式,然后利用Hypermesh提供的IGES,STEP接口读入。本文采用STP格式的文件导入,各零部件几何质量较好,无面重叠、缺失、变形等现象。

2.2 网格划分

应用Hypermesh的Midsurface (中面抽取)功能对车架的各零部件进行抽取中面处理,由于中面的抽取,车架的纵梁和横梁连接处出现间隙,可采用刚性梁单元rigids通过node to node的方式连接结构上的节点。刚性连接的功能是强制某些节点(从属节点)的自由度从属于某节点(主节点),主从节点没有距离效应,所有自由度都连接在一起,可以理解为刚臂。因此,本文采用几何清理补面的方法连接纵梁和横梁,使纵梁和横梁的主从节点重合,实现无缝连接。几何清理时,将小面合成大面,并且相邻面公用一条轮廓线,以保证各个面上画出的网格在边界处公用节点,避免边界出现节点错开现象[3]。使用几何清理前后的有限元结构局部放大效果如图2和图3所示。

该车架主要是薄壁金属件,故选用壳单元SHELL63对车架进行有限元离散处理,考虑到单元质量对有限元计算结果有较大影响。在有限元网格划分时,检查并控制单元的质量参数显得尤为重要。网格检般为查内容一搬为

是否有重复的节点、重复的或缺少的单元,以及高度畸变或翘曲的单元。单元尺寸应得到控制,如单元长宽比≤10;单元内角≥30°;单元翘曲角≤20°;单元尺寸应尽量均匀,要避免特别小的单元[4]。由于三角形单元比四边形单元的刚度大,会影响计算精度,故要严格控制三角形单元的个数,一般情况下,整个模型最好小于10%,最多不超过15%[5]。定义单元尺寸为20mm,有限元网格后的车架共有单元总数22475个,节点总数443030个,其中四边形单元总数为22396,三角形单元数为79,三角形单元占单元总数的0.44%,无单元翘曲。

3、车架模态分析

模态分析根据边界条件可以分为自由模态和工作模态,工作模态也叫约束模态。工作模态分析考虑了结构在实际工作状态时的边界条件,分析所得的模态参数包含了边界条件对其的影响。自由模态分析对结构在没有约束条件下即自由状态下的动态特性进行分析。二者的主要区别与联系是:

(1)自由和约束模态分析只是边界条件不同的两种模态分析而已;结构的模态是与结构本身的特性和约束有关的,至于需要求解自由模态还是约束模态,完全取决于工作的需要,模态分析时的约束方式应与实际工作条件下一致,当然,如果工作时结构没有约束,如飞机、火箭等,则需要进行自由模态的分析。

(2)在做自由模态分析时,可能会得出前几阶固有频率为0,这些为0的固有频率表现为刚体模态;而约束模态分析则不同。

(3)约束模态和自由模态是两种条件下的模态,不存在哪一个包含哪一个的问题。也不存自由条件下添加约束后,模态数变少的问题,模态数多少与系统的自由度有关,与约束无关。在实际工程问题中,自由模态和约束模态两种边界条件均广泛存在,如飞机、火箭、导弹等为自由边界条件,而机床架、高层建筑等为约束边界条件。

(4)自由模态和工作模态的作用完全一样,都用于结构的模态分析,自由模态分析的对象主要是无约束的结构,如火箭、飞机等。

(5)对工程实际结构的分析模型一定是要尽量的符合实际,理论上不同的结构系统(包括材料、结构、边界甚至变形程度等)相应的振动固有特性是不一样的,没有比较的必要,更不会存在自由模态特性表示固定模态的特征[6]。

3.1 分析方法及结果

本文将Hypermesh以CDB格式文件导出的有限元模型读入ANSYS进行求解,在自由边界约束条件下用Block Lanczos法提取车架的前十二阶频率,其频率范围为0～50HZ。前6阶为刚体模态,在分析中没有太大的意义,故选除刚体模态之外的前6阶模态,对应的频率及振型见表1[7]。相应的振型图见图4～9。

3.2 模态分析结果评价

该电动汽车取消了离合器、变速器、传动轴、差速器等部件,动力由电池提供,驱动电机将电源的电能转化为机械能直接驱动车轮和工作装置。因此,模态结果评价主要考虑行驶时路面激励、车轮不平衡激励、驱动电机激励的影响。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1～3HZ,对低频振动影响较大;因车轮不平衡引起的激振频率一般低于11HZ,随着现在轮辋制造质量及检测水平的提高,此激励分量较小,易于避免;驱动电机引起的激振为6.6HZ (转速为2500r/min)此激励分量不大。若以错开2HZ为界,该车的第一阶模态应在11HZ以上。一般情况下,与该车相近车型的一阶模态应在13～20HZ之间。从模态分析结果可知,该车一阶扭转频率模态为8.15HZ,低于11HZ。从振型分布来看,该车的振型峰值点多出现在第一根横梁和最后一根横梁附近,此处的刚度较弱,有待改进。因此,该车的动态特性尚需要改进,需要增加车架在低阶的频率。

参考文献

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[6]邹经湘,于开平.结构动力学[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2009.

车架的模态分析篇8

传统的弹药运输跑车试验方法在实践中要消耗大量的人力物力、且周期较长、试验重复性较差。将外环境试验转移成室内试验项目是目前该领域研究的热点,这就需要运输试验车进行动态特性设计和提取模态参数,常用方法是试验模态分析(EMA)和计算模态方法。本文借助试验模态技术对试件进行结构振型分析,获得相关模态参数,并将计算模态方法与试验结果对比。试验所得的数据将为下一步设计模拟系统提供相关参数依据。

1单点激振频响函数方法

试验模态方法根据激励和响应不同,主要有单输入单输出(SISO)、单输入多输出(SIMO)和多输入多输出(MIMO)三种。本试验采用单输入多输出方法具体为依据单点激振各响应点拾振的频响函数来提取模态参数的一种方法,该方法的优点是方便快捷且对试件不带来附加质量附加约束的。其基础理论为:假设一个n自由度系统具有线性特性、时不变性和可观测性,则其矩阵方程为:

[M]{x¨}+[C]{x¨}+[K]{X}={f},

设初始条件为零,对其拉氏变换得:

(s2[M]+s[C]+[K]){X(s)}={F(s)},

则传递函数为:[H(s)]=([M]+s[C]+[K])-1

模态矢量[H(s)]可以用的伴随矩阵D(s)来描述即[H(s)]{D(j)}=0。其中D(j)对应该j阶极点的模态矢量。当s实部为零时,传递函数矩阵即转化为频率响应函数矩阵。通过解n个互不相耦的单自由度系统方程和引入模态坐标进行变换,最终得到频响函数形式:

其中ωi、ξi分别表示i阶固有频率和固有阻尼比

2模态试验

2.1激励方案的确立

根据试验目的,选取某型号军队试验跑车的车架车厢底板以及相连的部分作为研究对象,测试其实际约束状态下的模态。本试验的激励系统为瞬态确定性锤击激励,信号由手锤单点激励五次获得。手锤采用联能公司生产的LC系列激励锤,该锤脉冲频谱较宽,能达到试验要求。

2.2传感器的选择与安置

进行振动测试,选择传感器要使其本身的固有频率p远大于被测振动频率ω,一般情况控制传感器的有效工作频率上限在固有频率的1/3时,其振动量误差不超过12%。本试验采用的三向压电式加速度传感器,固有频率达到4Hz,远大于汽车前几阶主振型的频率,且其结构小质量轻,带来的附加质量和附加刚度基本可以忽略。安装加速度计时,主轴方向与被测方向保持一致。为满足安装刚度,传感器固定方式采用强磁吸附连接,相比螺栓固定连接,其固有频率虽所有降低,但仍能保持良好的精度,同时便于测试安装和定位。

2.3拾振点的布置

数据拾振点的布置因试验目的和数据处理不同而异,本试验拾振点布置遵循了以下要求和原则:(1)拾振点应完整准确地体现车厢底板各阶振动形态;(2)拾振点应尽量分布均匀;对于模态可能比较密集或重点研究的局部区域必需布置采集点;(3)拾振点应能方便准确地表达测点的振动特性,且要便于测试后的数据处理。本次试验在纵梁和车厢底板共计布置165个拾振点。为了获取试件在多方向上的模态参数,每个拾振点还同时测量垂直方向和水平方向两个通道的数据。

2.4数据测试和参数识别

为保证频率响应函数测量的精确性,将测试仪器调试好后,先对频率响应函数做互易性检验。在满足要求后,可开始正式记录所有测点的信息。本试验采用的模态参数识别和频响拟合软件是LMS公司开发的TESTLAB MODAL ANALYSIS分析软件。整个模态试验测试系统框图即图1。

3 试验结果分析与验证

测试模态数据处理分析结果如下。

试验得到的一阶模态频率为6.08 Hz,阻尼比为0.047 4。从图2看出,车厢底板发生纵向整体扭转,对角处和车厢后部变形最为明显,这与实际振动状况相符合。图3显示的是二阶模态,其固有频率为10.03 Hz,阻尼比为0.072 7,车厢底板纵向扭曲,较之一阶模态其振幅更大,且集中在尾部和两厢挡板处。试验分析得到的三阶模态频率为20.09 Hz,阻尼比为0.029 3,从图4可以看出底板发生一阶弯曲,其中、后部弯曲变形较大,从整个变形来看比较平缓。图5所示的是试件四阶模态,固有频率为27.62 Hz,阻尼比为0.011 9,车厢底板发生了弯扭复合变形且变形剧烈,在车厢后部出现一点振幅较大,该点描述的是后悬架附近点且靠近激振处。

在工程中,试验模态方法和计算模态方法常常结合起来分析试件模态,这里采用有限元法来验证试验结果,使用的软件是美国Altair开发的有限元处理软件HyperWorks。

将igs格式的模型文件导入HyperWorks,进行材料特性和梁单元截面特性定义,对模型划分单元后添加载荷和约束,取前四阶模态分析,模态频率对比结果如表1,试验结果与计算结果非常吻合。限于篇幅,振型这里只取一阶主模态比较。从云图(图6)分析可以看出车厢底板发生整体纵向扭转,对角处的振型较大,尤其以车厢后部的变形最大。这与试验结果一致。

4 结论

通过试验模态法得到前四阶的模态参数,与有限元计算模态法结果相比较,两种分析的模态频率相差不到7%,振动向量也基本一致,证明了模态参数的正确性;得到该车架和车厢底板的各阶模态阻尼较小,说明比例阻尼系统的假设是成立的;分析振型发现车厢后部的扭转和弯曲变形都是最大,这与实际中弹药运输振动情况相吻合;通过本次试验,得到的各阶模态参数和振动向量基本反映了车载弹药实际振动环境,为下一步室内研制设计工作提供了相关数据和参数。

摘要：基于单点激振多输出(SIMO)试验模态法(EMA)原理对某型弹药运输试验跑车车架底板及其连接部分进行动态特性试验,提取模态参数和特征向量,并进行模态参数识别和各阶振型分析,试验结果与实际车载弹药振动环境基本吻合。与基于有限元分析软件HyperWorks计算结果做验证对比,结果基本一致。

关键词：模态试验,单点激振法,有限元,HyperWorks

参考文献

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