某皮卡车整车模态分析

王跃星，孙润，李康康，侯富

（广西科技大学 汽车与工程学院，广西 柳州 545006）

某皮卡车整车模态分析

王跃星，孙润，李康康，侯富

（广西科技大学 汽车与工程学院，广西 柳州 545006）

文章着重针对某皮卡车整车进行模态分析。首先通过CATIA软件对某皮卡车整车进行几何建模，然后运用HyperWorks软件对几何模型进行网格的划分生成整车有限元模态分析模型，最后运用MSC.Nastran软件进行模态分析，得到整车的固有模态及振型，并对计算得到的模态参数进行分析，计算模态分析结果表明皮卡车整车结构固有频率能有效避开各种激励频率，避免发生共振，验证整车设计合理性。

皮卡车；模态分析；固有频率；激励

Abstract:This paper focuses on the modal analysis of a pickup truck. First by using CATIA software geometric model of a pickup vehicle is carried out, and then use HyperWorks software to generate the classification of geometric model for grid vehicle finite element modal analysis model, finally using MSC. Nastran modal analysis, get the vehicle's inherent modal and vibration mode, and the calculated modal parameters were analyzed, and the computational modal analysis results show that the pickup vehicle structure can effectively avoid all kinds of excitation frequency, natural frequency to avoid resonance,verifying the rationality of vehicle design.

Keywords: Pickup truck; Modal analysis; Natural frequency; Incentive

CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)18-179-03

引言

随着经济的发展和人们生活水平的提高，人们对车的NVH[1]性能要求越来越高，皮卡车作为一种非常实用的交通工具深受大众喜爱，故皮卡车的振动噪声控制[2]和研究越来越受到重视。振动和噪声是汽车行驶中无法避免的问题，有效的控制好整车的振动和噪声不仅可以增加汽车使用年限，而且可以提高汽车的 NVH性能，从而提高产品的市场竞争力。整车的振动和噪声的控制也从过去的控制零部件与子系统转变为各的系统的总体匹配。模态分析是有效的控制汽车振动和噪声的重要手段，能够真实的反映整车的振动特性，是整车振动特性设计和优化的有效方法。整车模态是皮卡车最重要的动力特性，各部分模态的合理分布是整车 NVH性能有效保证的前提条件。对于整车结构而言，主要受到的激励有路面激励、发动机激励和传动轴激励。整车结构设计要兼顾造型、布置以及动态特性等要求。通过对整车结构的模态频率及振型分析可以判断整车模态与路面激励、发动机激励和传动轴激励发生共振的可能，通过对整车结构的合理设计而避开共振频率。

模态分析方法[3]是研究结构动态特性的一种非常重要的方法，在汽车车架[4]及整车动态性能中应用非常广泛。本文采用有限元方法对某皮卡车整车[5]结构进行模态分析，首先过CATIA软后件进行三维建模，然后运用HyperWorks进行网格划分，最后使用MSC.Nastran软件进行模态分析，得到其固有频率和振型，并对其模态参数进行分析，分析表明其固有频率能有效的避开各种激励频率，验证皮卡车设计的合理性。

1 皮卡车模态分析理论基础[6]

模态分析是将线性定常量系统的耦合物理坐标转换成非耦合的模态坐标，使方程解耦，得到一组用模态坐标和模态参数来描述的独立方程，并求出模态参数。然后，用坐标变换，是模态坐标下的解转换回到物理坐标的解。

对于一个N自由度的线性定常系统建立物理方程组，表达为：

式中：M—系统的质量矩阵；

C—系统的阻尼矩阵；

K—系统的刚度矩阵；

X—系统的位移向量；

F—系统的激励力向量；

对于无阻尼自由振动系统，设C 0，F 0

则式(1)可以简化为：

其中式(3)为标准的特征值求解问题，其特征值即系统的固有频率为 ωr，特征向量即系统模态振型为φr。它们满足方程其中r=1,2,…,N。

2 皮卡车整车有限元模型的建立

2.1 整车模型的导入

整车的数模由CATIA三维软件建立，将由CATIA V5R20建立的整车三维模型以*.igs格式保存，利用HyperWorks软件提供.igs接口读入整车模型，这样导入的模型没有失真现象。

2.2 整车模型坐标系的定义

整车模型坐标系采用oxyz直角系来定义，xoz平面处于整车左右对称平面，x轴从车头指向车尾，z轴垂直向上，y轴指向驾驶员的右侧。

2.3 整车模型的网格划分

将经过合理简化的整车三维模型导入 HyperWorks软件中的前处理专用模块 HyperMesh中，首先利用 HyperMesh中Midsurface对模型进行中面抽取，对抽取的中面几何质量较差进行几何清理，消除孔洞，移除曲面圆角和曲线圆角以及其他可能存在的中间几何缺陷，使模型能够更大更合理区域划分网格，得到合格的网格质量。网格划分主要采用四边形壳单元，避免过多使用三角形单元。整车模型的平均单元尺寸定为 8mm，整车模型重量为 1791KG，整车单元数为2476786个单元，单元节点数为1902476个，整车模型中的焊点采用ACM模拟，直径为6mm，粘胶采用SOLID单元模拟，缝焊采用MIG单元模拟；螺栓连接采用RBE2单元模拟，轮胎模型采用线性轮胎。车身和底盘系统通过悬置连接，悬置中的橡胶衬套和弹簧减震器采用弹性单元模拟。整车模型如图1所示。

图1 皮卡车整车模型Fig.1 The pickup truck model

2.4 整车的材料参数设置

整车有限元模型中用到多种材料包括金属材料和非金属材料，如玻璃、玻璃粘胶、钢材和铝等，相关材料属性见表1。

表1 材料参数Tab.1 Materials property

3 模态分析边界条件与载荷

3.1 边界条件

模态分析中有自由和约束两种边界条件，本文对整车进行模态分析时整车的边界条件为自由边界，即不施加任何约束，计算自由状态下0-50Hz的模态。

3.2 载荷

进行整车模态分析时不施加任何载荷。

4 整车模态计算与分析[7]

4.1 整车模态计算

将在 HyperWorks软件中做好的整车有限元模型导出并存储成Nastran软件的计算文件*.bdf，然后再导入Nastran软件进行整车模态有限元分析计算，对皮卡车进行整车模态分析，得到整车固有模态和振型[8]。考虑到整车的振动性能，本文重点关注皮卡车整车模态、悬挂模态、动力总成刚体模态及前排座椅模态。收文章篇幅影响，本文给出主要的6阶模态振型。如图2到图7。表2给出本文重点关注整车系统固有频率的分析结果。

图2 整车一阶横向弯曲模态Fig.2 First transverse bending mode of vehicle

图3 整车一阶垂向弯曲模态Fig.3 First vertical bending mode of vehicle

图4 整车一阶扭转模态Fig.4 First torsion mode of vehicle

图5 整车前端横向弯曲模态Fig.5 Front transverse bending mode of vehicle

图6 前悬挂结构Hop模态Fig.6 Front suspension structure Hop mode

图7 后悬挂结构Hop模态Fig.7 Rear suspension structure Hop mode

表2 整车有限元模态频率与振型Tab.2 Frequency and modes of vehicle

4.2 整车计算模态分析[8]

模态是结构系统的固有振动特性，是对整车结构系统固有动态性能的一个反应。其固有频率和振型与外界载荷无关。汽车在路面上行驶时，会有各种不同的激励和载荷通过不同路径传递到汽车上，引起汽车结构本身的响应。这些激励产生的振动与噪声频率可能会与汽车结构本身的固有频率发生重合，以致发生共振，使整车噪声和振动更严重。汽车在行驶中 遇到的激励有路面激励、车轮不平衡激励、传动轴激励和发动机激励。其中发动机激励分量最大，本文重点考虑。其他激励较小，本文不做详细考虑。

汽车发动机激振频率为：

式中，n为发动机转速，单位为r/min，i为发动机的缸数，τ为发动机冲程系数，二冲程发动机τ=1，四冲程发动机τ=2。

本文中皮卡车的动机类型为四缸四冲程汽油发动机，怠速转速为800r/min，代入式(4)的发动机在怠速工况下的频率26.7Hz。由表2可知整车模态、悬挂模态、发动机模态、发动机刚体模态和前排座椅模态均避开了怠速工况下发动机的激励频率。相距怠速工况下发动机激励频率最近的整车前端垂向弯曲模态(25.01Hz)都有1.5Hz以上。由表2可知整车模态，悬挂模态，发动机模态均为出现重合。当车在高速公路（车速90 ~ 120km/h）和一般路面(车速50 ~ 80km/h)行驶时其传动轴不平衡引起的振动频率范围在 40Hz以上，由表 2可知本文给出的几个重点关注的整车系统模态均在 40Hz以下，未出现频率重合避免发生共振。高速和一般路面激励一般在1 ~ 3Hz，与整车系统模态无交错。轮胎不平衡引起的激励一般影响比较小，且当前轮辋制造质量和检测水平比较高，易于避免，故不再考虑。由以上分析可知整车模态分布合理，整车结构的固有频率能有效的避开汽车行驶中常见的激励，避免了共振的发生的可能，验证整车设计的合理性。

5 总结

本文通过建立了某皮卡车整车三维有限元模型，并应用MSC.Nastran软件对其进行模态分析，得到了整车固有频率及振型。分析结果表明该车整车模态、悬挂模态、动力总成刚体模态、前排座椅模态均未出现在怠速区域，模态分布合理，且能避开汽车行驶中常遇到的激励，避免发生共振，验证整车设计合理性。达到缩短设计周期、降低成本，提高产品可靠性的目的。为整车的 NVH性能优化提供了有效的参考依据，对新车型的开发具有使用价值和指导意义。

[1] 庞建,湛刚,何华. 汽车噪声与振动：理论与应用[M]. 北京：北京理工大学出版社,2006.

[2] 徐文本,焦群英. 机械振动与模态分析基础[M]. 北京：机械工业出版社,1998.

[3] 王勖成. 有限元法[M]. 北京：清华大学出版社,2003.

[4] 张平,雷玉成. 轿车车身模态分析及结构优化设计[J]. 设计·计算·研究,2006(4):5-9.

[5] 朱轶,张代胜. 半挂牵引车整车模态分析[J]. 噪声与振动控制,2010(1):48-51.

[6] 傅志方. 模态分析理论与应用[M].上海：上海交通大学出版社,2000.

[7] 黄立,唐永平. 电动车自卸车整车模态分析[J]. 矿山机械,2005(8):28-30.

[8] 宋纪侠,雷明星. 某轻型商用车整车模态有限元分析研究[J]. 河南工程学院学报,2014(2):50-53.

Modal analysis on the pickup trucks

Wang Yuexing, Sun Run, Li Kangkang, Hou Fu
( Department of Automotive and Transportation, Guangxi University of Science and Technology, Guangxi Liuzhou 545006 )

U467 文献标识码：A 文章编号：1671-7988 (2017)18-179-03

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.18.062

王跃星(1990-)，研究生，就读于广西科技大学汽车与交通学院，研究方向：汽车仿真分析与NVH优化。