某商用车白车身模态分析及结构优化

许少楠，王香廷，顾鴃，刘熹

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某商用车白车身模态分析及结构优化

许少楠，王香廷，顾鴃，刘熹

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

以某商用车白车身为研究对象建立了三维有限元模型，并对白车身模态特性进行分析。计算和分析了白车身低频范围的各阶固有模态频率、振型和振动特性。为避开发动机怠速激励频率，避免共振，对顶盖弧度进行修改，通过顶盖结构优化提高驾驶室一阶模态频率。

白车身；模态分析；有限元；结构优化

CLC NO.:U463.82Document Code:AArticle ID:1671-7988 (2017)02-178-04

引言

在车辆行使过程中，车身承受着因车轮、发动机和传动系的振动、车速和运动方向的变化以及路面不平等因素导致的各种外部和内部激励，当激励源的频率接近车身的固有频率或局部固有频率时，将产生共振。车身的共振能够带来振动和噪声，因此是影响整车动态特性与驾驶员舒适性的一个重要指标；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[1]，影响到驾驶室的强度、耐久性及安全性。而白车身的模态对车身的贡献达到了60%以上，逐渐成为新车开发中结构分析的一项主要内容，尤其是白车身的低阶模态，它不仅反映了汽车车身的整体刚度性能，而且是控制汽车常规振动的关键指标。

利用有限元法进行白车身模态分析可以预测白车身与其它部件之间发生共振的可能性，还可以直观地展现白车身各阶振动模态，得出白车身结构的薄弱部位，根据分析结果进行合理的结构设计从而避开共振频率。实践证明对白车身结构进行有限元分析可以提前发现、避免相关的设计缺陷，及时整改、优化设计[2-4]，从而缩短开发周期，节约试验费用。本文对某商用车白车身进行有限元模态分析，得到白车身的低阶模态频率和振型。并依据分析结果对白车身结构进行优化，使得白车身结构模态特性满足规划要求。

1、白车身有限元计算模态

1.1 有限元模态分析原理

模态是结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、模态振型和阻尼比，计算或试验分析得到这些模态参数的过程称为模态分析。进行模态分析，要求解的固有频率和振型参数通过振动微分方程求得：

式中[M]为结构的质量矩阵；[C]为结构的阻尼矩阵；[K]为结构的刚度矩阵；{u}为结构的位移向量；{}为结构的速度向量；{u˙˙}为结构的加速度向量；{F（t）}为作用力向量。

结构的模态与外载荷无关，即总载荷向量{F（t）}=0。在计算结构的固有频率和振型时，结构阻尼影响很小，忽略不计，则自由振动微分方程为：

这是常系数线性齐次微分方程组，其解的形式为：

式中ωt为振动固有频率；φ为振动初相位。

将式（3）带入式（2），得到齐次线性代数方程组：

上式中{φ}要有非零解，必须满足：

当矩阵[K]和[M]的阶数为n时，式（5）是中ω2的n次实系数方程，，这个方程的根是，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ω和特征向量{X}的问题。特征值的平方根是ωi，它是结构的自然圆周频率(rad／s)，并可得出自然频率fi=ωi／2pi；特征向量{X}表示振型，即假定结构以频率f振动时的振型。

1.2 有限元模态分析软件及流程

白车身有限元模态分析所使用的软件和分析流程如图1所示。

图1 有限元模态分析软件及流程

1.2.1 白车身3D数模制作

商用车白车身是由地板、顶盖、左侧围、右侧围、前围和后围六大总成，约100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连接，结构复杂，质量较大。两种零部件对白车身模态影响较大，一是空间基本完整闭合的梁类结构件，包括左、右纵梁、门柱内板、前围横梁、后围横梁、顶盖横梁等；二是薄板类内外覆盖件，包括顶盖、地板、前围、后围、侧围等。

1.2.2 有限元模型的建立和前处理

建立有限元模型前需要对3D模型进行检查，确认是否存在丢面、缺线、重复面等现象，并对这些几何错误进行清理，保证有限元模型的质量。白车身材料主要为冲压件钢板，采用网格大小为10mm的壳单元模拟，材料属性的定义为杨氏模量为E＝2.1e5MPa，泊松比μ＝0.3，密度ρ=7.8e-9T/mm3，根据实际结构确定各个零件的单元厚度t。对复杂模型可以进行简化处理，去掉对整体动力学性能影响细小的几何特征，如半径小于5 mm的装配工艺孔、过渡圆角。这样避免了为精确建模而导致单元数目的增多，耗费更多的计算时间，有利于划分单元网格、简化建模。单个零件网格划分后需要对网格进行质量检查，防止单元翘曲、面比、雅可各比不合格等。

白车身结构件均是点焊和电弧焊连接的，采用四边形壳单元和三角形壳单元及混合型壳单元模拟模拟，建立各个小总成的网格模型，组建成大总成，最后装配成白车身。模型单元数量为239754个，节点数为249471，白车身有限元模型质量为182.4Kg。网格划分后的白车身有限元模型如图2所示。

图2 白车身有限元模型

1.2.3 计算求解和结果

白车身有限元模态采用自由边界条件进行分析，即不施加任何的约束和力，使其处于自由状态。运行计算分析软件Nastran，定义求解频率范围为0-200Hz，选择分块兰索斯法作为特征值解法，输入由HyperMesh导出的数据文件，得到白车身在自由模态下的固有频率和振型，用Hyperview对计算结果进行后处理分析。汽车的振动是各阶模态振动的综合表现，白车身整体结构的低阶模态起主要作用[5]，反映汽车车身的整体刚度性能，因此取低阶车身结构模态参数进行分析。白车身前五阶模态振型的变形云图如图3所示。

图3 白车身前五阶模态振型的变形云图

第一阶模态是频率为26.9Hz的顶盖呼吸模态。顶盖中部上下振动幅度较大，最大振动幅度有15.8mm，其他部位振幅很小。

第二阶模态是频率为31.3Hz的白车身一阶扭转模态。白车身前部和后部都有不同程度的振动，白车身左、右A柱上端，与顶盖连接位置振动量最大，振动幅度达到6.9mm。

第三阶模态是频率为39.4Hz的白车身整体呼吸模态，除后围中部以外，白车身其他部位都有振动，振动幅度最大部位在顶盖前端中部，振动幅度达到6.9mm。

第四阶模态是频率为44.5Hz的白车身一阶扭转模态。Y0面附近振动很小，由Y0面向外振动越来越大，振幅最大位置出现在左侧前组合灯安装支架处，振幅为7.8mm。

第五阶模态是频率为49.4Hz的顶盖二阶呼吸模态。顶盖前部向上凸起，后部向下凹入，最大振幅在顶盖前部中间部位，达到18.2mm；同时前围上中部和地板中间部位也有小幅振动。

2、振源激励选取与计算

汽车行驶时受到各种来自外界和内部激励源的激励，白车身的固有频率必须要有效的避开这些激励。这些激励主要包括[6]：

1) 路面对汽车的激励，汽车在正常路面上，以低于150 km／h的速度行驶时，路面对汽车的激励频率低于21 Hz，所以白车身的固有频率应高于21 Hz，以不低于25 Hz为好；

2)车轮不平衡和传动轴引起的激励，车轮不平衡引起的激励主要在11 Hz以下，传动轴引起的激励一般在40 Hz以上，这两种激励分量都很小，容易避免；

3)发动机引起的激励，汽车在怠速、正常行驶和加速行驶时，发动机的转速不一样，其对汽车的激励频率也不一样。发动机激励频率公式[7]：

式中：z为发动机缸数，n为发动机转速，τ为发动机冲程数。

本文的载货车采用的是四缸四冲程发动机，怠速转速为（800±50）r／min，额定转速为3000 r／min，计算得息速时发动机激励频率为（25.0-28.3）Hz，额定转速时发动机激励为100Hz。

从上述分析可以看出，白车身主要的激励来自路面及发动机的振动。

3、模态计算结果分析和结构优化

3.1 模态计算结果分析

1）本文研究的驾驶室一阶频率在25 Hz以上，与地面的激励将不会使整车发生共振。

2）当汽车正常行驶时，发动机的激振频率已经远大于汽车的整体模态频率，不会引起汽车的共振。

3）该轻卡配备的发动机怠速激励频率为（25-28.3）Hz。由此可见驾驶室的基频，即一阶频率26.9Hz与发动机怠速激励频率耦合，白车身顶盖在怠速工况下易引起共振，容易产生振动，甚至异响，从而降低驾驶室乘坐舒适性及使用寿命。所以结构优化应以提高白车身基频为目标。

3.2 结构优化及分析

一阶顶盖呼吸模态的频率与发动机怠速激励频率耦合，观察模态计算结果发现其他模态中，顶盖都有明显的振动，这是因为顶盖覆盖的面积大，刚度小，所以模态多且密集。通过本车型与其他车型顶盖的对比发现：本车型顶盖型面曲率与其他车型相比偏小。因此，参考同类车型提高顶盖型面曲率，顶盖最高点抬高12mm后，重新进行白车身的有限元模态分析。结构优化后的白车身前五阶模态振型的变形云图如图4所示。

图4 优化后白车身前五阶模态振型的变形云图

从各振型的变形云图可以看出，结构优化前后白车身的低阶振型没有变化，各振型的振幅变化也不明显，但是白车身的固有频率发生了变化。结构优化前后白车身固有频率对比如图5所示。

图5 结构优化前后白车身固有频率对比

由图5可以看出，结构优化后，顶盖的刚度提高，白车身的各阶模态都得到了不同程度的提高，尤其是第一阶和第五阶顶盖的呼吸模态提升明显。其中基频提高到30.2Hz，避开了发动机的怠速频率，满足模态设计要求，达到了优化目的。

4、结论

为提高白车身的模态频率，目前常用的方法是增加钢板厚度和增加骨架断面空腔面积等尺寸优化[3]，以提高白车身的刚度，但是这种方法会增加白车身的重量，不利于轻量化设计。本文通过修改顶盖型面的曲率，没有增加白车身的重量，而实现了白车身模态的提升，最终满足模态设计要求，为白车身模态提升提供了另一种思路和方法。

[1]郝琪,天龙商用车驾驶室模态分析[J].重庆工学院学报(自然科学),2009,23(10)：9-12.

[2]张林涛,轿车白车身模态分析及试验验证[J].汽车工程师,2010(3)：47-50.

[3]刘刚田,小型货车驾驶室模态分析与优化[J].河南科技大学学报：自然科学版,2012,33(1)：25-31.

[4]刘晓文,CAE技术在车身设计开发过程中的应用[J].大众科技, 2012,14(160)：29-32.

[5]王宏宇,某SUV白车身模态分析及优化设计[J].科技创新与应用,2014(5)：12-13.

[6]张攀,某汽车白车身模态分析[J].重庆工学院学报(自然科学),2008, 22(3)：97-99.

[7]邓超,某重型卡车白车身模态分析[J].汽车实用技术(设计研究),2012(1)：5-9.

表3 载荷施加及结果

通过表3可以看出，在垂直5°方向的压缩载荷，使得牵引装置产生的位移比水平方向大2倍，这表明牵引装置附近结构在压缩方向产生了较大溃缩。但综合试验结果，牵引装置产生的变形没有影响到牵引装置的使用或附近其他部件的正常工作。

3、结论

本文解读了国家标准GB 32087-2015《轻型汽车牵引装置》，比对了相关中欧标准，并详细阐述了试验的样车准备，车身固定方式及载荷施加方法。在此基础上对某轿车车身进行了牵引装置强度试验，结果表明牵引装置满足国标的技术要求，但其在压缩方向的载荷远大于拉伸方向的载荷。试验结果为牵引装置及其固定件的结构优化提供了依据。

参考文献

[1]GB 32087-2015, 轻型汽车牵引装置[S].

[2]谷正气. 轿车车身[M]. 北京：人民交通出版社, 2002.

[3]明宇. 基于CAE技术的轿车拖钩分析及结构改进[J], 汽车实用技术，2016，No.1：151-153.

[4]EU 1005/2010, Towing Devices[S].

Modal Analysis and Structure Optimization of Commercial Vehicle Body-in-White

Xu Shaonan, Wang Xiangting, Gu Jue, Liu Xi
( Anhui jianghuai automobile group co., LTD., Auhui Hefei 230601 )

With the body-in-white of a commercial vehicle taken as research object, the finite element model was built, and the modal characteristic of BIW was analyzed. Different modal frequencies, mode shape and modal characteristics of the BIW in low frequencies were calculated and analyzed. In order to avoid coupling with the frequency of engine idling and resonance, the curvature of roof was altered, the first order frequency is increased through structure optimization of roof．

Body-in-white; Modal analysis; Finite element method; Structure optimization

U463.82

A

1671-7988 (2017)02-178-04

许少楠（1986—），女，工程师，就职于安徽江淮汽车集团股份有限公司，从事商用车白车身开发工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.02.060