搜索車身有限元模態(tài)分析與試驗模態(tài)分析比較
2017-03-17 by:CAE仿真在線 來源:互聯(lián)網(wǎng)
本文利用MSC.Nastran有限元分析軟件和MSC.Patran前后處理軟件,微型貨車車身進行了FEA建模,并進行了車身模態(tài)的理論計算分析,理論模態(tài)分析結(jié)果與試驗模態(tài)分析結(jié)果進行了對比,對比結(jié)果證明了理論分析和試驗分析的一致性非常好,這說明了此部分的分析工作完全可以利用計算機來代替試驗室的大量同類試驗工作,并且可以在還沒有設計樣車的設計過程中進行。
1 前言
在汽車產(chǎn)品設計中,預先掌握所設計產(chǎn)品的動態(tài)特性,從動態(tài)角度對產(chǎn)品進行設計,使所設計的產(chǎn)品滿足動態(tài)要求,是非常重要的。獲得產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的固有振動頻率和振型,可以從兩個方面得到,一種方法是通過對實際樣車進行試驗,識別出結(jié)構(gòu)的各階模態(tài)頻率和振型,另一種方法是通過理論分析計算,分析計算出結(jié)構(gòu)的各階模態(tài)和振型。試驗方法的局限性是必須在設計樣車制造出來之后,才能進行試驗分析,通過對實際樣車的試驗分析,得出產(chǎn)品的基本動態(tài)特性,再返回去修改設計,通過幾輪樣車制造和大量的試驗分析,最終也能得到一個較為滿意的產(chǎn)品,但周期長費用高。理論計算分析方法可以在沒有實際樣車而只有設計結(jié)構(gòu)的情況下,得出所設計產(chǎn)品的各階模態(tài),預測出產(chǎn)品的動態(tài)特性,從而能減少樣車的制造次數(shù)與試驗次數(shù),節(jié)省開發(fā)費用和縮短開發(fā)周期。
由于汽車車身結(jié)構(gòu)是一個非常復雜的板殼結(jié)構(gòu),不可能應用簡單的力學公式直接計算,而必須把其結(jié)構(gòu)離散化,利用有限元方法的計算分析,才能得出結(jié)果分析結(jié)果。
本文利用有限元方法,采用MSC.Patran軟件離散并建立了微型貨車車身(以下稱為白車身)的有限元模型,利用MSC.Nastran求解該模型,得出了白車身的各階自由振動頻率和振型,并和試驗模態(tài)進行了對比。
2 幾何模型和有限元模型
2.1幾何模型
在建立白車身的幾何模型時,直接利用CAD的設計數(shù)據(jù),并根據(jù)FEM計算的需要和要求,進行必要的簡化之后而得到。由于車身CAD設計的特點,在部分零件的3D數(shù)據(jù)之間,存在用于讓位的料縫縫隙,對于料縫縫隙,進行了幾何上的協(xié)調(diào)。建立幾何模型時,忽略車身上用于裝配其他部件的螺釘、螺母、零件中面與面之間的較小的倒圓和倒棱以及對力學結(jié)構(gòu)影響較小的一些沖壓筋、孔和一些工藝結(jié)構(gòu),忽略車身中非重要結(jié)構(gòu)的小零件。對重要零件進行簡化時,盡量保持和原始CAD設計的結(jié)構(gòu)一致,在結(jié)構(gòu)上簡化較少,以便真實反映零件的結(jié)構(gòu)特征。
由于車身在結(jié)構(gòu)上是由多個零件組成的,在建立幾何模型時,根據(jù)零件名稱建立零件組,每一個組中放一個零件。經(jīng)過簡化和進行合理的省略之后,該白車身由45個對稱零件,21個非對稱零件和7根鋼管橫梁,總計118個零件經(jīng)焊接組裝而成。因此在建立幾何模型時,劃分了70個零件組來分別存放這118個零件,得到零件獨立的幾何模型。
2.2 有限元模型
由于微型汽車車身主要是由鈑金沖壓件和等半徑等厚度的鋼管橫梁經(jīng)過點焊和CO2保護焊焊接后組成,因此用殼體單元Quard4和部分Tria3來模擬車身零件的薄板鈑金結(jié)構(gòu)和橫梁的鋼管結(jié)構(gòu)。
在建立車身的幾何模型時,需要點焊的地方,加上硬點,點焊焊點采用兩種方式處理:①幾何上完全協(xié)調(diào),消除了料縫的地方,使兩個零件相同位置硬點處的兩個節(jié)點同節(jié)點化,使之連為一體;②部分有料縫的地方,采用MPC連接兩個硬點處的節(jié)點。CO2保護焊縫用MPC連接相應位置處的節(jié)點來模擬CO2焊縫。
完成后的有限元模型規(guī)模:單元數(shù)190662,MPC數(shù) 310,節(jié)點數(shù)192868。
3 分析結(jié)果
3.1 理論計算分析結(jié)果和試驗分析結(jié)果
理論和試驗模態(tài)分析僅考慮了白車身自身的質(zhì)量和剛度,分析計算了白車身的自然模態(tài)頻率和振型。理論分析頻率范圍為0~80Hz, 試驗分析頻率范圍為0~100Hz,各階模態(tài)的理論和試驗分析結(jié)果如表1所示。
表1 白車身模態(tài)的理論計算和試驗分析結(jié)果
|
理論計算分析結(jié)果 |
試驗分析結(jié)果 |
||||
|
階次 |
頻率hz |
振 型 |
階次 |
頻率hz |
振 型 |
|
1 |
25.178 |
彎曲 |
1 |
24.66 |
彎曲 |
|
2 |
27.409 |
扭轉(zhuǎn) |
2 |
26.40 |
扭轉(zhuǎn) |
|
3 |
29.131 |
彎扭組合 |
3 |
29.12 |
彎扭組合 |
|
4 |
40.446 |
局部 |
4 |
34.60 |
局部 |
|
5 |
43.772 |
車架扭轉(zhuǎn)、車身對角扭轉(zhuǎn) |
5 |
36.36 |
局部 |
|
6 |
45.642 |
局部 |
6 |
38.60 |
局部 |
|
7 |
47.126 |
局部 |
7 |
42.70 |
車架扭轉(zhuǎn)、頂蓋上下振動 |
|
8 |
50.778 |
局部 |
8 |
44.40 |
局部 |
|
9 |
52.375 |
局部 |
9 |
48.10 |
局部 |
|
10 |
58.388 |
局部 |
10 |
50.30 |
局部 |
|
11 |
63.966 |
局部 |
11 |
60.30 |
局部 |
|
12 |
69.216 |
局部 |
12 |
64.40 |
局部 |
|
13 |
72.283 |
局部 |
13 |
68.10 |
局部 |
|
14 |
74.421 |
局部 |
14 |
76.15 |
局部 |
3.2 主要振型圖
白車身有限元理論模態(tài)分析結(jié)果的前幾階模態(tài)振型圖,如圖1~4所示。
圖1 一階模態(tài)振型(縱向彎曲)
圖2 二階模態(tài)振型(扭轉(zhuǎn))
圖3 三階模態(tài)振型(橫向彎曲和扭轉(zhuǎn)組合)
圖4 五階模態(tài)振型
(整車扭轉(zhuǎn)、駕駛室和風窗對角扭轉(zhuǎn)變形)
4 分析結(jié)果討論
4.1 有限元模型精度驗證
有限元模型必須有較高精度,這樣其分析結(jié)果才是可信的,其分析結(jié)論才能在產(chǎn)品設計中實際使用。從表1的理論和試驗分析結(jié)果可知,理論和試驗分析的前三階模態(tài)是非常一致的,其前3階模態(tài)的對比分析結(jié)果如表2所示。
表2 前3階模態(tài)對比
|
階次 |
計算值(Hz) |
振 型 |
試驗值(Hz) |
振 型 |
頻率差值 |
|
1 |
25.178 |
彎曲 |
24.66 |
彎曲 |
0.518 |
|
2 |
27.409 |
扭轉(zhuǎn) |
26.40 |
扭轉(zhuǎn) |
1.009 |
|
3 |
29.131 |
彎扭組合 |
29.12 |
彎扭組合 |
0.011 |
在4階以上模態(tài),分析表1的計算和試驗結(jié)果,可以發(fā)現(xiàn)在階次錯位的情況下,其頻率和振型是一致的,即理論模態(tài)的第5階以后和試驗模態(tài)的第7階以后,各階模態(tài)在頻率和振型上是一致的。
理論分析在30~40Hz段沒有模態(tài),試驗分析在該段有2個局部模態(tài),其原因有兩方面,其一是模型的簡化造成局部模態(tài)的改變;其二是試驗誤差和數(shù)據(jù)處理誤差造成的虛假局部模態(tài)。而有限元模型建立時,對其結(jié)構(gòu)未作大的簡化,分析方法采用的是LANCZOS算法,這基本可以判斷理論計算的結(jié)果是可信的,試驗時在30~40Hz段出現(xiàn)的局部模態(tài)是試驗誤差和數(shù)據(jù)處理誤差造成的。去掉這兩個局部模態(tài),則理論和試驗是基本一致的,并且計算精度較高。
4.2 模型規(guī)模和計算精度
有限元模型必須具備一定的規(guī)模,其計算結(jié)果才有較高的分析計算精度,本文對白車身的模態(tài)分析應用了兩各不同規(guī)模的有限元模型進行了分析。其結(jié)果如表3所示。
表3 不同規(guī)模模型計算結(jié)果(Hz)
|
模型1 |
模型2[1] |
兩模型 頻率差 |
|||||
|
模型規(guī)模 |
階次 |
計算值 |
振 型 |
模型規(guī)模 |
計算值 |
振 型 |
|
|
單元數(shù) 190662 MPC數(shù) 310 節(jié)點數(shù) 192868 |
1 |
25.178 |
彎曲 |
單元數(shù) 33459 節(jié)點數(shù) 32167 |
33.299 |
橫向彎曲 |
8.121 |
|
2 |
27.409 |
扭轉(zhuǎn) |
33.853 |
彎曲 |
6.444 |
||
|
3 |
29.131 |
彎扭組合 |
34.293 |
扭轉(zhuǎn) |
3.162 |
||
☆模型1是本次計算分析所用模型,分析軟件是MSC.Nastran;模型2使用的分析軟件是ANSYS。
從表3可以看出,對同一輛車,由于建模時簡化規(guī)模不同,其有限元模型的規(guī)模是不一樣的,其計算結(jié)果也有較大的差別,表2和表3的數(shù)據(jù)表明,要獲得高精度的計算結(jié)果,計算模型必須具備一定的規(guī)模,規(guī)模較小時計算誤差較大。
4.3 車身結(jié)構(gòu)的動態(tài)分析
汽車行駛時要承受各種來自外界和內(nèi)部激勵源的激勵,其中主要的激勵來自路面對車輪的沖擊和發(fā)動機的振動,研究汽車的動態(tài)特性,能有效地分析其舒適性和疲勞壽命。設計汽車時,車身的固有頻率必須要有效地避開其激勵頻率,防止其發(fā)生共振。分析汽車的動態(tài)特性時,最好用整車的固有頻率來分析,白車身的固有頻率不是嚴格意義上的整車固有頻率,但比較接近,當在白車身模型上加上貨廂、發(fā)動機、前橋固定橫梁等其他部分時,汽車的整車固有頻率將會略為提高。
汽車在激勵作用下,其振動是各階模態(tài)振動的綜合反映,起主要作用的是前幾階的整體模態(tài),因此應著重分析前幾階頻率。
根據(jù)相關(guān)文獻,當汽車在正常路面上以低于150km/h的速度行駛時,路面對汽車的激勵頻率低于21Hz,所以汽車車身的第一階固有頻率應高于21Hz,以不低于25Hz為好。根據(jù)上述結(jié)果分析,地面的激勵將不會使整車發(fā)生共振。
白車身的整體模態(tài)頻率分別是25.178Hz、27.409Hz、29.131Hz、43.772Hz,其他模態(tài)是局部模態(tài),局部模態(tài)是結(jié)構(gòu)的局部振動,一般不會嚴重影響的使用。
汽車在怠速、正常行駛和加速行駛時,發(fā)動機的轉(zhuǎn)速不一樣,其對汽車的激勵頻率也不一樣。被分析車輛使用發(fā)動機的基本轉(zhuǎn)速參數(shù)為:①怠速850±50 r/min;②額定功率5300±50 r/min,因此發(fā)動機對汽車的激勵頻率為:
怠速時激振頻率:f=(850±50)/60×2=28.33±1.67 Hz。
正常行駛時激振頻率:f=(5300±50)/60×2=176.67±1.67 Hz。
正常行駛時,發(fā)動機的激振頻率已經(jīng)遠大于汽車的整體模態(tài)頻率,不會引起汽車的共振。但怠速時,發(fā)動機激振頻率和白車身主要的前三階整體模態(tài)頻率非常接近,即使整車的整體固有頻率比白車身的整體固有頻率略微提高,在怠速時也很容易引起車身的共振,影響舒適性與汽車的疲勞壽命。
5 結(jié)論
根據(jù)上述分析,可以得出以下基本結(jié)論:
利用有限元分析方法,可以代替試驗室的大量試驗分析工作,減少試驗工作量,節(jié)省大量的開發(fā)試驗費用和縮短開發(fā)周期,并且可以有很高的分析精度。
利用有限元分析方法,可以在沒有實際樣車的開發(fā)設計階段,分析預測未來車輛所具有的一些力學特性,為設計提供理論依據(jù)。
有限元模型必須具有一定的規(guī)模,在設備允許的條件下,應盡可能減少對模型的簡化,以提高分析結(jié)果的精度。
主要的影響車輛動態(tài)特性的前3階模態(tài)過于集中,且和發(fā)動機怠速時的激振頻率很接近,這樣在怠速時很容易引起整車的共振,這對舒適性和使用是不利的。
白車身的第一階整體模態(tài)是彎曲,第二階整體模態(tài)是扭轉(zhuǎn),這說明白車身的彎曲剛度低于扭轉(zhuǎn)剛度。
要進一步研究該車的動態(tài)特性,還必須進行其他內(nèi)容分析和進行完成車的詳細試驗分析工作。
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