车身模态分析与振型相关性研究

农业机械学报

第35卷第3期

车身模态分析与振型相关性研究

朱茂桃　何志刚　徐　凌　李志兵

　　【摘要】　对某车辆车身进行了计算模态分析,得到其计算振频以及相应的振型,并通过试验得到试验模态频率及振型,对计算模态和试验模态进行振型相关性分析,将有限元的动态分析与试验数据有机地结合起来,验证了车身有限元模型,为车身结构设计提供了依据。

关键词:车体　模态分析　有限元法　振型相关性中图分类号:U463.82.02

文献标识码:A

ModeAnalysisofCar-bodyandItsCorrelativeResearchShape

ZhuMaotao　HeZhigang　XuLing　LiZhibing

(JiangsuUniversity)

Abstract

Thecalculatedmodeofagivencar-bodywasanalyzedanditsoscillatingfrequencyandthecorrespondingmodewereobtainedfromthecalculation.Acorrelativeanalysisoftheoscillatingfrequenciesandmodesbothfromthecalculationandtheexperimentswascarriedout.Theresultsfromthecorrelativeanalysisprovedthatthedynamicanalysesbythefiniteelementmodelofacar-bodywasavailableforpracticeuse.

Keywords　Car-body,Modeanalysis,Finiteelementmethods,Shapecorrelation

值分析的过程。模态分析的实质就是求解具有有限个自由度的无阻尼线弹性系统运动方程(因结构的阻尼对其模态频率及振型的影响很小,可以忽略),其矩阵表达式为

b+Kx=OMx

其解的形式为

D=D0sin(Xt+<)

其系数行列式的值为零,即

ûK-XMû=0

也即模态频率和振型。1.2　车身有限元模型的建立

运用梁单元模拟车辆车身骨架,用Shell63单元离散化车身,得到其有限元模型如图1所示。

2

　　引言

车身结构要兼顾造型与布置以及动态特性等要求。良好的动态特性是车身设计的关键要素之一。开展车身结构的模态频率及振型分析可以预测车身与传动系统、路面激励等发生相互影响的可能性,从而通过结构的合理设计避开共振频率。在车身结构模态频率与振型的理论研究中,有限元法的应用较广,但对有限元模型的精度要求较高。本文利用模态振型相关性理论,对试验和计算模态及振型进行相关性分析。

(1)(2)

将式(2)代入式(1)后,得到方程有非零解的条件是

(3)

求解式(3)可得到其特征值及对应的特征向量,

1　计算模态有限元分析

1.1　模态分析

有限元的模态分析就是建立模态模型并进行数

收稿日期:2003

0321

朱茂桃　江苏大学汽车与交通工程学院　教授,212013　镇江市何志刚　江苏大学汽车与交通工程学院　讲师徐　凌　江苏大学汽车与交通工程学院　工程师李志兵　江苏大学汽车与交通工程学院　硕士生

14

农　业　机　械　学　报2004年　

计算时使车身处于自由约束状态,运用Block-Lanzos方法对有限元模型进行解析模态计算得到前50阶的模态频率和模态振型。将振型结果与试验结果进行对照,找出与

图1　车身有限元模型

图3　测试系统示意图

Fig.3　Sketchmapforthetestsystem

试验模态振型相近的解析Fig.1　BodyFEMmodel模态振型所对应的频率如　表1所示。

表1　解析模态频率

Tab.1　Analyticalmodalfrequency

模态阶号

123

频率/Hz14.416.720.7

模态阶号

456

频率/Hz22.631.3.7

同时也得到第1阶解析振型。计算得到的第1阶模态振型是车身两个侧面在其法线方向上作垂直振动,车厢顶棚作与车身侧面同相位的Z方向的小幅值垂直振动。

图4　试验模型测点布置图Fig.4　Testpointlocations

2.2　试验模态及模态参数辨识

本次进行的模态试验实际上是一种已知激励和响应,求解系统参数的问题,为振动问题的反问题,属于非参数模型。试验模态的求解是一个参数辨识的过程,非参数问题的求解是通过非参数模型进一步确定模态参数或物理参数。由于车身是一个比较复杂的系统,在进行模态参数辨识时采用单参考点复指数法,这种方法的思路就是从系统的脉冲响应出发,根据脉冲响应和极点和留数之间的关系,建立自回归模型(AR模型),使问题成为对AR模型的参数估计,求出自回归系数,构造一个关于极点的Prony多项式,求出极点和留数,从而得到系统的模态参数

[1,2]

2　车身试验模态

2.1　测试系统的组成

采用锤击法激励,以单点激励,逐点测取响应信号,将各测点的激励和响应信号经电荷放大器放大后输入到SD380动态信号分析仪,经处理得到0～200Hz频率范围内的传递函数。图2是在95号点Z向激励和19号点Z向响应之间的传递函数。测试系统如图3所示。

。

Starsystem软件中使用的模态参数辨识计算

流程如图5。通过Starsystem软件进行模态频率的计算,得到试验模态参数(见表2)。

图2　典型测点传递函数

Fig.2　Typicaltransferfunctioninsomepoints

为了全面反映车身的动态特性,同时考虑其结

构特点,在车身上共布置了94个测点,形成车身结构网格,如图4所示。敲击点根据整车的结构特点来确定,由于所测得的结构上还有车架结构相连,所以在选择敲击点时,考虑到实施敲击的可行性,经过几次的试敲,确定敲击点为车架第二根横梁中间对称位置点,如图4中95号点,其车身坐标为(1.1535,0,0.092)。图5　模态参数辨识流程图

Fig.5　Identificationflowsheetformodalparameter

用Starsystem软件拟合得到的试验模态第1阶振型如图6。

　第3期朱茂桃等:车身模态分析与振型相关性研究

表2　车身的试验模态参数

表3　试验模态和计算模态的内积相关度

15

Tab.2　Testmodalparameterofthebody

模态阶号

123456

模态频率/Hz

14.116.521.125.231.443.9

模态阻尼比/%

1.443.884.462.861.981.80

模态阻尼/Hz0.202690.1590.940910.721660.622350.78724

Tab.3　Innerproductcorrelationmatrixforthetest

modalandanalyticalmodal

试验模态

计算模态

1

123456

2

3

4

5

6

0.78320.20310.360.33880.36520.32580.35340.74270.40990.34020.19110.34430.30030.16590.77610.41120.36790.27300.20250.120.10330.75230.11410.17130.32300.20060.18790.21740.78830.24590.18690.24960.30500.20330.39860.7471

4　结果分析与讨论

根据内积计算结果可知,所挑选的理论计算振型与试验得出的前6阶振型的相关度都在0.7以上,满足相关性要求。图6～8是前3阶模态振型的对照图。

图6　第1阶振型Fig.6　1stmodalshape

(a)试验模态(14.10Hz)　(b)计算模态(14.19Hz)

3　模态振型相关性分析

3.1　模态相关性比较的目的

在试验和有限元计算中,都会存在误差,如果将模态法与试验模态分析法相结合,就能对模型进行修正,找出比较理想的模型。理论与试验结合的关键就是对两种模型的结果进行相关性分析,求出其相关度,如果相关度越高,说明两种模型的吻合程度也高。

3.2　模态振型的内积相关度分析

本文采用的内积相关度法是将模态振型抽象为Hilbert空间中的点,假设每个点对应一个向量,用向量间的夹角来描述计算模态和试验模态的相关性[3]。

3.2.1　内积相关度的定义

假设X∈R是试验模态经实模态提取后的试验振型,即采用Starsystem计算出来的留数,Y∈R是计算模态的振型,即有限元计算中相应节点在3个方向上的位移量,X与Y在空间(Rn,〈・,・〉)中的内积相关度定义为

PC(X,Y)=

û〈X,Y〉û〈X,X〉〈Y,Y〉

(4)

图8　第3阶振型Fig.8　3rdmodalshape

(a)试验模态(21.09Hz)　(b)计算模态(20.77Hz)

n

n

图7　第2阶振型Fig.7　2ndmodalshape

(a)试验模态(16.51Hz)　(b)计算模态(16.75Hz)

计算和试验还发现,模态频率高于43.766Hz

(对应第6阶模态)时,产生的大多是车身局部高阶振动。由于该区域的频率与来自路面、发动机、传动系等的激振频率不会发生共振,对整车的性能不会产生很大的影响,故对该区域的试验模态振型没有进行拟合。

3.2.2　车身振型相关性计算

运用软件Matlab编写相关的程序,计算得到相关度如表3。(下转第19页)

　第3期刘圣田:双质量飞轮式扭振减振器对振动的控制分析

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频率降低了,而第3阶模态频率略有增大。第2阶模态频率和振幅大幅度降低,对控制怠速扭振起到很大作用,但是,当发动机怠速过低时,发动机曲轴扭矩波动的第1阶谐量有可能与第2阶扭振模态发生共振,因此,在双质量飞轮式扭振减振器中都设置有阻尼元件,以便控制扭振振幅。

器对汽车动力传动系的扭振固有特性有较大的影响,对控制动力传动系的扭振有明显作用,因此,在装有中、重型柴油发动机的汽车上采用双质量飞轮式扭振减振器对怠速扭振有更显著的控制作用,从而对怠速噪声也有明显的控制。在中、重型汽车上采用双质量飞轮式扭振减振器较离合器从动盘式扭振减振器有更大的优势;对开发和研究适于中、重型汽车的双质量飞轮式扭振减振器有较大的参考价值。

3　结束语

从计算结果分析可见,双质量飞轮式扭振减振

参

考

文献

1　刘圣田,吕振华,袁念诗.双质量飞轮式扭振减振器.汽车技术,1997(1):23～27

2　刘圣田.汽车动力传动系扭振减振器对扭振固有特性影响分析.上海汽车,1999(5):4～9

3　DrexlHJ.Torsionaldamperandalternativesystemtoreducedrivelinevibrations.SAETran.870393,1987.4　ArnoSebulke.Thetwomassflywheel——atorsionalvibrationdamperforthepowertrainofpassengercars——stateoftheartandfurthertechnicaldevelopment.SAETran.870394,1987.

(上接第15页)

虑阻尼的影响。

　　通过振型的相关度分析可知,车身的试验模态

模型以及计算模态模型吻合较好,同时说明文中的建模思想正确。试验模态和计算模态的相关度普遍不是很高,造成的原因有:¹试验条件和计算模态两种模型的约束条件不同,试验模态中采用的是一种原装支承的方式,在计算模态模型中采用的是自由支承的方式。º由于车身结构比较复杂,在测量时存在误差。»试验是有阻尼的,在有限元模型中没有考

参

考

5　结束语

对车身进行了有限元解析模态分析和试验模态分析,并结合内积相关度理论,通过对两种模态振型相关度计算,得到解析模态振型和试验模态振型的相关度都在0.7以上,可正确地辨别出两种振型所

对应的模态频率,同时说明理论模型与试验模型能较好的吻合,直接验证了计算模型的正确性。

文

献

1　傅志方,华宏星.模态分析理论与应用.上海:上海交通大学出版社,2000.2　骆志高,苏清祖.柴油车车身的动态修改设计.农业机械学报,2001,32(1):76～78

3　朱壮瑞,孙庆鸿,陈南等.轻型客车白车身动态性能测试研究.制造业自动化,2002(6):32～34