摩托车车架模态分析

摩托车车架模态分析（共6篇）

摩托车车架模态分析 篇1

摩托车设计开发过程中关键问题之一是整车减振, 车身振动水平的高低直接影响驾驶员和乘员的舒适性体验。车架是摩托车主要的承载、连接和传力部件, 既承载乘员和货物的重量, 又承受行驶过程中路面不平度和发动机的激励, 并通过传动装置、减震器和坐垫传递到乘员。为降低车身振动, 改善驾乘者舒适性体验, 应分析车架动态特性即模态特性, 在此基础上进行结构改进[1,2]。

模态分析一般有解析法和实验法两种[3,4], 前者主要依赖于计算机软件进行仿真分析, 实验法是利用各种实验设备开展车架的自由模态实验。两者结合可以准确分析摩托车车架结构动态特性, 为进一步的改进设计提供参考。某企业新款摩托车样车行驶过程中存在振动程度过大、驾驶员舒适性体验较差的现象。选择市场反映较好的本田150摩托车车架, 通过CATIA和HYPER-MESH建立该款车车架及本田摩托车车架的计算分析模型, 利用实验法和解析法分析两款车架动态特性, 进行结构对比并最终提出改进方案, 从而为后续的改良试制提供参考。

1 车架仿真模态分析

1.1 CAE仿真模型的建立

利用ATOS光学扫描仪对车架进行多个方位、多个角度扫描, 得到车架外形点云文件。在此基础上利用CATIA进行建模, 得到车架的三维模型。将模型导入HYPERMESH中, 进行有限元分析的前处理。由于摩托车车架主要是由截面尺寸不同的钢管和板件通过焊接和螺栓连接组成, 且钢管和板件在厚度方向上的尺寸远远小于其长度和宽度尺寸, 因此对原结构进行抽中面处理, 划分二维网格。选用附厚度的壳单元 (PSHELL) 进行模拟, 厚度值是实际测量车架得到的各个组件的钢板厚度。使用的材料密度为7.8×103kg/m3, 弹性模量为210 GPa, 泊松比为0.28。利用Automesh功能对网格进行自动划分, 然后对不符合要求的网格进行逐步优化, 利用rbe2刚性单元模拟现实中的缝焊连接, 将焊缝区域节点连接起来。所建立的两款车架有限元模型如图1所示。

1.2 车架动力学微分方程[5,6]

摩托车车架属于多自由度连续弹性体结构, 其固有频率和主振型只与结构的刚度特性和质量分布相关, 在通常的物理坐标系中, 可将车架振动的微分方程可表示为:

其中:[M]--系统质量矩阵;[K]--系统刚度矩阵;{u}--位移向量;{ü}--加速度向量。由于弹性体的自由振动总是可以分解为一系列简谐振动的叠加, 因此式 (1) 的解为

将式 (2) 代入式 (1) , 得到特征值方程:

若结构发生自由振动, 则该式应当有非零解, 则其系数矩阵行列式为零, 即

式 (4) 中λ=ω2, 求解该多项式得到一组特征值解λi, 将式 (4) 改写为

其中:N—刚度矩阵[K]的维数, 即自由度数;λi为第i个特征值;{ϕ}i为λi对应的第i个模态向量。

1.3 仿真结果对比分析

摩托车车架结构的动态特性主要取决于低阶模态, 高阶模态振型对结构动特性的影响较小。考虑摩托车在行驶过程中可能受到的路面激励及发动机激励的频率范围以及摩托车常用车速, 选取0~300 Hz作为计算频率区间。将有限元分析模型导入大型求解器NASTRAN, 选用兰索士法 (LANCZOS) 进行计算, 分析得出两车架300 Hz以下的固有频率和振型。利用HYPERVIEW打开文件查看结果, 得到两车架前6阶固有频率如表1所示。

由以上分析结果可知:0~300 Hz范围内, 某摩托车车架有6阶模态, 本田摩托车车架有5阶模态, 且本田摩托车车架前5阶模态频率比某摩托车车架模态频率明显高很多。分析两者的主振型图发现:本田摩托车车架整体振幅较小, 结构设计合理;某摩托车车架整体振幅大于本田车架, 尤其是斜管处振动最大。分析原因是由于车头刚度较低, 高速行驶时容易造成车头扭摆, 应进行改进。

2 实验模态分析

模态实验可用于研究线性系统振动特性, 其实验原理为:使用激振器或者力锤对研究对象进行激励, 测试出测点的响应值。然后根据被测系统特性, 选择不同的模态参数识别方法, 一般有时域法和频域法, 识别研究对象的模态参数。实验模态结果精度主要取决于操作人员的熟练程度及仪器设备的测量精度, 与计算模态结果之间是互为验证的关系。实验测量系统一般包括:激振力系统、响应采集系统、数据分析及后处理系统。本次实验采用的设备为DH5922数采系统的信号发生模块、功率放大器和激振器;力传感器、加速度传感器和数据采集系统以及东华DH-MA模态分析软件。

2.1 实验条件

用柔软的橡皮绳将车架悬吊, 使其处于水平自由状态。实验采用单点激振多点拾振的方法, 利用激振器激励, 激振器采用固定安装方式, 与沉重的铁板相连。建立摩托车坐标系:取摩托车前进方向为X轴正向, 摩托车前进方向的左侧为Y轴正向, 竖直方向为Z轴正向。激振器的安装位置及实验现场见图1。激振时采用burst random猝发随机信号, 在车架后部行李架中部位置沿Z向进行激励。测点按照车架中心面对称布置, 建立的车架测点线框模型及测点位置分布如图2、3中所示。

2.2 结果对比分析

利用三向加速度传感器测量各个测点在x、y和z向的加速度, 计算各个测点到激励点的传递函数, 然后采用传递函数的集总平均进行模态定阶, 分析所得的前6阶实验模态参数与仿真模态参数对比如表2所示。

由表2中数据分析可得:两种摩托车车架通过仿真分析得出的前6阶模态频率与实验结果相差较小, 在可允许的误差范围内, 主要振型基本一致, 证明所建立的仿真模型精确度较高, 可用于进一步的分析计算。仔细观察某摩托车前6阶实验模态振型可知:第1阶为弯曲模态, 车头部分沿Y轴方向的俯仰运动, 主梁振动幅度较大;第2阶为扭转模态, 下支撑管及斜管扭转摆动、弯曲明显, 3~6阶振型中均出现上支撑管扭摆及弯曲明显, 振动幅度过大的情况, 需要改进。

Hz

3 改进方案

对比两种摩托车车架结构, 本田摩托车车架主梁分为两根, 与斜管、转向柱管之间通过两块三角钢板和一块方向钢板焊接成为一体, 某摩托车车架主梁、斜管和方向柱管是直接焊接在一起, 没有任何加强部件。测得本田摩托车方向柱管外径为48.4 mm, 斜管外径为33 mm, 上支撑梁外径为22.3 mm, 下支撑梁外径为25.4 mm;某摩托车方向柱管外径为45.6 mm, 斜管外径为32mm, 上下支撑梁外径均为22.1 mm, 均小于本田摩托车车架对应结构;因此考虑通过增设加强部件以及增加管材厚度来提高某摩托车车架整体刚度。

改进方案:将主梁增厚1 mm, 将上支撑梁和下支撑梁也增厚1 mm;在斜管和主梁之间的夹角位置增加一块三角形的钢板, 板厚与主梁下边原板厚一致, 加强主梁与斜管之间的连接和支撑;主梁与两根上支撑梁之间夹角位置分别增加一块三角形钢板进行加固, 厚度为3 mm;主梁与两根下支撑梁连接位置增加一块厚度为3 mm的转角钢板, 加强两根下支撑梁之间的连接及其和主梁之间的连接。

Hz

将改进后的仿真模型输入到NASTRAN进行计算, 得到改进后车架前四阶固有频率如表3中所示。在0~300 Hz范围内只有三阶固有频率, 因此只考虑前三阶固有频率主振型。通过HYPER-VIEW观察前三阶振型, 如图中4、5、6所示:一阶振型为车架绕上支撑梁和主梁的焊点Y轴方向的前后俯仰运动;二阶振型为车尾绕上支撑梁的焊点的扭转运动;三阶振型为车尾和车头围绕主梁的焊点的扭转运动。

4 结论

改进后的车架与改进前相比, 改进后车架主要有前三阶固有频率, 比改进前少了三阶, 各阶固有频率比原来都有大幅度提高, 并且振幅也有所减小。因此可见, 同时增加主梁、上支撑梁和下支撑梁厚度对车架结构影响最大, 改进后的车架在结构上得到了明显加强, 振动得到了改善。

参考文献

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[4]徐中明, 张志飞, 周坤, 等.摩托车振动舒适性分析与改进[J].中国机械工程, 2007, 18 (24) :3009-3013.

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[6]沃德·海伦, 斯蒂芬·拉门兹, 波尔·萨斯·白代同, 郭继忠译.模态分析理论与试验[M].北京:北京理工大学出版社, 2001.

摩托车车架模态分析 篇2

Altair公司研发的Hyper Works系列产品可以解决工程优化及分析问题,其中的Hypermesh软件可以完成有限元前处理任务,它可以很好的对几何模型数据完整读取,进行有限元的四面体网格和六面体网格的剖分,还有设置完备的网格检查功能,如今Hyperwork已成为航空、航天、汽车等领域CAE应用的利器之一。

车架结构模态分析是新车型开发中有限元法应用的主要领域之一,是新产品开发中结构分析的主要内容。尤其是车架结构的低阶弹性模态,它不仅是控制汽车常规振动的关键指标而且反映了汽车车身的整体刚度性能,而且,应作为汽车新产品开发的强制性考核内容。实践证明,用有限元法对车架结构进行模态分析,可在设计初期对其结构刚度、固有振型等有充分认识,尽可能避免相关设计缺陷,及时修改和优化设计,使车架结构具有足够的静刚度,以保证其装配和使用的要求,同时有合理的动态特性达到控制振动与噪声的目的。使产品在设计阶段就可验证设计方案是否能满足使用要求,从而缩短设计试验周期,节省大量的试验费用,是提高产品可靠性的有效方法。

2 车架有限元模型的建立

车架的Ug模型和有限元模型分别如图1和图2所示。有限元建模在前处理软件Hyper Mesh中进行。为了保证计算结果的正确性和经济性,在建模过程中尽量保持和原始结构一致的同时,也需要进行必要的简化。因为过于细致地描述一些非关键结构,不但增加建模难度和单元数目,还会使有限元模型的单元尺寸变化过于剧烈而影响计算精度。对于必要的简化要以符合结构主要力学特性为前提。车架结构中的小尺寸结构,如板簧吊耳、副簧限位件等,对车架的整体振型影响不大,可以忽略不计。而对于链接两个零件的铆钉,则采用刚性单元代替。

车架结构都采用板壳单元进行离散。单元形态以四边形单元为主,避免采用过多的三角形单元引起局部刚性过大;为了使整个车架有限元模型规模不致过大保证计算的经济性,单元尺寸控制在10~25mm。

车架板壳结构的材料参数取:弹性模量E=2.1e11pa,伯松比u=0.3,密度均取:ρ=7900kg/m3。模型规模:车架单元总数为36378个,节点总数为39064个。

3 车架结构振动分析

在汽车设计领域,伴随着计算技术的迅猛发展,有限元分析在汽车数字化开发过程中获得了广泛的应用,尤其是对轿车承载式车身基本力学性能的分析,已经作为新产品开发设计中结构分析的主要内容。然而对于载货车,由于其非承载式的结构且在行驶过程中悬架系统和挠性橡胶垫较好的缓冲、吸振、吸能作用,故对其强度刚度和振动模态特性的要求要低于承载式车身,目前还没有明确的设计标准,所以概念设计阶段的有限元分析校核往往容易被忽视。也正因此,国内某些车型在投产后出现了局部损坏和驾驶室共振问题,给企业造成了声誉和经济上的双重损失。为避免同类问题的出现,缩短开发周期,本文以大型有限元软件Hyper Works和Optistruct为平台,对某中型载货汽车车架数模进行了有限元分析,并依据分析结果对结构设计作出了评价,使企业在概念设计阶段便可以了解产品基本力学性能,从而有的放矢的进行结构分析改进,避免重复设计。

模态分析可定义为对结构动态特性的解析分析和试验分析,其结构动态持性用模态参数来表征。在数学上,模态参数是力学系统运动微分方程的特征值和特征矢量;而在试验方面则是试验测得的系统之极点(固有频率和阻尼)和振型(模态向量)。构件的模态就是指构件本身的固有特性,可以利用模态分析得出构件的相应特性,然后对其设计加以改进以达到使用要求。

自由模态分析的边界条件为:无任何约束。

本计算采用自由模态分析方案,将Hypermesh中建立的有限元模型导入OPTISTRUCT进行计算,对比分析了车架结构前4阶自由模态(固有频率值和振型),并在Hypermesh后处理器中查看结果。

由于对驾驶室的振动响应影响相对较大的激励频率多集中在低频域,为此分析了车架前4阶典型振型。模态分析结果如表1所示,各阶振型如图3—6所示。

4 结论

汽车的激励一般分为路面激励、车轮不平衡激励、发动机激励、传动轴激励。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;发动机引起的扭转振动和垂向激振分别在10±1.67Hz和20±1.67Hz以上(取怠速为600r/min,4缸发动机),此激励分量较大;城市中一般车速控制在40~80km/h,高速公路上一般车速控制在90km/h左右,传动轴的不平衡引起的振动的频率范围在30Hz以上,此激励分量较小。从模态分析结果可知,1090项目车架各低阶模态频率值在7.88hz左右,对驾驶室的影响不大,不会和路面激励形成共振。

参考文献

[1]于开平,周传月,谭惠丰,等.Hypermesh从入门到精通[M].北京:科学出版社,2005.

[2]王皎.重型特种车车架强度分析及其轻量化问题研究[D].武汉理工大学硕士学位论文,2005.

[3]刘胜乾,顾力强,吕文汇.军用某型牵引车车架静动态特性分析[J],机械,2006,33(4):10-13.

[4]任佩红,魏中良,王其云.HFC6100KY客车底盘车架的有限元分析[J].合肥工业大学学报(自然科学版),2005,28(8):936-939.

摩托车车架模态分析 篇3

吹雪车是道路除冰雪的一种设备,由于其高效、环保,已成为高速公路和机场的必备设施。新型吹雪车摒弃了传统的鼓风机冷吹或涡喷发动机热吹的作业方式,采用发动机带动压缩机工作,提供吹雪作业所需的压缩空气[1]。为了满足新型吹雪装置的加装和整车的优化,需要对吹雪车车架结构进行改装设计。吹雪车的车架是整车的承载基体,不但承受着车身、车桥、驾驶室、发动机、变速箱等通用结构的载荷,而且承受着空气压缩机、加热装置、吹雪管道、滚雪刷、除雪铲等除雪专用装置的载荷。吹雪车工作环境恶劣,行驶过程中还会受到来自冰雪路面的各种复杂载荷。吹雪车行驶过程中,如果作用在车架上的动载荷频率与结构的固有频率相近,可能会产生较大的振动和噪声,影响驾驶员的舒适性,而且长期的振动容易造成结构的疲劳破坏,影响安全性和整车的使用寿命。因此在吹雪车车架结构的改装中,在保证车架刚度的基础上,还要满足其合理的振动特性。目前,对结构动态特性的考量通常采用模态分析,通过模态分析得到结构的固有频率和振型,为结构改良提供理论基础[2]。

2 模态分析的理论基础

模态是多自由度系统按照固有频率振动时呈现出来的振动形态,振型是结构振动时各节点位移比例关系的表征。对于一个多自由度线性运动系统,其运动微分方程为:

[M]{X″}+[C]{X′}+[k]{X}={F(t)} 。

(1)

其中:[M]、[C]、[k]分别为结构的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵;{X}、{X′}、{X″}分别为节点的位移矢量、速度矢量和加速度矢量[3];{F(t)}为随时间变化的载荷函数。

在模态分析时,设定{F(t)}=0,并且忽略阻尼[C]的影响,则方程(1)变为:

[M]{X″}+[k]{X}=0 。 (2)

其基本解的形式为:

[X]=φsinωt 。 (3)

其中:φ为自振动时结构中各点的振幅;ω为自振角频率。

联立求解式(2)、式(3),得:

([k]-ω2[M])φ=0 。 (4)

由式(4)求得特征值ω2,由ω=2πf可求得结构的固有频率,即模态频率f。特征值对应的特征向量即为结构的模态振型。

3 吹雪车车架三维有限元模型的建立

该新型吹雪车的车架采用边梁式铆接结构,由2根槽型等截面纵梁和8根横梁构成[4],板厚7 mm。车架全长为5 213 mm,外宽860 mm,纵梁断面尺寸为250 mm×80 mm×7 mm,车架材料为Q345。由于车架结构较为复杂,因此在三维有限元模型建立的过程中忽略对车架结构强度和刚度影响不大的附件。同时,为了兼顾计算速度,将车架结构的倒角、过渡圆角和一些非承载件也一并忽略。在Pro/E中建立吹雪车车架结构的三维模型,导入ANSYS Workbench有限元分析平台,选用Solid186实体单元,采用自由划分法划分网格。生成的三维有限元模型如图1所示。

4 ANSYS Workbench模态求解

由于结构模态分析是线性的,且在ANSYS Workbench中对车架结构进行模态求解时,忽略了系统阻尼对其自身振动特性的影响,因此任何施加的力的载荷在分析中都不予考虑。在建立好三维有限元模型后,对车架的主要支撑点悬架部位施加全约束,进行结构的模态求解。由于结构的各阶固有振型之间通过特定的线性组合即可生成各阶振型,且结构的动态特性主要取决于低阶振型,因此只分析结构的前6阶固有频率和振型。其中前4阶振型图如图2~图5所示。求解得到的前6阶固有频率见表1。

5 模态求解结果分析

根据雪况的不同,吹雪车应相应地调整工作状态,使之能更好地适应工作需求[5]。车架的激励源一般来源于不平整路面的激励和主发动机转动过程产生的激励。该新型吹雪车的主发动机怠速转速为500 r/min,爆发频率约为17 Hz,低于车架结构的1阶固有频率,振动影响较小,可忽略对其的分析。对于吹雪车来说,除了上述两种激励,还有来自带动压缩机工作的副发动机激励、滚雪刷旋转产生的激励等。副发动机为上装发动机,主要用于驱动压缩机工作,此部分振动难以通过车架的改装得到改良,因此分析时主要考虑不同工作状况的路面激励、主发动机工作状态激励、滚雪刷运转的激励对吹雪车车架的影响。

5.1 吹除小雪工况

吹除小雪(厚度小于15 mm)时,车速保持在20 km/h~30 km/h,路面不平整带来的激励大约为10 Hz~15 Hz。以30 km/h的车速行进时,发动机爆发频率为40 Hz左右。滚雪刷转速为180 r/min~300 r/min,频率为3 Hz~5 Hz。路面不平整带来的激励和滚雪刷运转激励频率错开了车架结构的固有频率,不易发生共振,噪声容易出现在吹雪车工作行驶速度高于30 km/h的情形下,此时发动机爆发频率处于车架前两阶固有频率之间,较易发生共振。

5.2 吹除中雪工况

吹除中雪(厚度在15 mm~40 mm之间)时,由于雪层覆盖较厚,为了提高一次性吹雪效率,要适当将吹雪车的行进速度降到15 km/h上下。受到较厚积雪的影响,路面不平整带来的激励频率增大为20 Hz左右,仍然远离车架的1阶固有频率。与此同时,滚雪刷运转速度加快,达到300 r/min~600 r/min,频率为5 Hz~10 Hz,虽然有所上升,但是仍然远离车架结构的固有频率,此种工况不易发生共振。

5.3 吹除大雪工况

吹除大雪(厚度40 mm~150 mm之间)时,吹雪车的行驶速度进一步降低到5 km/h~10 km/h,路面极易存在车轮碾压后的板结性积雪,部分地段夹杂着积冰,此时道路不平整带来的激励增大为25 Hz以上,接近车架结构的1阶固有频率;且在作业过程中,滚雪刷转速升至900 r/min~1 500 r/min,频率为15 Hz~25 Hz,接近车架结构的1阶固有频率[6],故此种工况较易发生共振。

6 结论

应用模态分析的相关理论,在有限元分析平台ANSYS Wokkbench上,对吹雪车的车架结构进行了模态分析,得到了前6阶固有频率和振型。在不同工作状态下分析了吹雪车所受路面激励、发动机爆发激励以及滚雪刷运转激励的情况。与车架结构的固有频率比较研究,可以找到共振容易出现的状况,在后续的吹雪装置安装布局、车架的改装、整车噪声控制中,应尽可能地避开或最大限度地减小共振处的激励。

参考文献

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[2]刘萌.车架试验模态分析及其结构动力修改研究[D].西安:长安大学,2009:2-10.

[3]谢世坤,程从山.基于ANSYS的边梁式车架有限元模态分析[J].机电产品开发与创新,2005,18(1):76-77.

[4]陈家瑞.汽车构造[M].第3版.北京:机械工业出版社,2011.

[5]徐达,丛锡堂.专用汽车构造与设计[M].北京:人民交通出版社,2008.

摩托车车架模态分析 篇4

随着国内对煤层气、页岩气资源的开采以及原有油气田挖潜增产措施的不断推进,大型数控压裂设备在各大油田得到了广泛应用,同时压裂设备作业能力也需要不断提升。车架是大型数控压裂泵车的承载基础,是一种重型、复杂的空间构架,它在整车行驶和压裂作业过程中起关键作用[1-4]。为准确了解该压裂泵车车架在原装支撑边界条件下振动特性,以及发现整车振动异常的原因,笔者进行了试验应变模态分析方法研究。

该压裂泵车整机重达45 t,空间结构与车架支撑边界条件复杂,难以采用人工激励的方式进行动态模拟试验,因此,笔者选用工作模态分析方法对车架进行基于应变响应的模态参数识别。随机子空间法是一种线性系统识别方法,该方法不需要人工激励,直接从环境激励的相应输出信号中提取结构的模态参数[5]。

近年来通过国内外学者的研究,应变模态试验技术的基本理论已经较完善,应用随机子空间法识别结构的应变模态的技术也已经较为成熟[6-11]。史东峰等[12]将环境激励下的随机子空间模态参数识别方法应用于飞机模型的环境激励模态分析,证明该方法具有理想的辨识精度;彭细荣等[13]应用协方差驱动的随机子空间系统辨识方法很好地识别出了结构的应变模态参数,证明可以在仅有输出测试的情况下识别出环境激励下结构的试验应变模态参数;肖祥等人[14]基于数据驱动的应变模态参数随机子空间法,应用数值算例和实测算例识别出结构的应变模态振型与理论振型基本相同。

笔者从应变模态和位移模态的关系出发,建立振动应变响应随机状态空间模型,完成基于三缸泵激励的大型压裂泵车车架应变模态分析。

1振动应变响应随机状态空间模型

1.1应变响应随机状态空间模型

约束状态下压裂泵车车架复杂载荷作用下多自由度线性振动系统的动力特性可描述为以下振动微分方程:

式中:[M ],[C2],[K ] —质量、阻尼及刚度矩阵;{δ(t)}— N维位移向量;{f (t)}—载荷向量;[B2]—载荷分配矩阵;{u(t)}—外界激励力向量。

根据节点应变 ε(t) 与节点位移 δ(t) 的关系,有:

式中:{ε(t)}—节点位移矩阵;[P ]—应变矩阵。

将式(2)代入式(1)中,得到以应变 ε(t) 表示的线性振动微分方程(3):

其中:Mε=P-TMP-1,Cε=P-TCP-1,K =P-TKP-1。

根据应变响应线性振动微分方程式(3),引入以应变向量ε(t)和应变率向量 为自变量的状态向量 ,建立系统连续时间内应变状态空间方程:

其中:

在实际测试中,并非同时检测结构的所有自由度,假设仅测量n1个位置的传感器,且仅由应变传感器输出振动系统的应变响应,因此构造应变响应的输出方程y(t) :

式中:Cd—应变输出位置矩阵, ;n1—测点数。

同样引入状态向量 ,得到应变响应的输出矩阵方程:

从而得到基于应变响应的结构系统连续时间的状态空间模型:

将应变空间模型式(7)离散化,并假设噪声的影响输入与测量噪声合并,噪声是均值为0的白噪声且互不相关,得到应变响应随机离散时间状态空间模型及协方差矩阵如下:

式中:xk∈Rn×1—应变响应结构系统状态向量;n—应变影响系统阶数;yk—第n1个测点,在第k个采样间隔(Δt)的应变信号输出向量, ;wk,vk—过程噪声和测量噪声;E—数学期望符号;δpq—kronecker函数;wk,vk—均假设为白噪声,且E[w]k=0,  E[v]k=0;Aε,Cε—应变响应系统状态矩阵和输出矩阵。

1.2结构应变模态参数提取

通过采用基于数据驱动的随机子空间法与基于协方差的随机子空间法均可以确定应变响应系统的状态矩阵Aε和输出矩阵Cε,具体流程如图1所示。

在通过上述方法确定应变响应系统的状态矩阵Aε和输出矩阵Cε后,结构应变响应振动参数可按照如下步骤求解:

(1)对应变响应系统的状态矩阵Aε特征值分解为:

式中:Ψε,Λε—应变响应离散时间系统的特征向量和特征矩阵,Ψε=[φ1…φn]∈Cn×n,Λε=diag[λi]∈Cn×n,i=1,2,3…n。

根据离散时间系统特征值与连续时间系统特征值的关系:

式中:λic—连续系统特征值;Δt —离散系统采样间隔时间。

由 ,可以得到系统第i阶模态参数,固有频率ωi和模态阻尼ξi:

应变响应的模态振型表示为:

2压裂车车架模态试验分析

2.1模态测试

为了更好地模拟车架在原装支撑边界条件下的振动特性,本研究在荆州第四石油机械厂高压试验场区进行了整车振动特性试验,试验现场如图2所示。该试验在压裂车真实加压工况下,输出压力达120 MPa。该次测试共采用10个四通道SG403无线应变节点,三缸泵振动为激振源,采用北京东方所研制的DASP-V10多通道智能数据采集和实时分析系统进行数据采集。

2.2随机子空间法(SSI)模态识别

为研究压裂泵车车架在原装支撑边界条件下的振动特性,该次试验以三缸泵振动激励下车架实际约束状态振动为研究目标,选取符合模态测试要求的14个应变响应测点,利用随机子空间法(SSI),进行受约束车架的模态参数识别,测点布置如图3所示。

本研究采用振动分析软件DASP V10对实测的应变信号进行模态分析,测得的应变响应信号如图4所示,选用SSI方法识别,由系统矩阵模态参数提取得到的振型稳定图如图5所示。图5中,“s”表示频率和阻尼、振型都稳定,“o”表示普通极点。从图5中收取前6阶模态频率,并识别到前6阶振型如图6所示。

基于应变响应的随机子空间法(SSI)识别模态结果如表1所示。

以上分析结果表明:约束状态下压裂泵车车架在工作状态下模态频率在1.7 Hz~32.1 Hz带宽之间,属于低频振动,且前3阶固有频率与三缸泵激励频率存的重合区,导致该压裂泵车在正常压裂作业下振动异常。

3结束语

本研究建立了大型压裂泵车车架在原装支撑边界条件下振动应变响应随机状态空间模型,基于应变响应随机子空间方法,完成了三缸泵激励下只利用输出应变响应数据的压裂泵车车架的模态识别。研究结果表明:采用应变模态参数的随机子空间法能够较好地识别出大型压裂泵车车架在实际约束状态下的应变模态。

从模态识别结果中可以看出,压裂泵车车架在实际约束条件下前3阶固有频率与三缸泵在某档位下的激振频率存在重区,引起整车的共振。

摩托车车架模态分析 篇5

关键词：车架,有限元,Hypermesh,ANSYS,模态分析

0 引言

车架是整个农用车的装配基体,其作用主要是支撑和连接汽车的各个零部件,承受来自车内和车外的复杂的静、动态载荷[1]。由于农用车一般用于运输沙石、林木、农作物等,行走的路况恶劣,而且驾驶时一般是满载甚至超载行驶,因此农用车使用过程中车架易出现裂纹、弯曲变形甚至大梁断裂的极端情况。以往对农用车车架进行结构设计,主要是依靠经验。通过用户反馈回来的信息及观察损坏的车架出现问题的地方,凭经验对有问题的地方进行修理、加固,这样凭经验处理的方法带有盲目性,不能从根本上解决问题,往往这个问题解决了,新问题有出现了,其根本原因是对农用车车架的动态特性缺乏了解。现代汽车设计采用有限元法对农用车车架进行自由模态分析,通过对车架的固有频率及振型特征进行分析,找出引起车架产生共振和噪声的原因,并为农用车的结构优化提供可靠地理论依据。

1 车架有限元法分析流程的确定

利用三维CAD软件UG进行几何建模,然后另存为STEP数据格式导入到有限元软件中分析。比较Hypermesh和ANSYS两种有限元软件:Atair公司的Hypermesh软件前处理功能强大,具有很强的几何清理和网格划分功能,划分网格的质量易于控制,便于调整和修改,但与ANSYS软件相比在计算性能和算法选择方面有一定的差距;而ANSYS软件的缺点是,其几何建模和网格划分功能较差,尤其是对于结构比较复杂的模型网格划分更加困难。因此综合它们各自优点,采用Hypermesh作为前处理进行网格的划分和优化,然后把Hypermesh划分好的网格以inp格式导入ANSYS中进行自由模态计算和结果的分析,分析处理流程如下图1所示。

2 车架有限元模型的建立

2.1 车架的结构及有限元模型的简化

以某一农用车车架为例,其车架为边梁式车架结构,由左右分开的2根纵梁和9根横梁通过铆接而成,车架长约6 m,前、后端宽0.76 m,由于纵梁中部所受弯矩最大,为使应力分布均匀,纵梁制成中部断面比前部断面高的不等高槽型截面梁。通过Hypermesh软件中的File/Import/Geometry菜单导入前面生成的step格式文件来进行CAE建模。有限元模型如图2所示。

为了提高有限元软件Hypermesh划分网格的质量与效率,对车架的几何模型做如下简化:①删除15 mm以下的定位孔和工艺孔,保留铆钉孔;②将8 mm以下的圆角简化为直角;③删除一些对于分析影响不大的模型细节如局部小孔、板簧吊耳、储气筒和蓄电池的支架等。简化后的模型如图3所示。

2.2 车架网格的划分及其优化

2.2.1 车架有限元网格的划分

由于车架的结构较为复杂,车架的横梁、纵梁是厚度较小的薄板构件,可以对其几何模型利用hypermesh的Midsurface面板抽取中面,card image单元类型选择PSHELL板壳单元,车架的厚度在properties中用数值表示,以减少划分网格数量,提高计算速度。划分网格的单元形状为四边形和三角形混合,以四边形单元为主,以避免采用过多的三角形单元引起局部刚性过大。网格大小在8~10 mm的范围内,材料常数取为:弹性模量E=2.07e5MPa,泊松比滋=0.3,材料密度籽=7.83e-9 t/mm3。车架模型划分好网格后单元总数75 232,节点总数为77 629,划分网格后的车架有限元模型见图4。

车架的横梁和纵梁主要通过铆钉进行连接,利用有限元软件hypermesh的1D面板中Rigids创建的刚性连接单元来模拟铆钉连接。将圆孔中心作为Dependent节点和圆孔边界上6个Independent节点连接起来用RBE2标识显示,再用RIGID刚性单元连接上下两圆孔的刚性“蜘蛛”中心[2],如图5所示。

2.2.2 有限元网格的优化

网格质量是指网格形状的合理性。网格质量的好坏将对分析结果的准确性产生较大的影响,因此对网格质量的控制就显得非常重要。例如横梁的两端通过螺栓孔与车架纵梁相连,对于孔周围网格划分采用不同的网格划分方法对比:①在aotomesh面板中size and bias自动划分网格如图6所示;②在自动划分网格的基础上调用qualityindex面板并配合pg1面板中节点定位、共享边交换及节点、单元优化等[3]方法优化网格质量,优化网格后如图7所示。

通过观察Qualityindex面板中优化前后QI值,可以发现失效单元的比例大幅减少,QI值已由最初的34.03降低为0.03,通过优化基本满足网格的质量要求。综合质量指标变化情况如表1。

2.2.3 农用车车架的自由模态分析

当检查确认CAE模型单元所赋予的材料,属性及约束条件准确无误后,就可以将其导出到指定的求解器进行求解。利用Hypermesh中的ANSYS模板,其输出转换器ANSYS.tpl可以将Hypermesh中生成的有限元数据文件直接转换成ANSYS能够识别的*.inp或者*.db文件[4]。导入到ANSYS中的模型中节点和单元数目没有变化,载荷及约束也无变化。这说明在Hypermesh中建立的有限元模型可以很好地导入到ANSYS中来。

农用车车架自由模态分析采用无约束的自由边界条件,通过Block Lanczos法计算得到车架自由振动的固有频率及振型。由于低阶频率对车架的振动影响较大,计算时设置模态阶数为10阶,而前6阶为刚体模态(频率几乎接近零)[5]不予考虑。所以将计算结果第一阶非零频率模态做为车架的第一阶模态。所得前4阶弹性模态的固有频率及振型如图8所示。

4 计算结果分析

利用LMS SCADAS Mobile SCM05多通道数采前端对车架进行自由模态实验,用Poly MAX方法进行模态参数的提取,获得农用车车架的固有频率及振型。由于高阶振动频率对车架结构的动态性能影响很小,在此取前4阶车架的模态参数与有限元方法得到的模态参数结果对比如表2所示。

从表2中可以看出,有限元与实验自由模态的结果基本一致,考虑到实验条件的限制和实验仪器存在着一定的精度误差,可认为有限元分析的结果真实可信。

从模态分析结果可以看出车架的第一阶固有频率为7.76 Hz,振型为整体扭转。而路面不平度所引起的激励多为20 Hz以下的垂直振动,一般由路面条件决定[6]。由于农用车行驶条件复杂,路况比较恶劣,所以有可能引起车架的第一阶扭转共振的可能。从图8中可看出,车架前后的振幅较大,同其他类型农用车相比车架的整体刚度较低,可通过是加强车架前后端的刚度来解决。

发动机的怠速运转频率一般为16~20 Hz,可由公式计算:

式中f为发动机怠速激振频率,Hz;n为发动机怠速,r/min,取600 r/min;z为发动机的缸数[7]。

车架的第二阶固有频率为17.05 Hz,与第一阶频率7.76 Hz相差较大,因此不会和第一阶扭转模态耦合。但是车架的第二阶频率处于发动机的怠速运转的频率范围内,容易引起共振的危险,是导致该农用车怠速时噪声振动比较大的原因之一。可通过提高发动机悬置点的刚度以提高其固有频率,来避开发动机的怠速频率范围。车架的第三阶频率为32.65 Hz的车架纵向平面内二阶弯曲,车架的第七根横梁变形较大,说明该部位的局部刚度比较小,是车架的薄弱环节,需要加以改进。此外,由于车架在实际工况下的模态频率比自由模态频率低很多,更易引起车架局部共振,这就需要我们提高主要安装点的局部刚度,以保证避开路面、发动机和车身等主要零部件的低阶固有频率。

4 结论

1)通过综合运用Hypermesh和ANSYS有限元软件对农用车车架进行自由模态分析,利用Hypermesh强大的几何清理和网格划分功能以及ANSYS强大求解器、方便的后处理功能,充分发挥两种有限元软件的优点扬长避短,从而使有限元建模、网格划分及结果的后处理等过程操作方便,计算准确,效率和准确度大大提高。

2)通过利用有限元法得到的农用车车架自由模态参数,讨论了车架的低阶模态与路面、汽车发动机等主要激振源的关系。结果表明,车架的第二阶模态频率在发动机的怠速运转频率的范围内,车架有发生共振的可能。可采取加强车架与发动机的悬置联接的刚度的方法,以提高其固有频率避免共振。同时,分析得到的模态参数为以后结构优化设计提供了参考和理论依据。

参考文献

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[2]纪飞龙,杨启梁,马迅,等.基于Hyperworks的某车架铆接方式的对比分析[J].湖北汽车工业学院学报,2011(12).

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[6]智晋宁,要志斌.基于Hypermesh的轻型货车车架动态特性有限元分析[J].太原科技大学学报,2011(4).

摩托车车架模态分析 篇6

关键词：模态,有限元模型,灵敏度分析,轻量化

0前言

汽车轻量化设计对节能环保有直接的效果。对于传统的内燃机汽车, 整车质量每减轻10%, 可降低油耗8%左右, 降低排放4%[1,2]。而整车质量中的1/3~1/2为车身质量, 因此, 车身减重对整车减重效果影响很大。

微型客车的车架作为其主要承载结构, 承担了由货物、乘客、车身自重带来的弯曲载荷;在不平路面行驶时经轮胎、悬架传递的扭转载荷;同时还包括发动机、底盘系统及路面传来的振动载荷。因此车架需要良好的静动态特性以保证客车整体的刚度、振动特性, 扭转刚度、弯曲刚度和模态是车架结构的重要力学性能, 反映了车身结构最基本的静动态特性[3]。本文以这三项指标作为约束条件, 进行车架的轻量化研究。

由于影响结构性能的设计变量较多, 为避免盲目修改, 通过灵敏度分析找出对车架结构性能影响较大的参数作为车架优化的设计变量, 在保证车身性能的前提下, 减少冗余材料, 提高材料利用率, 从而实现轻量化目标[4]。

1 车架有限元模型建立

分析对象的相关零部件结构CAD数据均通过几何造型软件平台CATIA获得, 并转换生成每个零件的stp格式文件。由有限元前后处理软件Hyper Mesh读入各个零件的stp格式文件。去掉对车架刚度和低阶模态贡献很小的吊钩、安装支架、局部加强件等。由于车架主要是由钣金冲压件经焊接后组成, 因此采用壳体单元Quard4和少量Tria3来模拟零件的薄板钣金结构, 使用Rbe2单元模拟二氧化碳保护焊、Cweld单元模拟点焊、Rigid模拟螺栓连接, 为保证模拟精度同时减小计算量, 以10mm为单元基本尺寸建立车架有限元模型如图1所示, 完成后包括118385个节点, 110895个单元, 其中三角形单元1246个, 占单元总数的1.1%, 焊点总数为1343个。

车架结构材料定义为各向同性线弹性材料:

杨氏弹性模量E=2.1E+11 Pa;泊松比μ=0.29质量密度ρ=7.85E+0.3kg/m3。

2 车架模态与刚度计算

2.1 车架模态计算

对车架进行模态分析时, 求解目标是车架结构的固有频率和振型, 所以忽略外部载荷, 进行自由模态分析。基于Lanczos方法对大型板壳单元模态提取时内存占用少, 计算速度快, 求解精度高的良好表现[5], 本文采用Lanczos方法在RADIOSS中提取车架前六阶弹性模态, 将计算结果导入Hyper View中, 得到前六阶模态振型, 其中一阶扭转及一阶弯曲振型图 (变形放大20倍) 如图2, 图3所示。

车架前六阶模态见表1。

分析结果表明, 车架一阶模态频率为12.2Hz, 前车架前端及后车架后端变形较大;一阶弯曲模态频率为19.4Hz, 前车架前端变形明显。

2.2 车架扭转刚度计算

计算车架扭转刚度时, 采用的边界条件是约束前悬架安装点在车架上的投影点的所有自由度;载荷条件是在两吊耳中间限位支架处, 左右分别施加方向相反、大小为3000N的力, 左右纵梁下表面各取间隔300mm的15个离散点输出变形;扭转工况下载荷及边界条件如图4。

计算结果显示, 左右加载处Z向位移差为8.43mm, 车架相对扭转角为0.44°, 经计算, 扭转刚度为7208.27Nm/deg。扭转工况下左、右纵梁下表面采样点变形图如图5所示, 横坐标为采样点的x坐标, 纵坐标为该点处节点z向变形值。

2.3 车架弯曲刚度计算

计算弯曲刚度时, 选取的边界条件是约束前悬架安装点在车架上的投影点的所有自由度、约束前后吊耳中间限位支架处除x向平动和绕y轴转动以外的所有自由度;载荷条件是在两侧纵梁中间位置处施加大小为3000N, 左右对称、方向垂直向下的力。弯曲工况下载荷及边界条件如图6所示。

分析结果显示, 左右加载处z向平均位移为2.28mm, 计算的车架弯曲刚度为2631.7N/mm。弯曲工况下左、右纵梁采样点变形曲线如图7所示, 横坐标为采样点的x坐标, 纵坐标为该点处纵梁z向变形值, 由于结构对称两侧变形曲线基本重合。

车架在扭转和弯曲工况下的变形图均较为平滑, 刚度分布理想。

3 刚度及模态灵敏度分析

通过灵敏度分析可以计算出结构响应值对于各设计变量的导数, 以确定设计变化过程中对结构响应最敏感的部分, 从而可以获得最关心的灵敏度系数和最佳的设计参数[6]。车架主要结构及装配关系方案已经确定, 考虑到改型设计的实际操作性和由此带来的加工制造成本增加, 本文选用车架结构零件的厚度作为设计变量。

车架结构的性能参数对车架结构设计变量的灵敏度可以定义为:

式中:uj为第j个函数, 这里主要为扭转、弯曲刚度及模态的约束函数和目标函数;xi为函数的第i个设计变量, 即第i各零件的料厚。

3.1 灵敏度分析

进行灵敏度分析的约束函数, 对于弯曲工况和扭转工况设为车架在加载点处的节点最大位移量, 对于模态性能设为第一阶固有频率值;设计变量设为车架部件厚度;目标函数为车架质量最小。

使用Hyper Works/Optistruct模块中的Opti Struct进行计算, 定义好灵敏度输出卡片, 计算出车架板件厚度对车架扭转刚度、弯曲刚度和一阶模态频率的响应灵敏度, 如表2所示。

从计算结果可以看出, 后横梁的厚度变化对一阶模态及扭转工况的灵敏度最大, 同时, 纵梁前段 (L) 、纵梁后段、纵梁前段 (R) 、后纵梁盖板后段、拉杆横梁等部件的灵敏度也较高, 以上这些部件纵横焊装在一起, 构成了车架的抗扭结构。

纵梁后段、前段、左右纵梁上端后加强件、后纵梁后连接板, 这些部件对弯曲工况的灵敏度较高, 它们都是纵向布置的部件, 构成了车架的抗弯结构。

综上所述, 灵敏度分析的结果与实际情况相符合, 同时快速的确定了影响所关注的动态特性的主要部件, 为下一步提出优化措施做好了准备。

3.2 基于灵敏度的优化设计

车架的轻量化设计是以减轻车架总质量为目标, 因此定义车架总质量为目标函数 (objective) , 以部件料厚为设计变量, 以一阶模态、扭转工况及弯曲工况的加载点位移为约束条件。使用Hyper Works/Optistruct模块进行车架优化计算。定义discrete dvs (离散设计变量值) 将设计变量变动范围控制在0.7~2.5mm之间, 并且数值分布在0.7, 0.8, 1.0, 1.2, 1.3, 1.5, 1.7, 2.0, 2.2, 2.5mm以满足生产厂家的配套板材规格。经过14步迭代运算, 优化过程结束。部件优化结果如表3所示。

根据表3调整值, 对有限元模型重新赋值进行刚度和模态分析, 得到新状态车架扭转刚度为7301.14Nm/deg, 有小幅提升;弯曲刚度为2603.6N/mm, 基本没有受到削弱;一阶扭转模态频率值为12.0Hz提升了约0.7Hz。改进后车架质量为116.5kg, 与修改前的127.2kg相比, 减少了10.7kg, 占原车架总质量的8.4%。优化前后车架主要性能对比如表4所示。

可以看出轻量化效果明显, 从轻量化设计的可行角度讲, 厚度变化的零件, 都可以在现有生产线利用原模具进行加工, 改型生产的成本得到了控制。

4 结语

轻量化技术的内涵是采用现代化设计方法对产品进行优化设计, 在确保其综合性能指标的情况下, 尽可能降低总质量。本文在车架刚度及模态有限元分析的基础上, 通过灵敏度分析, 对影响车架结构性能的灵敏部件的厚度进行优化设计, 加厚灵敏度高的部件, 减薄对模态影响较小的部件, 实现了轻量化目的。该分析流程同样适用于其他系统乃至整车模型, 对产品后续开发有指导意义。

参考文献

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