作者单位：江西博能上饶客车有限公司
DOI:10.15917/j.cnki.1006-3331.2020.01.005
模态分析是车辆NVH 性能分析的基础，通过模态分析找到车辆的主要固有频率和振型，对比外界主要激励源的激振频率，为车辆避开这些主要的激励源避免共振提供理论依据｡本文以某纯电动客车的整车骨架和内饰车身为对象，进行模态分析，为车身结构的分析计算和改进提供参考｡
1 有限元模型的建立
本车采用全承载结构，包括前围､后围､左右侧围､顶盖和底架｡前桥轴荷5.5t，后桥轴荷11 t，整车长10.49 m､宽2.49 m､高3.49 m(不含空调高度)，整车骨架主要由Q235 和Q345 矩管焊接而成｡
根据整车骨架的三维模型，在HyperMesh 软件中进行网格划分｡矩管和钣金件以四边形壳单元为主三角形壳单元为辅划分网格，壳单元基本尺寸15mm，最小尺寸5 mm，翘曲度<15°，倾斜度<60°，长宽比<5，四边形单元最小内角45°，最大内角135°，三角形单元最小内角20°，最大内角120°｡对于实体结构，采用四面体网格划分｡考虑整个整车骨架的受力情况，忽略了直径小于5 mm 的小孔｡该客车有限元模型包含1 481 778 个单元和1 381 778 个节点，其整车骨架的有限元网格模型如图1 所示｡
骨架是整车重要的承载部件，其模态性能必须控制｡内饰车身是在骨架的基础上添加内饰件，其动态性能更接近整车，加上内饰件后，其质量和刚度都发生了变化，导致模态频率和振型都发生变化，容易产生一些局部振型，导致车身在某些位置振动厉害，因此内饰车身的模态也需要控制｡通过整车骨架和内饰车身模态可以找到车身结构上的薄弱环节，优化这些区域来发现车身结构上的潜在NVH 隐患 ｡
在整车骨架有限元网格模型的基础上导入内饰车身三维模型(即保留内蒙皮､地板､玻璃､车门的模型)，用四边形网格对以上内饰件进行离散化，内饰车身有限元模型包含1 686 766 个单元和1 492 893 个节点，其有限元网格模型如图2 所示｡
内饰材料主要包括内饰PP 件､玻璃､竹胶板和门铝件，骨架材料主要有Q235 和Q345｡内饰车身材料的参数见表1｡
2 模态分析及讨论
2.1整车骨架的模态分析
进行骨架的自由模态分析时，除了骨架本身的自重(定义好材料和网格属性，系统会自动计算，不需额外添加)，仅需施加一个模态运算载荷，即在Hyperworks 软件中通过建立EIGRL 卡片的Load Collector 即可｡
根据有限元分析结果，除去前六阶刚体模态，整车骨架一阶扭转模态为7.9Hz，整车一阶弯曲模态为13 Hz，前六阶模态频率分别为7.9Hz､9.0Hz､13.0Hz､13.5Hz､16.0Hz､17.1Hz｡其中整车的一阶模态振型图如图3 所示｡
2.2 内饰车身模态分析及讨论
内饰车身模态，在除去前六阶刚体模态之后，前两阶模态频率分别是14.8Hz 和18.3Hz，分别表现为顶盖的一阶弯曲和顶盖的二阶弯曲｡前六阶非零模态频率分别为14.8Hz､18.3Hz､20.6Hz､23.3Hz､23.9Hz 和24.3Hz，其中，顶盖的一阶弯曲和二阶弯曲的振型图如图4 所示｡
2.3 讨 论
纯电动客车在行驶过程中，主要受到来自路面对车轮的冲击和电机的振动激励｡
1) 路面激励频率受路面质量影响，目前在城市道路及高速公路上，路面激励频率通常在1 ~3 Hz｡
2) 车轮不平衡引起的激励频率低于11 Hz，但是由于该激励分量较小，可忽略｡
3) 传动轴引起的激励频率大于40 Hz，该激励的分量较小，可忽略｡
4) 驱动电机振动频率与电机极数P､转速n 有关｡整车使用的驱动电机额定转速n =1 270 r/ min，极数P=12，得到低速激励频率f =(n·P / 2) / 60=127 Hz｡
骨架是车身的基础，门窗､内外蒙皮､底盘部件和内外饰件都通过各种方式安装在骨架上，如果骨架的模态偏低，骨架很容易受内外部激励影响，产生共振，所以骨架的模态频率应该避开主要的激振源频率｡同时，内饰车身模态是在骨架的基础上增加了内蒙皮和地板等内饰件，整体的模态频率和振型都发生了变化，特别是一些局部模态，很可能与内外部激振源的频率相同或相近，造成共振｡为了避开主要的激振源，要求整车骨架和内饰车身的低阶模态频率应处于3 ~127 Hz 之间｡根据上述模态分析可知，整车骨架和内饰车身的低阶模态频率都处在3 ~127 Hz 之间，避开了外界和内部的主要激振源频率，不会引起共振｡
3 结束语
通过建立整车模型，对整车骨架和内饰车身分别进行模态分析，得到车身结构容易受外界激励影响的频率范围，并与车身内外部激励进行研究对比，确认车身结构不会发生共振｡
来源：电动学堂
