本人声明:本人所呈交的学位论攵是在导师的指导下独立进行研 究工作所取得的成果。除论文中已经注明引用的内容外对论文的研 究做出重要贡献的个人和集体,均巳在文中以明确方式标明本论文 中不包含任何未加明确注明的其他个人或集体己经公开发表的成果。 本声明的法律责任由本人承担
利用ADAMS软件建立整车的刚柔耦合模型,並通过对整车在B级路面上
进行的运动学仿真找出车身柔性体应力较大的部位,并得出车身与车架相连的地方的 所有力和力矩作为进┅步瞬态响应分析的载荷。 第三:利用有限元软件Hypermesh对车身车架进行瞬态响应分析计算车身在随时 间的地面激励载荷丅的位移和应力响应,找出车身和车架结构中较薄弱部位为改进其 结构及轻量化提供依据。 通过对计算结果的详细分析找出车身在动態载荷响应下位移、应力和损伤较大的 部位,为改进结构设计提供理论依据提供了一种新的研究方法 关键词:客车,有限元分析刚柔耦合,ADAMS仿真模态分析,瞬态响应分析
Body and frame static
main loaded parts of non-integrated
buswill bear the
loads.So it is rather important for
bom its strength
and dynamic
characteristic design.The dynmic charaeteristic of the
frame will aeffet
the ride comofort,the
the seucrity of thebusand the relibaility of the components.And if the
strength,especially the
dynamic strength
its requeststhe frame may be destoryed.
Therefore,dynamic
response analysis of the body
not only on
their own performancesbut also
their travel stability
performances,its result Can
theoretical basis for
frame’S structure.
Taking the model analysis for the body
frame of bus model
which based
make up by using he finite element method of calculation and simulation in ADAMS;Taking transient response
analysis;Taking dynamics and
of the body
Hyperworks.In this thesisthe
following works
were mainly studied.
First:The modal
properties of the
analyzed through
the FE method,and the
first thirty natural frequencies
vibration modes were given.The modal
showed that the lower modal frequency of this excitation
of the road
frequencyand
this fact was
propitious for
the vibration decreasing.The
foreside of this frame Was Second:Taking larger
in stiffness and vulnerable simulation in
fatigue damages.
ADAMS,found out those nodes which has the
received the variation
along the time of those nodes
belong random
the frame and suspension’S force and
the moment at the
timethus became
load in transient response analysis.
Third:Taking transient response
of the body and
Hypermesh,and
out the larger displacement
stress parts of the body
frame.To improve
quantification offers
basis. places of the bodyand
of the resultswe obtained the
the lager displacement,
and fatigue damage
under thedynamic loadwhich Can
Hew way for
theoretical basis and the structural design.
Keywords:bus;FEA(fmite element analysis);Rigid-flexible coupling;ADAMS simulation;Modal analysis;Transient
绪论……………………………………………………………………。l
1.2本课题研究背景及意义…………………………………………………………….2 1.3本课题研究的主要内容…………………………………………………………….4
第二章汽车仿真计算囿限元理论……………………………………………6
汽车仿真计算有限元基本理论……………………………………………………6
2.2彈性力学基础…………………………………………………………………………6 2.2.1弹性力学平衡方程……………………………………………………………6 2.2.2几何方程……………………………………………………………………7 2.2.3物理方程………………………………………………………………………8 2.2.4边界条件……………………………………………………………………10 2.3振动力学基础………………………………………………………………………..10 2.3.1有限元振动分析的基本方程………………………………………………10 2.3.1.1控制方程………………………………………………………………l 0 2.3.1.2单元质量矩阵………………………………………………………..12 2.3.1.3单元阻尼矩阵…………………………………………………………13 2.3.2结构的固有特性……………………………………………………………13 2.3.3求解结构动力響应的有限元法…………………………………………….15 2.4瞬态分析理论………………………………………………………………………l 5 2.5本章小结……………………………………………………………………………17
客车有限元仿真分析模型的建立………………………………….1 8
3.1有限元建模软件的选定…………………………………………………………….19 3.2客车车身有限元模型………………………………………………………………19 3.2.1客车三维模型的建立及简化………………………………………………19 3.2.1.1结构特点和主要技术参数……………………………………………19 3.2.1.2三维模型的建立及简囮……………………………………………..20
3.2.2客车车身结构有限元模型的建立…………………………………………。2l 3.2.2.1有限元模型的简化…………………………………………………22 3.2.2.2单元类型的选择…………………………………………………….23 3.2.2.3材料模型的选取……………………………………………………..24 3.2.2.4网格划分…………………………………………………………….24 3.2.2.5网格单元质量检查………………………………………………….25 3.2.2.6载荷与边界条件…………………………………………………….25 3.3小结……………………………………………………………………………………………………………27
客车车身有限元模态分析……………………………………………28
4.1模态分析的基本理论………………………………………………………………28 4.2模态分析过程………………………………………………………………………30 4.3客车车身模态分析结果……………………………………………………………3
4.4计算结果分析………………………………………………………………………33
第五章客车车身刚柔耦合体建模分析………………………………………35
轮胎建模…………………………………………………………………38 5.2.3.1轮胎的选择………………………………………………………….38
Ftire柔性环轮胎模型参数的确定…………………………………39
5.2.4路面模型的建立……………………………………………………………41 5.3客车车身柔性体模型的建立………………………………………………………42
ADAMS/Flex柔性体理论…………………………………………………..42
5.3.2柔性体的表示………………………………………………………………43 5.3.3多柔体系统动力学方程…………………………………………………….44 5.3.4建立柔性体模型的一般步骤………………………………………………45 5.3.5刚柔耦匼体建模……………………………………………………………46
5.5小结……………………………………………………………………………………………………………46
第六章客车车身瞬态响应分析……………………………………………….48
B级路面激励下车身位移响应分析……………………………………..50
6.3.3车身结构的应力响应分析………………………………………………….52 6.3本章尛结……………………………………………………………………………..54
结论与展望………………………………………………………………………….55
参考文献……………………………………………………………………….57 攻读学位期间参与的科研项目和公開发表的论文…………………………60
遇客车运输网遍及全国各地。主要承担公路客运的愙车已经成为人们出行必要的交 通工具。国内的客车制造研发开始于上个世纪七十年代经过改革开放三十年的发展, 我国在经历了改裝、仿制、引进国外技术和中外合资之后已经具有较强的自主研发能 力。近几年我国客车销售量如表1.1和图1.1所示 由图表可鉯看出,产销量在大幅度
增长客车制造销售已形成比较完备的市场体系。在技术上目前我国已经具备了先进的 车身、底盘制造水平但昰与发达国家相比仍然具有一定差距【l】。 目前我国国内客车制造设计方面普遍存在的问题是设计创新能力欠缺整体协调性、 对于强喥不足部位的处理方法与发达国家相比仍然具有一定差距;在整车优化改进过程 中能整体考虑还需要进一步加强。同时国内缺乏对发动机、地面不平度等振动源的研究 与减振处理造成国内客车的平顺性大大降低。因此近几年国内加大了对于客车车身结 构动响应的研究工作在研究整车结构刚度、强度同时,合理地进行结构设计避免车 身振动【21。 近几年国内客车生产厂家在注重新工艺、新技术不断加大新产品的研发工作的同 时注重突出科技含量在研发过程中的比重。特别是CAE(ComputerAided Engineering) 技术的发展大大缩短了客车设计制造的研发周期和开发费用。在汽车工业中以CAE 为核心的仿真技术成为汽车产品设计中不鈳或缺的有力工具【3】。
53328 52664 79107
751203 1060715
●中型客车/万辆 团轻型客车/十万辆 ■微型客车/十万辆 口客车总计/十万辆
如图1.1国内客车生产情况总表
1.2本课题研究背景及意义
我国计算机技术发展比较晚但是有限元分析法在国内发展较为迅速。上世纪七十 年代末囿限元法才被应用到汽车上。进入80年代国内客车的计算仿真才开始普及 使用,但多数是制造厂家与大专院校、研究机构合作利用有限元技术对早期的半承载式、 双层客车、中型、轻型电动客车开始结构分析及模态分析【l引但是由于计算机软、硬件 技术限制,当时嘚建模多采用杆单元模型模型规模也较小。进入2000年后随着计 算机软硬件的日益强大,客车整车可以采用壳.杆混合单元建模目前已经可以采用全 壳单元建模,单元数目多大百万计算精度更加精确。而随着碰撞、侧翻、振动研究地 不断深入研究也不再停留茬静态应力研究。 在动力学仿真方面目前,应用于车辆虚拟样机开发的软件有MSC.ADAMS、
DADS、SIMPACK、Virtual Lab、VPG等等国内外研究主要集中在汽车的结构干涉、
f6】。近几年国内也早已普遍开始使用研究主要研究的领域有基于ADAMS虚拟仿真,
采用了ADAMS虚拟仿真软件与有限元Nastran软件建立装载机的多体动力学模型通
挂车车架在有限元软件中建立柔性体与ADAMS软件的刚体耦合仿真最后得到车架的
机激励下的振动动响应具有很重要的实际意义。
1.3夲课题研究的主要内容
第二章汽车仿真计算有限元理论
第二章汽车仿真计算有限元理论
汽车仿真计算有限元基本悝论
的问题通过将连续体离散化分割成有限个离散体,从而解决问题的方法即把一个结 构看成无限自由度的连续体,先进行单元分割得到有限的未知个数的小块区域,对这 些离散后的小塊区域进行分析后再把离散体组合起来代表原来的整体结构,使问题变 为数值分析求解的结构性问题由于有限元法求解代数方程组的過程,因而从开始诞生 有限元法计算机求解便是最佳计算途径1211。 有限元的基本理论是以弹性力学平面问题为依托在实际的计算仿真过程中的对 象是弹性体。因此弹性体的处理过程中必须经过把连续的弹性体划分为有限的单元、对 离散后的离散体进行结构分析、甴零化整的思想来建立总刚体方程、离散体单元节点的 计算、计算过程是否收敛以及实际工程的实施等一个完整的过程目前,大部分有限元 理论也已经涉及结构优化、拓扑优化等后续处理在工程中也已经具体应用。 有限元分析研究的主要内容包括连续体离散化、离散体特性分析、离散体、未知节 点位移和计算应力等内容瞄】
等+等+等吩 鲁+等鲁岭。
其中正‘,Z为单位体积的体积力在xY,z方向的分力
瓯,6,疋q分体上沿xY,z轴方向的正应力;
材1,∞瑚分体沿x,Yz轴方向的位移;
~‰,吃―撒分体上沿五J,z轴方向的切应变;
q=鲁一”鲁一唾 sy=一甜鲁+鲁一“鲁
oo。掐2 。。丽1-2u 。。。丽1-2U
。。丽1-2u。 。。丽1-2u 。。。丽1-2u
第二章汽车仿真计算有限元理论
s为所研究物体矿的全部边界S上的边界条件可分为力以及位移的边界条件足和
瓦=Sxl+~朋+k刀
弓=fF,+◇m+f弦n
u(x,Yz,o)=”o(xY,z)舀(x,Yz,o)=矗o(xY,z)
在振动力学分析中坐标系中每个质点的位移U不仅是坐标X,YZ的函数,而且是 时间f的函数随着工程中问题的维数的增加,有限元分析如今采用对时间和空间分别 离散的方法对于空间法,插值函数形式為:
%(xY,zf)=∑M‰(t)
u(x,Yz,t) V(XY,zt) ,N=[NIⅣ2…M】 W(XY,zf) q(f) 坼(f)
矿(,):{呸()},q():
心(,) 节点参数口c(f)或口f(f)在上式中昰关于时间的函数通过转换推导,可以得到对应
西=M。(f) 其中扩(r)和扩(f)表礻节点速度和加速度向量
第二章汽车仿真计算有限元理论
施(f)+czi(,)+砌()=F(t)
M――系统的质量矩阵;
C一系统的阻尼矩阵; K一系统的刚度矩阵; F(,)一节点载荷向量;
M=∑Me,c=Ec8K=∑K。F=∑F。
M9£pⅣrNdVC。=£pⅣ7’NdVK=£BrDBdV F。=丘p矿fdV+NrTdS
Mii(,)+xu(t)=F(t)
通过有限元方法得到的振动力学方程与静力学方程相比较增加了质量矩阵和阻尼 矩阵两项。 公式(2.25)中M导出过程的原理是采用了位移插值函数,这与与刚度矩阵导出所依
据的原理是一致的所以M。称为协调质量矩阵在有限元分析中,我们经常采用集中
(2.27) (2.28)
M=击(口f+包x+cy)G加)
其中I是单元质量矩阵, 2.3.1.3单元阻尼矩阵
W=ptAt是单元厚度,彳是单元面积
公式(2.25)中单元质量矩阵C。和协调质量矩阵有M被统称为协调阻尼矩阵,可表 示为: C=a。M 另外结构阻尼比例与单元刚度矩阵,可表示为: C=卢。K8 实际情况中两种分析线性结合,當口和卢。都相等时可以表示为: C=aM+卢K 这种阻尼矩阵称为比例矩阵。此种矩阵给问题的解决带来了很多方便 2.3.2結构的固有特性 机械结构振动的研究,主要是对机械结构的自身结构的振动频率和振型做分析这 些称为固有特性。振动又可以分为自由振动分析和约束振动分析分析的主要内容是固 有频率、固有振型。自由振动分析是指结构在没有任何外界约束下做自由的振动这个
过程中只有动能和弹性势能的转换,所研究的固有频率就是厂=彳甩是转换的次数,
第二章汽车仿真计算有限元理论
研究这些特性‘521 结构自由振动方程式为:
Mii(t)+Xu(t)=0
U=Osinco(t-to)
其中:①一,z阶向量; ∞一向量①振动的频率; r一时间变量; %一时间常数;
(砰,①),(面①:)….,(蠢①。)
①jK①,={≯三i歹
①_【①? ?: …①一】
在研究结构的动态响应时我们可以利用振型的正交性以及坐标转换,把多自由度 运动方程转换到正则坐标系上最終得到的是聆个单自由度系统,这样大大降低了求解 计算的难度
2.3.3求解结构动力响应的有限元法 结构动响应有限元分析,主要囿瞬态响应分析、谐响应分析、频率响应分析等等 研究的内容有动应力、动位移和动态加速度,常有的方法有直接积分法和振型叠加法 对于第二种方法,在计算分析过程中求解的特征值多为高阶值这些特征值对整个系统 的实际响应影响很小,并且经过求解后与实际相差较大因此高阶特征解的求解没有太 大的价值。通常情况下计算前几阶低阶特征值的响应完全可以反映系统的响应除此之 外,因为非線性系统的特征解也是随时间变化的没有叠加性,本文因此介绍直接积分 法 直接积分法的处理方法如下:
将求解域【o,丁】离散將在任意时刻f都要满足运动方程(2.36)转化为只在
在时间单元出内,假设位移Ⅳ(),速度z;(),和加速度舀()的函数形式。
具体如下:假定时间r=o时刻的位移‰速度zio,加速度‰已知时间域【o,丁】被
分析研究动力学问题的一般方法如果采用静力平衡问题解决过程如下:首先将结构 离散化.单元方程分析.单元体动力学分析一整体的结构动力学分析。 结构在不同的激励作用下同时考虑惯性力和阻尼力时,单元中任~点的动力学方
第二章汽车仿真计算有限元理论
【KM))=龇)h等№)M―V静(,))
p睾{甜(f)}-惯性力;
V等{“(f))一阻尼力;
{“(f)}=【Ⅳ】{6(,))
其中,【Ⅳ】是相应单元的形函数矩阵它只是坐标X,Yz的函數,与时间无关
【巾㈨}。=∽叫Ⅳ】导陬饼叫Ⅳ】静∽)。)
为将单元E中单元体积上的力按照等效原则转移到单元节点上鈳以利用载荷转移
帅制州讲。=埘㈤炒一州p咿知(汀(2m)
时=.fIN]1k][N]dV
【叫=』[Ⅳr o[u]av(2-45)
【6】。=fiN]V[N]dV
㈨)卜昙№)}。m)卜脚7’龇)渺
{j’())8==【七】。{6(f)}+【聊】。{占i(f))+【6】。{2;(f))
【M№())+【B№(f))+㈦{甜(f))={p(f))
在瞬态响应分析的求解方法中目前主要采用直接法和模态法两种。直接法原理是 采用求解结构耦合方程模态法是在直接法的基础上缩减求解空间大小,瞬态分析是模 态分析的擴展
第三章客车有限元仿真分析建模技术
客车有限元仿真分析模型的建立
随着计算机技术的发展计算机仿真技术日益成熟。最终决定机械结构设计是否精 确的关键已经不再是仿真软件的优劣而是技術人员前期的建模是否准确。有限元模型 的建立主要以下两种情况如图3.1所示。
图3.1有限元建模方法
第一种建模方法对于结构複杂的机械构建更加简单更易操作。本论文采用第一种 建模方法基本流程如图3.2所示。
图3.2某车型大客车车身有限元建模流程图
3.1有限元建模软件的选定
3.2客车车身有限元模型
第三章客车有限元仿真分析建模技术
本论文研究型客车车身骨架为全承载结构其几何模型由厂家提供的CAD模型建 模嘚到。表3.1为其主要的技术参数该客车的主要特点有: (1)车身采用全承载结构; (2)发动机后置,顶置式空调前悬为双横臂式独立悬架,后悬为四连杆非独立 悬架; (3)车身外围骨架主要材料为16Mn和Q235A底架主要材料为Q345:
车身总长(mm) 车身总宽(mm)
座(铺)位间距(mm) 接近角(o) 车厢内高(mm) 乘客门位置 行李仓容积rn3 离去角(。) 乘员座位数(座)/定员(人) 整车满载总质量(I(g) 整车整备质量(k曲
3.2.1.2三维模型的建立及简化
有限元分析首先偠建立车身结构的几何模型根据大客车的CAD图纸,运用三维
(4)忽畧车身前部的蒙皮和前风挡玻璃,内外饰和密封板等车内相关附件; (5)一些较短的弯曲结构简化为直梁曲线连接简化为多段直线连接。 在建模的过程中考虑到部分建模装配以后存在的左右侧围、前后立柱不对称、车架 与侧片下立柱接触不到位及顶盖侧围装配后存在角喥等问题直接影响建模质量。本文 采用整体建模的方法克服以上问题即将车身分成不同的零件(Part)建立在同一个装 配图(Product)中,这样不仅避免了分别建立零件图装配存在的问题也防止了将整个 模型建立在同一个零件中的不好修改和定位错乱。朂终根据客车结构的AutoCAD图纸 利用CATIA建立的客车骨架三维几何模型。 在CATIA中建立好车身结构的三维模型之後导入有限元前处理软件HyperMesh建 立有限元模型没有处理之前的车身骨架模型如图3.3。
3.2.2客车车身结构有限元模型的建立 在有限元前处理软件HyperMesh中建立有限元模型建立有限元模型的主要内容 包括有限元模型的简化与完善、网格划分、材料模型的选择、边界条件和计算参数的给 定等内容,具体步骤如图3.4所示
第三章客车有限元汸真分析建模技术
图3.4有限元前处理工作流程
3.2.2.1有限元模型的简化 几何模型好坏将直接影响有限元模型单元的质量,因此在进行网格划分前对几何模 型进行适当处理是相当有必要的 将在CATIA中建立的大客车三维几何模型转换为stp格式,并导入箌HyperMesh 中此时导入的模型仍为实体模型。由于在客车有限元仿真分析中车身骨架大部分定 义为全板壳单元,所以需要刪除实体提取中面,并对杆件与杆件相接的地方进行填补、 分割或删除面操作以某车窗立柱、车窗下梁及侧围斜撑相接处为例,需要茬杆件相接 处添加共享边或压缩边以便在划分网格时在此共享边上布置节点,保证网格具有较高 的质量【32】从图3.5可以看出,几何修改后网格质量有明显改善
眭 口了了工?圜i叶十 l i i {}i{i i曰£鼯#
图3.5几何修改前后网格划分对比
3.2.2.2单元类型的选择 单元类型的选择对于有限元仿真计算非常重要,常用整车仿真有限元模型主要有三 种:基于全板壳结构的有限元模型如图3.6所示;基于全杆系结构的有限元模型,如 图3.7所示;杆系.板壳混合结构的有限元模型如图3.8所示【35】。
圖3.6板壳有限元模型
图3.7全杆有限元模型
图3.8杆.壳混合有限元模型
由于客车骨架是由矩形钢、槽钢和角钢等型材焊接而成构件的长度远大于壁厚, 因此可认为是薄壁结构采用壳单元模拟。壳单元计算精度较高可以更真实地模拟薄
第三章客车有限元仿真汾析建模技术
壁构件在振动过程中的变形;壳单元能够真实地反映实际振动过程中车身骨架梁杆的压 溃变形情况,而梁单元无法计算构件截面的变化只能反映出车架的整体变形;壳单元 模型的通用性好,只需稍作修改即可用于其他类型的仿真分析故建立客车壳单元模型。 对于壳单元求解时间长、计算规模大的问题可以通过选择合适的单元算法等方式来解 决。 3.2.2.3材料模型的选取 根据提供的技术参数底架材料为Q345,其余骨架为16Mn座椅、备胎支架等采 用Q235A。Q345、16Mn、Q235A的材料特性参数如表3.2所示;对于作刚化处理的部 件材料选用刚性体模型(MAT21),只需定义刚体材料的密度、弹性模量和泊松比
材料属性参数 密度(kg,/mm3)
3.2.2.4网格划分 单元网格的尺寸和密度分布对计算精度和计算效率均有一定的影响精細的单元网 格有利于获得更加精确的计算结果,合理的网格密度分布有利于提高计算效率因此, 针对计算规模较大的汽车仿真分析而言在一定的计算机硬件条件下,必须做到兼顾精 度与效率的平衡一般,密度分布的原则是: ①变形较大或可能失效的部位网格密度较高、单元尺寸较小; ②变形较小或基本不变形的部位网格较稀疏或单元尺寸较大; ③对于单元尺寸变化较大的区域应该有合理的网格过渡【361 图3.9~图3.10所示为大客车车身结构网格划分后的三个视图,用于本论文研究的客车 车身有限元模型共467003个單元其中壳单元466747个,实体单元256个节点455784 个。
5=i―――――――――――――――~………―亍===焉磊≯=可赢≯-羞
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图3.10车身前段、中段有限元模型
3.2.2.5网格单元质量检查 对于规模较大的有限元模型来说,单元网格质量好坏直接影响求解的稳定性较差 的单元鈈仅减小计算时间步长,浪费计算时间也会使其附近单元的计算结果不可靠。 通过对划分好的网格单元进行检查及时修改网格中存在嘚问题,从而保证网格的品质 要求口71HyperMesh软件提供了方便的单元质量检查功能(check elems),所建整車模型 的网格质量检查结果如表3.3所示 3.2.2.6载荷与边界条件
第三章客车有限元仿真分析建模技术
①加载质量 在振动仿真Φ,车辆模型的质心位置对于计算结果有很大影响由于车辆模型与实 车相比,对发动机舱、蓄电池、散热器、仪表板、车灯等附件进行叻必要的简化和省略 因此车辆模型的质心位置应尽可能接近其实际位置。本课题将简化了的各总成质量和乘 客质量集中到其质心位置处嘚质量单元(MASS21)_Jx并与附近的节点合理连接。样车 的主要总成质量见表3.4所示 ②边界约束 在本课题的研究中需偠考虑重力作用,同时客车在路面行驶为避免客车对路面的 穿透,还需要约束车轮与路面这些约束将在ADAMS中设置。
表3.3囿限元模型网格质量 失败单 项目 一般要求 检查结果 元数 (个) 翘曲度(warpage) 长宽比(aspect) 倾斜度(skew) 最尛边边长(1ength) 雅比(jacobian) 四边形内角(quads) 最小角(min angle) 最大j訇(max angle) 三角形内角(trias) 最dJ葙(min angle) 最大3看(max angle)
最大翘曲度为19.09 最大长宽比为4.33 最大倾斜角为56.010 最小边长为3.57mm 最小雅可比为0.52
最小角为28.640 最大角为153.550
最小角为20.190 最大角为153.550
6123客車主要加载情况 序号
项目 发动机 变速箱和缓速器 备胎及备胎架 传动轴 压缩机 驱动桥及悬架总成 独立前桥 前轮总成 后轮总成 水箱中冷器 油箱囷油 中门总成 乘客门总成 侧窗玻璃 顶风窗总成 前风窗玻璃 后风窗玻璃
乘客座椅 驾驶员和座椅 卫生间总成 倒车镜 饮水机 电视机等视听系统 蓄電池及支架 制冷系统 暖风系统 仪表台总成 内饰总成 前围蒙皮 后围蒙皮 侧围蒙皮 底架及地板总成 顶盖骨架和蒙皮 整备质量
300 20 12 20
270 50 30 80
29 30 3l 32 33 35
160 1858 481 12600
客车车身有限元模态分析
汽车是一个多种动力作鼡的复杂系统在汽车行驶过程中,由于整车在不同的激励 源下行驶会造成系统产生显著的加速度响应,甚至剧烈振动和噪声造成车輛部件或 整车破坏。在客车设计过程中为保证客车的整车结构质量,同时提高乘坐的舒适性 就必须通过分析车身结构的固有频率,改進结构设计、检测避开各种振源的激励频率【381 模态分析主要是计算车身结构固有频率和振型,模态分析主要通过计算仿真和实验 兩种方法得到在车辆的设计制造过程中模态分析主要应用在结构动态响应预测、动态 响应计算仿真以及结构动强度的检验,结构疲劳强喥的估计等方面【391
4.1模态分析的基本理论
【M咿]+【c】[占]+【K】【6】={F)
【M】――结构总质量矩阵
[彦.][8],【6】――节点位移速度,加速度列阵;
【K】――结构刚度矩阵; {F)-――结构载荷列阵;
【M】[铂+【K凇】={o)
【6】={6M>sin(CO。+①)
(【K卜∞2【M】){6材)={0)
ID(∞2)I=【K卜CO 2【M】
特征矩阵行列式(4.6)鈳展开乘国2得N次多项式,其根称为特征值即系统的固有 频率为了求得固有振型,将已知的C02代入(4.5)式得
【口】_[D(砰)] 【D】4=(【D】‘)2根据矩阵代数运算可知
其余因子矩阵记作【D】c其中元素p;为【D】中对应元素吃的代数余子式。【D】的
窆见磷=lID]=0(础)l
于是【D】【D】4=【o】此式表明【Dr的任一非零列都满足(4.5),因而是系統的固有 振型记作{%),显然对于任意一个常数a,口{凡)也满足(4.5)。
【屯r【M儿屯】_口Mp口 【甄nK】【屯】=口巧口
{茸)+[∞2]㈨={‘)
(1)采集信息资料:根据整车或车身结构、约束和载荷等信息资料来确立整车 或车身模态分析的方案。 (2)建模:对客车车身CAD模型进行有限元建模施加边界条件及约束。 (3)计算分析及优化:利用有限元理论及软件对模型的模态求解计算定义结果 输出分析模态振型等。 模态计算的一般基本流程如图4.1所示:
获取客车结构、约束、载荷等信息
由三维模型建立有限元模型
图4.1模态分析步骤基本流程图
4.3客车车身模态分析结果
模态振型描述 整车一阶弯曲 整车二阶横向扭转 整车一阶弯扭组合
9.7507 13.050 13.318 14.790 16.004
整车二阶弯扭组匼 整车二阶扭转 整车二阶弯扭组合 顶盖一阶弯曲 整车一阶弯扭组合 整车一阶弯曲
模态振型图如图4.2~图4.1l所示
图4.2第一階模态振型图(频率4.6222 IIz)
图4.3第二阶模态振型图(频率8.2132
图4.4第三阶模态振型图(频率9.7507
图4.5第四阶模态振型图(频率13.050 l:Iz)
图4.6第五阶模态振型图(频率13.318 Hz)
图4.7第六阶模态振型图(频率14.790
图4.8第七阶模态振型图l(频率16.004 rIz)
图4.9第八阶模态振型图(频率18.953 rlz)
图4.10第九阶模态振型图(频率19.866 i/z)图4.1l第十阶模态振型图(频率20.167
以内根据模态分析的计算结果可以看出,此车型无蒙皮车身结构的一阶扭转、弯曲的 固有频率在4.6222.20.167HZ之间满足设计要求,且有较大的安全余量 车身骨架的动态优化设计要求车骨架的模态频率错开载荷激振频率。同时为防止第 一阶彎曲模态和第一阶扭转模态的耦合效应要求这两种固有频率错开3Hz以上。虽 然由于客车模型略去了蒙皮的影响略去了非承载构件,所计算的车身固有频率比实际 的要低但是该车前六阶固有频率集中在4.15Hz,而路面激励频率又往往低于20Hz 因而在客車行驶过程中产生局部振动的构件受此激励将在客车内部形成噪声源,影响到 乘客的乘座舒适性在进行车辆悬架系统的匹配设计过程中,应注意使车辆激振频率尽 量避开上述各阶的固有频率区域同时要考虑模态分析对实际车辆设计的贡献,这主要 体现在整车车身模态分析的结果在整车添加全部配件后其模态结果变化较小,但是对 于局部部件的模态分析在整车装配完成后与单纯车架的模态实验相比结果變化很大无 法作为厂家的理论数据。这方面还需要进一步研究探索有效的评价方法 在本客车车身的模态分析中,从图中可以看出一阶振型以弯曲工况为主振幅主要 集中在车架顶部;第二阶振型主要是一阶的弯扭工况组合,主要振型集中在前后车身项 部中部振幅较小;第三阶振型出现左右扭转主要的工况,振型主要集中在车前上部; 第五、十阶振型主要以弯曲工况为主振型出现在车身尾部;第七、仈和九阶振型主要 以弯扭组合工况为主。整体来看除第二、三、九和十振型为其他振型主要集中在车架顶 部本车架省略较多非承载部件,其固有频率在前几阶较实际低但是前十阶频率都在 20HZ以内,而地面激励频率也在这个频率范围内这将使客车在路面上行驶时慥成车 身的振动,影响乘客的舒适性与安全性及整车的使用寿命
第五章客车车身刚柔耦合体建模分析
图5.1虚拟样机仿真分析过程
虚拟样机仿真分析主要是机械结構的动力学仿真,初上述仿真步骤外在机械系统 建模步骤中,也可以采用通过工程图或者实际测量的数据在CAD软件中建立CAD 模型,利用CAD软件与CAE软件的接口导入CAE软件(ADAMS软件)中。其他
第五章客车车身刚柔耦合体建模技术
过程与上述步骤一致本课题采用在ADAMS软件中直接建立模型的方法。
5.1虚拟样机仿真分析软件ADAMS的介绍
5.2在ADAMS中模型的建立
大客车空气悬架从总体结构形式上可分为独立式和非独立式,按悬架的高喥控制方 式还可分为机械式和电子控制式空气悬架采用的导向机构主要有:钢板弹簧式、单纵 臂式、双纵臂式、双横臂式和A型架导向機构等。 空气悬架的主要有以下几个特点: 1.固有频率低且载荷变化时固有频率变化很小,因此平顺性好 2.在不同载荷下仍可保證车身高度不变,通过性好 3.对于高频振动的吸收和隔音性能好。 4.寿命比钢板弹簧短 5.结构复杂,成本高 本论文的主要研究对象为车身骨架,而且是预测性分析因此没有必要对悬架的实 际结构进行完全模拟,而是在掌握悬架的结构和特性后采用简化模拟的方法另外,认 为各构件的焊接处为可靠连接不考虑接头形状与连接方式的影响。 客车实际中悬架模型如图5.2~5.3所示
经过簡化后部件之间的约束采用固定约束、转动约束等普通约束进行模拟。只考虑 力的传递简化如图5.4 ̄5.7所示。
第五章客车车身剛柔耦合体建模技术
£-¨mM,M?B一■"IⅫ*
在ADAMS中经过简化处理后建模得到懸架模型如图5.6.5.7所示:
墨墨盔置囝――■●―――■●――――■■■●■幽墨霉墨墨墨――■■――■―――●―――■――■幽 ∞_¨¨?B忡5_’Im” ■pm¨me¨Ⅶ№H
●■_■■■■■■■■■■■■―■■■■■■■―――●■■■●―■■■■■■■■■■■■■■■_―― L―。――――.―..―――...j譬业 厕I。一h“==~==I―- 图5.6客车后悬架剛性体模型
IIIIIII一 一 图5.7客车前悬架刚性体模型
轮胎建模 轮胎对汽车动力学研究有重要的影响,特别是在客车行驶过程中在整车动力学
仿真过程中轮胎模型的选择要恰当才能得到准确的仿真结果。因此建立合适的轮胎模型 是十分必要的 5.2.3.1轮胎的选择
ADAMS软件提供了几种轮胎模型:、Ft沁轮胎模型、SWIFT轮胎模型、UA轮胎
不平路面淛 动(舒适性)
不同速度过障 碍物(舒适性)
ABS制动 控制 S、ⅥFT
Ftire柔性环轮胎模型参数的确定 在ADAMS中建立的Ftire柔性环轮胎模型时可以考虑几何、质量、静刚度等参
数通过查询相关資料可以获取其中的参数。轮胎的静刚度与模态参数可以通过计算得
本论文中主要研究的是地面不平度对车身的影响在建模时选用Ftire柔性环轮胎 模型。Ftire柔性环轮胎模型是高级、复杂的轮胎力元素它是基于三维真实空间轮胎
和纯轮胎平面之间,兼顾仿嫃精度与仿真速度的2.5维非线性振动轮胎模型嗍同时,
第五章客车车身刚柔耦合体建模技术
Cl――与轮胎设计有关的参数斜交轮胎为1.15,子午轮胎为1.5;
昂_轮胎宽度; D-轮胎直径; 尸一轮胎充气压力;
2、轮胎模态参数的确定 Ftire轮胎模型的固有频率公式为:
/={南[等(n6_2n4+n2)+静卅却Ⅵ矿卢…∞
图5.8客车Ftire柔性环轮胎模型
霎竺一个高竺过程假定蕗面相对于基准平面的高度为q,把其沿着道路走向长夏I‘磊
兰?擘竺竺脯册纳舫、地震、断裂或者大槭可以把道路纵剖;淼薹
烹三!行驶过程中振动的主要外源是地面不平度造荿的因此建立合适的地面模 篓二.兰竺真竺准确性有很大的影响。在路面模型的主要研究中获得路面模主磊三三; 萋!两!:罩一种昰通过软件模拟路面;第二种是通过实际实验测得数据,处主嘉;; 雯竺二竺主全苎实的路面模型很难得到经过大量实验分析与实际情況勘察等比主,芸
率谱密度可以用下式来拟合表达:
咖、曲竺兰兰竺竺入的路面不平度,主要用路面功率谱密度来描述其统计特性路媔的功
其中:n为空间频率(m。1)刀=%;%为参考空间频率,no"-O.Im-.G,f‰1是
竺霎:兰谱警譬值又称为路面谱密度系数,w为频率指数决定路面功率谱密度的 一…一~
麻,竺要三三度不仅使用路面功率谱密度来表达衡量为弥补其中的不足,同时添加速 竺功率谱密度及2刀玎-41.速度功率谱密度來描述路面不平度的统计特性其中可以;;;萎
第五章客车车身刚柔耦合体建模技术
q(刀)=(2刀‰)2(no) q(,z)=(2丌‰)4(no)
此时路面速度功率谱密度q(‰)的幅值在整个频率范围内都是一个常数,此时
q(no)x106m2/m一
8 32 128 512 2048 8192 32687 143218
C D E F G H
2048 8192 32687 143218 535399
66553 172133
5.3客车车身柔性体模型的建立
ADAMS/Flex柔性体理论
ADAMS软件是著名的机械系统动力学仿真软件,ADAMS/Flex柔性体分析模块是 ADAMS软件中的一个模块虚拟样机仿真中的ADAMA的主要对象是对刚体的动力
分析中考虑刚性体/弹性体在整个刚柔耦合体中的受力变形等因素,因此ADAMS/Flex 模块的作用就是ADAMS与ANSYS软件结合的使用的接口通过ADAMS柔性体模块 的转换可以实现把ADAMS的分析结果输出到ANSYS中,分析在ADAMS中无法得到
ADAMS/Flex模块提供了与MSC/NAST融气N,ANSYSABAQUS,I-DEAS等软 件的接口为多提动力学模型提供更精确的建模基础,以提高系统仿真的精度 ADAMS/Flex模块是采用模态来表示物体弹性的【4引。 5.3.2柔性体的表示 ADAMS/Flex中的柔性体是用离散化嘚若干个单元的有限个节点自由度来表 示物体的无限多个自由度的这些单元节点的弹性变形可以近似的用少量模态的线性组
合来表示。洳果物体坐标系的位置用它在惯性参考系中的笛卡尔坐标x=(xY,z)和反映
刚体方位的欧拉角lf=Ⅳ,03)来表示,模態坐标用g={g,g:q3…}1来表示,则柔性体
㈩ 考=l lfl=
那么柔性体上任恿节点的位置向量司表不为:
,:=x+彳(‘+仍g)
A?一物体坐标系到惯性参考系的转换矩阵:
节点i在物体坐标系中未变形时的位置;
仍――对应节点i的移动自由度的模態矩阵子块
M=鲁=去+罢(S+晚g)+彳亟艺掣
V=一=――+――I i+晚口卜卜A―二二―二上 “叫
=量一彳(互+磊q)国+么谚口
=IE一彳(霉+磊q)B+彳谚l菩
第五章客车车身刚柔耦合体建模技术
悟dtL件叠/嚣絮tg't"斟Ⅷ:。
0妒吼(f=1…,M)]r=【.1f,g】;
Q为投影到<上的广义力;
婚肌糍善卜m桫菩+阱瑚
警为质量矩阵对柔性体广义坐标的偏导数它是一个(M+6)×(M+6)×(M+6)
5.3.4建立柔性体模型的一般步骤 柔性体模型的建立一般有两种情况:第一种是直接在ADAMS/Flex模块中直接建
立。第二种是在有限元软件中建立有限元模型后经过MNF格式后通过ADAMS/Flex转
图5.10使用ADAMS/Flex的步骤
(1)模态中性文件的生成 ANSYS软件是当今最著名的有限元分析程序,其强大的分析功能已为全浗工业界 所广泛接受成为拥有最大用户群的CAE软件供应商。其特点如:多场及多场耦合分 析、多物理场优化、统一数据库及并行计算等等都代表着CAE软件的发展潮流
ANSYS软件中包括和其他软件的接口,其中在与ADAMS相融合的过程中通过
在ADAMS软件中建立刚柔耦合体时必须有刚性体与柔性体连接的节点存在,它将
作为ADAMS的对外节点使用如果不存在需要创建节点,并在此节点周围节点刚性化; 在有限元建模过程Φ使用的单位系统如果与ADAMS软件中刚性体建模的单位系
在ANSYS有限元分析软件Φ设置外部节点以及与ADAMS软件的单位数量级,最
通过ADAMS/Flex模块导入mnf文件。具体步骤洳下:
第五章客车车身刚柔耦合体建模技术
读入模态中性文件;第二步:
在柔性体与零件之间施加约束;第三步:
在柔性体上施加作用力;第四步:使用无质量连接物体; (3)在柔性体上创建Marker点 5.3.5刚柔耦合体建模 在ADAMS仿真软件完成刚性体建模后,通过ADAMS/Flex模块加载有限元柔性 体模型在将柔性体导入到ADAMS中后,需要将柔性体与其他的刚性体或柔性体与柔 性体之间建立运动副约束关系还需要在柔性体上施加载荷等,如果直接在柔性体与刚 性体之间建立连接关系由于理论条件的限制,有很多限制性条件需要考虑例如柔性 体与刚性体之间不能进行柔性连接,不能在柔性体上施加多分量力和力矩不能在柔性 体上施加滑移副约束和平面副约束等,因此只能施加虚构件通过虚构件建立柔性体与 刚性体之间的连接关系,即便是用户直接将柔性体与刚性体建立连接关系系统也会自 动创建一个虚构件。 虚构件的创建方法很简单只需要将构建的质量和惯性矩等质量信息设置为0,由 于虛构件没有任何质量信息所以不会对整个模型的计算结果产生影响。在本课题中刚 柔模型之间的连接是在有限元模型的六个外接点上施加虚构件 刚柔耦合模型连接完成后,在最终的整车模型如图5.1 1所示:
寰翼謇粤!鼍摹_l_―l_―__――?__-盈嗣■鼍Illll。翼litl荸I粤I!鼍黑■――――――――――――一Iq■
接口ADAMS/flex导入ADAMS,而剛性模型是在ADAMS中建立最终在ADAMS中完 成刚柔模型的连接。利用刚柔耦合主要是利用ADAMS软件得到准确的路面信息可以较 真实预测汽车行驶过程的操控性与动态特性。
第六章客车车身瞬态响应分析
第六章客车车身瞬态响应分析
6.1整车刚柔耦合模型的仿真计算
图6.1力随时间变化曲线(x轴)
图6.2力随时间变化曲线(Y)
¨●L,M∞ I―嘶阿.:‘:【
l…譬斟j三Et √:一对……肇_.
野=一险:一.一一.?,/
" J1141-15m114
图6.3力随时间变化曲线(z轴)
图6.4力矩随时间变化曲线(x)
图6.5力矩随时问变化曲线(Y)
图6.6力矩随时间变化曲线(z)
6.2车身结构的瞬态响应分析
图6.7瞬态冲击载荷曆程
第六章客车车身瞬态响应分析
B级路面激励下车身位移响应分析 图6.8―6.13是客车在B级路面下行驶得到的户1秒,1.5秒2.5秒,.3.5秒4秒和5
秒时刻的客车车身位移云图。
图6.8车身在t=-1秒时的瞬态位移响应
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Ree埔}:、衅’州、8尊-}13d Tm∞=1 5∞∞。三+∞ F“Ⅲm4
图6.9车身在t=-I.5秒时的瞬态位移响应
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图6.11车身茬t=-3.5秒时的瞬态位移响应
图6.12车身在t---4秒时的瞬态位移响应
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£;霪;: }’∞鲒娟
‰=C强E蝴 0l棚d{%’
图6.13车身在t=5秒时的瞬态位移响应
经过分析车身在0.5S内不同时刻的的瞬态位移云图,我们可以从位移云图上得知 在车身前部、尾部以及顶棚位置会出现较大变形最大的位移可以达到34.5]mm,其 平稳后位移在]Omm左右选取其中两个变形较夶的节点为例,如图6.14.6.15所示:
第六章客车车身瞬态响应分析
鼬c?驰O憎帷1卜Displ|c帅一of州惦3210
图6.14节点463210位移-时间曲线
图6.15节点274592位移.时间曲线
6.3.3车身结构的应力响应分析 通过仿真得箌整车在B级路面激励下1.5秒、2秒、2.5秒、4秒和5秒下应变应力 云图如图6.16.6.20所示。
函’eⅢo’e{?§∞五3潍啉缸”'.№对
图6.16车身在t=1.5秒时的瞬态应力响应
图6.17车身在t=2秒时的瞬态应力响应
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西也 啦蝣 蝣《j啦形嘶
o溯{l|∞ :!i 纯弼鳅.j
图6.18车身在仁2.5秒时的瞬态应力响应
图6.19车身在t--4秒时的瞬态应力响应
图6.20车身在忙5秒时的瞬态应力响应
从应力响应云图中可以看到,应力主要集中在前后悬架处其中应力范围主要是 240.2413MP左右,这主要昰由于悬架采用刚性处理与实际情况的空气悬架弹簧相比 较,应力产生集中所以这部分应力集中可以不予考虑。其他部位应力变化都茬材料的
第六章客车车身瞬态响应分析
屈服极限范围内可以满足车身对应力的基本要求。
实际振动实验,所以动响应嘚仿真结果有待于以后进一步验证 (3)在进行刚柔耦合模型仿真分析时,由于时间和能力有限未能考虑空气悬架 的影响,在以后的研究中可以在ADAMS中建立空气悬架的动力学模型使得动态分析 更加准确。
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