基于HyperWorks的城市客車座椅模態(tài)分析

朱曉慶，趙孟陽(青島大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，山東青島　266071)

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基于HyperWorks的城市客車座椅模態(tài)分析

朱曉慶，趙孟陽
(青島大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，山東青島266071)

摘要:基于HyperWorks軟件建立某客車座椅的有限元模型，并對(duì)此座椅模型進(jìn)行自由模態(tài)和約束模態(tài)分析，分別得到座椅在兩種狀態(tài)下的模態(tài)振型和與之對(duì)應(yīng)的固有頻率，并通過模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證模態(tài)分析結(jié)果的正確性，為城市客車座椅的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞:城市客車座椅;模態(tài)分析;固有頻率;振型

隨著經(jīng)濟(jì)社會(huì)的發(fā)展，中國(guó)的城市化進(jìn)程不斷加快，人口的急劇增加給城市交通系統(tǒng)造成巨大的壓力。公共交通系統(tǒng)的發(fā)展能夠在很大程度上解決城市交通擁堵問題，同時(shí)政府大力提倡乘坐公共交通工具出行，因此與人們出行息息相關(guān)的公交車受到越來越多的關(guān)注。座椅作為城市客車上的重要部件，直接影響乘客的乘坐舒適性。為提高客車座椅的乘坐舒適性，目前大多數(shù)學(xué)者是從客車座椅的結(jié)構(gòu)和材料方面進(jìn)行研究［1－2］，理論上的研究較少。本文基于HyperWorks軟件建立了某廠家生產(chǎn)的某型號(hào)客車座椅的有限元模型，通過模態(tài)振型和固有頻率從整體上研究座椅的動(dòng)態(tài)特性，以期為客車座椅的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1客車座椅結(jié)構(gòu)

選取某廠家生產(chǎn)的RL－F型吹塑客車用座椅，三維模型如圖1所示。座椅的外形尺寸為580 mm×440 mm×640 mm，靠背傾角為100°，座椅吹塑厚度為2．5 mm。座椅由靠背、座椅面和支撐骨架組成。靠背、座椅面材料為ABS(丙烯腈－丁二烯－苯乙烯共聚物)工程塑料，彈性模量為2×109Pa，密度為1 050 kg/m3，泊松比為0．39;座椅骨架材料為Q235，彈性模量為2× 1011Pa，密度為7 900 kg/m3，泊松比為0．30。座椅骨架分上下兩部分，通過螺栓連接，螺栓安裝在骨架上部的方槽中，在沒有施加預(yù)緊力時(shí)螺栓可在方槽中左右移動(dòng)。座椅骨架上部通過螺栓與座椅相連接，骨架下部通過螺釘與客車車體相連接。

圖1座椅的三維模型

對(duì)座椅進(jìn)行有限元分析時(shí)，為建立準(zhǔn)確的有限元模型，劃分出高質(zhì)量的網(wǎng)格，節(jié)約HyperWork的計(jì)算時(shí)間，需要對(duì)座椅模型進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化［3］，去掉螺栓連接等不影響分析計(jì)算結(jié)果的小部件，簡(jiǎn)化之后座椅的有限元模型如圖2所示。

圖2所示的座椅有限元模型共包括88 093個(gè)節(jié)點(diǎn)和88 807個(gè)單元。有限元模型中采用四邊形殼單元( QUAD)、三角形殼單元( TRIA)和混合型殼單元( MIXED)模擬座椅的薄壁件，采用反映主從關(guān)系的剛性單元( RBE2)模擬零件間的焊接與螺栓連接。

圖2座椅的有限元模型

2客車座椅模態(tài)分析

模態(tài)分析克服了靜態(tài)分析的局限性，強(qiáng)調(diào)從整體上考慮部件的振動(dòng)問題［4－6］。在各種阻尼情況下，機(jī)械結(jié)構(gòu)上各點(diǎn)對(duì)外界激勵(lì)的響應(yīng)都可以表示成由固有頻率、阻尼比和振型等模態(tài)參數(shù)組成的各階模態(tài)振型的疊加［7］。客車行駛過程中，座椅會(huì)受到外界振源的激勵(lì)，如路面激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)等，如果這些振源的激振頻率接近座椅的固有頻率，就會(huì)引起共振，產(chǎn)生劇烈振動(dòng)，這不僅會(huì)對(duì)座椅造成破壞，影響座椅的使用壽命，劇烈的振動(dòng)還會(huì)影響乘客的乘坐舒適性。

在外界激勵(lì)的作用下，座椅的振動(dòng)微分方程［8－9］為:

式中: M為質(zhì)量矩陣; C為阻尼矩陣; K為剛度矩陣; { q}為客車座椅振動(dòng)的位移向量; { F}為座椅受到的外界振源激勵(lì)向量。

2．1自由模態(tài)分析

若式( 1)中的外界激勵(lì)向量{ F} = 0，在非零初始條件下，方程有非零解，此時(shí)座椅處于自由振動(dòng)狀態(tài)。因?yàn)闆]有外力的作用，此微分方程的解便能夠反映自由狀態(tài)下座椅結(jié)構(gòu)本身固有的模態(tài)振型和與之對(duì)應(yīng)的振動(dòng)頻率。在求解座椅的固有頻率的模態(tài)振型時(shí)，可以忽略阻尼項(xiàng)，進(jìn)而得到系統(tǒng)無阻尼自由振動(dòng)的微分方程為:

系統(tǒng)的特征值方程為:

式中: wi為方程的特征值; {φ}( i)為對(duì)應(yīng)特征值的特征向量。

通過HyperWorks有限元軟件計(jì)算分析得出座椅在自由狀態(tài)下的前8階固有頻率分別為17. 00、23. 42、49. 92、65. 12、66. 75、78. 55、82. 47、91. 21 Hz。座椅在自由狀態(tài)下的前6階模態(tài)振型圖［10］如圖3所示(圖3中單位為Hz)。

圖3座椅的自由模態(tài)振型

2．2約束模態(tài)分析

自由模態(tài)分析反映的是座椅結(jié)構(gòu)本身固有的動(dòng)態(tài)特性，而約束模態(tài)分析是在座椅結(jié)構(gòu)上施加正確的約束，約束座椅的某些自由度，反映的是機(jī)體結(jié)構(gòu)的實(shí)際工作情況，更具有研究?jī)r(jià)值。

2．2．1約束

在正常工作狀態(tài)下，該座椅安裝在客車的地板上，座椅骨架與客車地板通過4個(gè)螺釘相連接。根據(jù)實(shí)際安裝情況，在4個(gè)螺釘連接部位施加約束，約束其6個(gè)自由度。

2．2．2約束模態(tài)結(jié)果分析

通過HyperWorks有限元軟件計(jì)算分析得出座椅在施加約束狀態(tài)下的前8階固有頻率分別為17. 19、30. 57、59. 83、64. 27、65. 82、82. 87、84. 84、90. 73 Hz。圖4為座椅在約束狀態(tài)下的前6階模態(tài)振型圖(圖4中單位為Hz)。

約束狀態(tài)下座椅的第1階模態(tài)的振動(dòng)形式如圖4a)所示，固有頻率為17．19 Hz，表現(xiàn)為座椅整體沿y軸方向的彎曲振動(dòng)。第2階模態(tài)的振動(dòng)形式如圖4b)所示，固有頻率為30．57 Hz，表現(xiàn)為座椅靠背上部沿x軸方向的彎曲振動(dòng)。第3階模態(tài)的振動(dòng)形式如圖4c)所示，固有頻率為59．83 Hz，表現(xiàn)為座椅面和前端沿z軸方向的彎曲振動(dòng)和座椅靠背沿x軸方向的彎曲振動(dòng)，座椅面的振幅較座椅靠背大。第4階模態(tài)的振動(dòng)形式如圖4d)所示，固有頻率為64．27 Hz，表現(xiàn)為座椅面和靠背的扭轉(zhuǎn)。第5階模態(tài)的振動(dòng)形式如圖4e)所示，固有頻率為65．82 Hz，表現(xiàn)為座椅面前端沿z軸方向的彎曲振動(dòng)和座椅靠背沿x軸方向的彎曲振動(dòng)，座椅靠背的振幅較座椅面大，且座椅靠背正面和背面振動(dòng)方向相反。座椅的第6階模態(tài)的振動(dòng)形式如圖4f)所示，固有頻率為82．87 Hz，表現(xiàn)為座椅面和座椅靠背的扭轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)方向與第四階模態(tài)振型扭轉(zhuǎn)方向相反。

通過客車座椅的模態(tài)分析可以看出，座椅從第1階模態(tài)到高階模態(tài)依次經(jīng)過了剛性振動(dòng)階段、整體彈性振動(dòng)階段和局部彈性振動(dòng)階段，且不同頻率下的模態(tài)振型不同，高頻模態(tài)振型相當(dāng)復(fù)雜。在不同的約束狀態(tài)下，座椅的同階固有頻率比較接近，但是模態(tài)振型的振動(dòng)形式差別很大。同時(shí)，座椅的某些部位(如座椅面)振動(dòng)幅度較大，發(fā)生共振時(shí)容易使座椅產(chǎn)生破壞。根據(jù)相關(guān)資料［11－12］，由路面不平度引起的激勵(lì)頻率多在20 Hz以下，且方向多為垂直振動(dòng)，因此不會(huì)引起座椅的共振。城市客車發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作頻率為16～50 Hz，可見，在約束狀態(tài)下，此座椅前2階模態(tài)的固有頻率在此頻率范圍內(nèi)。城市客車在起步時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較低，激勵(lì)頻率也較低，更容易接近座椅的第1階固有頻率( 17. 19 Hz)，從而引起座椅的共振。這也是在某些情況下，城市客車在起步時(shí)空載座椅產(chǎn)生劇烈振動(dòng)的原因。

3模態(tài)分析的試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證座椅有限元模型建立和分析的正確性，需要對(duì)座椅進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證［13］。試驗(yàn)中對(duì)座椅自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析的試驗(yàn)驗(yàn)證采用不同的安裝方式［14－15］。在自由模態(tài)試驗(yàn)中，座椅采用兩根軟繩吊裝;在約束模態(tài)試驗(yàn)中，根據(jù)實(shí)際情況，將座椅安裝在城市客車地板上，骨架的固定方式如圖5所示。試驗(yàn)采用兩點(diǎn)激勵(lì)、多點(diǎn)測(cè)取的方法，激勵(lì)使用BK8202型力錘，測(cè)量系統(tǒng)采用KISTLER8702B50型加速度傳感器和與之匹配的電荷放大器。試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)構(gòu)成如圖6所示。根據(jù)有限元分析的結(jié)果和座椅實(shí)際安裝情況，選擇振動(dòng)幅度較為明顯的26個(gè)點(diǎn)作為加速度傳感器的安裝位置點(diǎn)，選擇座椅骨架下端作為激勵(lì)力錘的安裝位置點(diǎn)。激振點(diǎn)和傳感器安裝位置點(diǎn)如圖7中白色點(diǎn)所示。

圖5試驗(yàn)中座椅骨架的固定方式

圖6試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)構(gòu)成

圖7傳感器布置點(diǎn)分布圖

表1、2分別為2種狀態(tài)下試驗(yàn)結(jié)果與計(jì)算結(jié)果的比較。通過表1、2中所測(cè)得的數(shù)據(jù)可以看出，最大相對(duì)誤差為13．22%，模態(tài)試驗(yàn)所得到的結(jié)果與有限元軟件計(jì)算所得到的結(jié)果基本一致，驗(yàn)證了所建模型和有限元分析的準(zhǔn)確性。但是實(shí)驗(yàn)頻率大都小于有限元計(jì)算頻率，原因是有限元模型省略了對(duì)計(jì)算結(jié)果影響較小的連接部件，如螺栓連接，造成了固有頻率偏低。表1、2中也存在個(gè)別試驗(yàn)頻率大于計(jì)算頻率的情況，但不會(huì)對(duì)整體試驗(yàn)結(jié)果產(chǎn)生影響。

表1自由模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果

表2約束模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果

4　結(jié)論

1)基于HyperWorks軟件，建立某城市客車座椅的有限元模型，計(jì)算分析得到該座椅在兩種狀態(tài)下的前8階固有頻率和模態(tài)振型，座椅從第1階模態(tài)到高階模態(tài)依次經(jīng)過了剛性振動(dòng)階段、整體彈性振動(dòng)階段和局部彈性振動(dòng)階段。城市客車低速行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的工作頻率與座椅的第1階固有頻率接近，座椅容易產(chǎn)生劇烈振動(dòng)。

2)模態(tài)試驗(yàn)所得座椅的固有頻率與座椅自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析固有頻率的有限元計(jì)算結(jié)果基本一致，驗(yàn)證了所建模型和有限元分析的準(zhǔn)確性。

3)本文分析結(jié)果可作為分析座椅結(jié)構(gòu)動(dòng)力響應(yīng)和其他動(dòng)力特性問題的基礎(chǔ)，可幫助設(shè)計(jì)人員在后續(xù)設(shè)計(jì)中避開容易產(chǎn)生振動(dòng)的頻率范圍或減小在這些頻率上的激勵(lì)，從而減少共振現(xiàn)象的發(fā)生，同時(shí)也為座椅的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供了理論基礎(chǔ)。

參考文獻(xiàn):

［1］李娟，李輝，王小慶．城市客車乘客座椅的舒適性分析和改進(jìn)設(shè)計(jì)［J］．中國(guó)西部科技，2010，9( 14) : 32－33．

［2］葉彪．客車乘客座椅的乘坐舒適性［J］．客車技術(shù)與研究，2003，25( 4) : 21－23．

［3］包麗，仝建．結(jié)合模態(tài)分析的VMC850E加工中心主軸動(dòng)態(tài)誤差研究［J］．制造技術(shù)與機(jī)床，2015( 1) : 72－75．

［4］陳德玲，陳效華，張建武．三段式大型客車車架模態(tài)分析［J］．南京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2004，28( 4) : 400－403．

［5］徐宏海，李曉陽．帶超長(zhǎng)滾珠絲杠的立式玻璃磨邊機(jī)砂輪架模態(tài)分析［J］．振動(dòng)與沖擊，2013，32( 18) : 189－194．

［6］ROESSET J M，WHITMAN R V，DOBRY R．Modal analysis for structures with foundation interation［J］．Journal of the Structural Division，2014，100: 476－478．

［7］蔣紅旗，王繁生．起重機(jī)吊臂結(jié)構(gòu)有限元模態(tài)分析［J］．農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2006，37( 3) : 20－22．

［8］李德源，葉枝全，包能勝，等．風(fēng)力機(jī)旋轉(zhuǎn)風(fēng)輪振動(dòng)模態(tài)分析［J］．太陽能學(xué)報(bào)，2004，25( 1) : 72－77．

［9］葉友東，周哲波．基于ANSYS直齒圓柱齒輪有限元模態(tài)分析［J］．機(jī)械傳動(dòng)，2006，30( 5) : 63－65．

［10］張義民．機(jī)械振動(dòng)［M］．北京:清華大學(xué)出版社，2006．

［11］阮仁宇，譚繼錦，魏洪革．基于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的客車骨架動(dòng)態(tài)特性分析［J］．湖北汽車工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào)，2011，25( 1) : 14－18．

［12］木標(biāo)，王浩，蔣成武．客車車身骨架動(dòng)態(tài)特性分析［J］．山東交通學(xué)院學(xué)報(bào)，2011，19( 2) : 9－12．

［13］黃超群，來飛．重型貨車車架模態(tài)分析與試驗(yàn)研究［J］．山東交通學(xué)院學(xué)報(bào)，2011，19( 1) : 1－4．

［14］謝小平，韓旭，陳國(guó)棟，等．某商用車駕駛室白車身模態(tài)分析［J］．湖南大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2010，37( 5) : 24－30．

［15］HOOPER J M，MARCO J．Experimental modal analysis of lithium-ion pouch cells［J］．Journal of Power Sources，2015，285: 247－259．

(責(zé)任編輯:楊秀紅)

Modal Analysis of City Bus Seat Based on HyperWorks

ZHU Xiaoqing，ZHAO Mengyang
( College of Mechanical and Electrical Engineering，Qingdao University，Qingdao 266071，China)

Abstract:In this paper，the finite element model of bus seat is established by the HyperWorks software．Then，the seat model is analyzed through the free mode and constrained mode．The modal vibration modes are obtained in the two conditions and the corresponding natural frequencies respectively．Finally，the analysis result is verified to be corrected by the modal experiments，which provides theoretical basis for the structure design of city bus seat．

Key words:city bus seat; modal analysis; natural frequency; vibration mode

作者簡(jiǎn)介:朱曉慶( 1989—)，男，山東青島人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)槠噭?dòng)態(tài)仿真與控制技術(shù)．

收稿日期:2015－03－25

DOI:10．3969/j．issn．1672－0032．2015．02．002

文章編號(hào):1672－0032( 2015) 02－0006－05

文獻(xiàn)標(biāo)志碼:A

中圖分類號(hào):U463．836; U469．103