本站小編為你精心準備了談氫燃料電池車架動態特性分析及優化參考范文，愿這些范文能點燃您思維的火花，激發您的寫作靈感。歡迎深入閱讀并收藏。

摘要：以氫燃料電池客車車架為研究對象，首先應用HyperWorks建立氫燃料電池客車車架的有限元模型，然后對車架進行無約束模態分析，得到車架前十階固有頻率及振型，并對車架進行頻率響應分析，得到車架高應力區域的動力響應與振動頻率的關系曲線。最后，根據車架動態特性分析結果，對車架進行參數化優化設計。結果表明：經過優化后的車架減重4.09%，在扭轉工況下的最大應力為169MPa，最大變形為6.37mm，車架強度與剛度得到提高。車架的固有頻率可以避開主要外部激勵頻率，從而避免共振現象的發生。車架頻響分析動力響應峰值整體減小，尤其當頻率在68～71Hz時，接近車架的第十九階固有頻率，車架位移響應曲線幾乎失去共振峰，車架抗振性能增強。

關鍵詞：氫燃料電池客車車架；HyperWorks；模態分析；頻率響應分析；優化設計

引言

氫燃料電池客車在行駛時，會承受各種外部載荷激勵，一旦激勵頻率與車架固有頻率相吻合，車架就會發生共振。為了避免共振現象和減輕由振動造成的損壞，有必要對車架進行動態特性分析，了解車架抗振性能。車架動態特性分析主要包括模態分析和頻率響應分析。宋桂霞[1]用HyperWorks對客車車架進行模態分析，分析得到車身固有頻率能避開路面激勵頻率和整車頻率，車身結構設計合理。于玉真等[2]對某電動車車架進行約束模態分析，研究車架在正常行駛時的共振頻率及振型對車架性能的影響。RebaïneF等[3]對某客車車架進行了模態分析，得出固有頻率不受材料變化的影響的結論。姚艷春等[4]對車架進行振動測試與模態分析，并以提高一階扭轉頻率為目標，對車架結構進行優化。鐘兵[5]為解決某汽車車架低頻段振動強烈的問題，利用HyperWorks對車架進行模態分析和頻率響應分析，根據分析結果對車架進行改進，取得較好的效果。闞萍等[6]利用MSC.Nastran對某越野車車架進行頻率響應分析，并對車架進行基于頻域的疲勞壽命預估，結果與實際道路試驗情況相符。本文利用HyperWorks對氫燃料電池客車車架進行模態分析和頻率響應分析，并根據分析結果對車架進行參數化優化設計。從而避免車架發生共振現象，提高車架的抗振性能，并且實現其輕量化。

1氫燃料電池客車車架有限元模型

1.1氫燃料電池客車車架三維建模與簡化首先，在SolidWorks中采用構件裝配法對客車車架進行CAD建模，模型總長11730mm，總寬2437mm，總高919mm，總重2.027t。通過SolidWorks輸出接口，導出stp格式模型，然后在SpaceClaim中導入stp格式模型。由于車架基本由矩形梁組成，其厚度方向尺寸遠遠小于其他方向尺寸，因此，可以對車架抽取中面并進行簡化處理。最后，將模型導入HyperWorks中耦合連接各零部件，建立正確的傳力模型。

1.2車架有限元模型為了保證計算精度，選擇基準網格單元尺寸為10mm，網格數目為502384，節點數目為493843。建立客車車架有限元模型如圖1所示。利用HyperWorks的網格優化命令處理車架有限元模型，有限元網格單元質量控制參數設置為：長寬比≤3，扭曲度≤40，翹曲度≤10，雅克比≥0.6。經優化后，質量為優的單元所占比重為99.9%，車架網格質量良好。選擇殼單元屬性為Pshell，并為車架各零部件賦予不同的厚度及材料。車架材料為Q345鋼，材料屬性如表1所示。

2氫燃料電池客車車架模態分析

模態分析可以確定車架的振動特性，得到其固有頻率和振型等模態參數[7]，為車架的振動特性分析、抗振性能優化提供理論依據，并為車架頻率響應分析提供參考。

2.1車架模態分析參數設置及分析結果利用HyperWorks的OptiStruct模塊對車架進行自由模態計算。OptiStruct采用Lanczons特征值求解器，求解各階模態，在載荷集LoadCollector中定義模態EIGRLcard，掃頻范圍為0～100Hz，在SUBCASE中調用EIGRL，并提交求解計算。提取車架前10階固有頻率數據如表2所示，車架的前10階振型如圖2所示。

2.2車架模態分析結果評價車架模態分析振型及振幅最大位置，總結如表3所示。客車在行駛過程中，為了避免車架發生共振現象，車架的固有頻率需錯開乘客的固有頻率、客車整車頻率、路面激勵頻率、傳動軸激勵頻率和車輪不平衡激勵[8]。乘客的固有頻率一般在0.5～2Hz之間[9]，大客車整車頻率一般在3Hz左右[10]，在高速或城市路面，路面激勵頻率一般在1～3Hz之間，傳動軸的激勵頻率一般在30Hz左右[11]，車輪不平衡激勵一般小于5Hz[7]。由表2可知，車架第一階固有頻率為5.17Hz，可以避開乘客的固有頻率、客車整車頻率、路面激勵頻率和車輪不平衡激勵。第八階固有頻率為31.5Hz，與傳動軸激勵頻率較為接近。因此，需要對車架進行優化，來提高車架的第八階固有頻率。

3氫燃料電池客車車架頻率響應分析

頻率響應分析計算車架在周期變化的載荷作用下對每一個激勵頻率的動響應，可分為直接頻率響應分析和模態頻率響應分析[12]。由于車架結構模型較大，適合選擇模態頻率響應分析法，這樣可以利用各階模態振型來減小運算時長。

3.1車架頻率響應分析參數設置利用Optistruct對車架進行自由邊界條件下的頻率響應分析。在左后輪架與懸架系統連接的位置，輸入頻率范圍為0～100Hz的垂直方向單位位移激勵，設定阻尼系數為0.05[12]，取頻率分辨率為0.5[13]，載荷設置如表4所示，激勵位置如圖3所示。 

3.2車架頻率響應分析結果車架頻響分析高應力區域應力云圖如圖4所示。由圖4可見，車架的后輪架與中段車架連接位置為頻響高應力區域，在該區域提取一節點作為頻響點，頻響點位置如圖3所示。由于車架垂直方向（Y方向）的單位位移激勵，在X、Z方向的動力響應所占比重很小，因此，僅查看頻響點在Y方向的動力響應。頻響點Y方向應力響應、位移響應與振動頻率的關系曲線如圖5(a)～圖5(b)所示。由圖5(a)可見，車架在11～13Hz、66～69Hz、97～100Hz時應力響應與位移響應較大。這是因為動力響應峰值頻率接近第三階（12.16Hz）、第十九階（68.27Hz）、第三十三階（99.39Hz）固有頻率，此時車架發生共振現象，使得車架動力響應較大。

4氫燃料電池客車車架參數化優化設計

4.1車架參數化優化分析設置結合模態分析結果與頻率響應分析結果，在滿足車架強度與剛度要求的前提下，需要對車架進行參數化優化。車架在進行參數化優化設計時，需要確定設計變量、目標函數與約束條件[14]。設計變量為部分零部件殼厚，針對部分殼厚為4mm，5mm以及10mm的零部件進行參數化優化設計。為了使優化結果容易收斂，將4mm殼厚零部件分成DV4_1、DV4_2、DV4_3、DV4_4四個設計變量，將5mm殼厚零部件分成DV5_1、DV5_2、DV5_3、DV5_4四個設計變量，將10mm殼厚零部件設計變量命名為DV10，設計變量位置如圖6所示。根據頻率響應分析結果可知，中段車架中心縱梁為高應力區域，故將設計變量DV4_3的上限值設置為15mm，下限值設置為2mm；將設計變量DV4_1、DV4_2、DV4_4、DV5_1、DV5_2、DV5_3、DV5_4的上限值設置為10mm，下限值設置為1mm；將設計變量DV10的上限值設置為15mm，下限值設置為5mm。目標函數為車架質量最輕，約束條件為車架第七、八階固有頻率和車架應力、變形。已知模型在扭轉工況時的最大應力為189MPa，最大變形為7.15mm，故將應力約束上限值設置為210MPa，變形約束上限值設置為10mm。同時為了避開傳動軸的激勵頻率，將車架第七階固有頻率上限值設置為28Hz，第八階固有頻率下限值設置為32Hz。

4.2優化結果評價優化迭代次數為九次，圖7為迭代最后一步殼厚云圖。優化前后車架前10階固有頻率對比如表5所示，各設計變量數值對比如表6所示。由表5知，優化后的車架第一階固有頻率為5.45Hz，第七階固有頻率為27.18Hz，第八階固有頻率為33.06Hz。第一階固有頻率避開了乘客的固有頻率、客車整車頻率、路面激勵頻率和車輪不平衡激勵，第七階與第八階固有頻率也避開了客車傳動軸的激勵頻率，相應振型圖如圖8所示。對優化后的車架進行頻率響應分析，優化前后頻響點Y方向動力響應曲線如圖9所示。圖中藍線表示優化后車架的動力響應，由圖9可見優化后車架在11～13Hz、68～71Hz、97～100Hz的應力響應較大，在11～13Hz、97～100Hz的位移響應較大，與優化前相比，優化后車架應力響應峰值與位移響應峰值均有所減小，尤其在68～71Hz時，接近車架第十九階固有頻率，車架位移響應曲線幾乎失去共振峰，減振效果明顯，車架抗振性能增強。優化前車架質量為2.027t，優化后車架質量為1.944t，減重4.09%。對優化后車架進行扭轉工況有限元分析，分析結果如圖10所示，優化后車架扭轉工況最大應力為169MPa，小于345MPa，最大變形為6.37mm，小于相應長度客車車架靜態工況的允許變形量10mm[15]，滿足車架強度與剛度要求，優化前后各參數對比如表8所示。

5結論

利用HyperWorks對氫燃料電池客車車架進行模態分析與頻率響應分析，并根據分析結果對車架進行參數化優化設計，將優化后的車架再次進行模態分析、頻率響應分析與靜強度分析，分別得到車架的前十階模態參數、頻率響應分析動力響應參數以及優化后車架扭轉工況的應力與變形，結果顯示：1）優化后車架的第一階固有頻率大于乘客的固有頻率、客車整車頻率、路面激勵頻率和車輪不平衡激勵，第七階與第八階固有頻率避開客車傳動軸的激勵頻率，優化后的車架不會發生共振現象。2）優化后車架頻率響應分析結果表明，應力響應峰值與位移響應峰值整體減小，尤其在68～71Hz時，接近車架第十九階固有頻率，車架位移響應曲線幾乎失去共振峰，減振效果明顯，車架抗振性能增強。3）優化后車架質量減輕4.09%，最大應力為169Mpa，最大變形為6.37mm，優化后車架強度與剛度均有所提高，且滿足車架強度與剛度要求。這對以后生產加工該車車架具有指導意義。 

參考文獻：

[1]宋桂霞.某大客車車架結構模態分析[J].計算機輔助工程,2011,20(2):24-27.

[2]于玉真,李志斌,董小雷,鄧程程.微型電動車車架結構優化設計與分析[J].制造業自動化,2015,(2):135-138.

[4]姚艷春,杜岳峰,朱忠祥,毛恩榮,宋正河.基于模態的玉米收獲機車架振動特性分析與優化[J].農業工程學報,2015,31(19):46-53.

[5]鐘兵.基于HyperWorks的汽車車架頻率響應分析[J].拖拉機與農用運輸車,2009,36(6):101-101,104

[6]闞萍,李源源,吳道俊,錢立軍.基于頻率響應分析的越野車車架疲勞壽命預估[J].車輛與動力技術,2011,(2):9-13.

[7]路春光,郭燦志,劉寶剛,鄧程程.微型電動車車架靜態及預應力模態分析研究[J].制造業自動化,2015(12):11-14.

[8]盛建,戴作強,張鐵柱.純電動客車車架結構模態分析與優化設計[J].制造業自動化,2015(15):44-47.

[9]紀超.大客車車架建模及有限元分析[D].河北工業大學,2012.

[10]萬明磊,戴作強,張洪信,盛建.基于ANSYSWorkbench的某客車車架結構模態分析[J].客車技術與研究,2015,37(2):9-11.

[11]任可美,戴作強,鄭莉莉,冷曉偉,李希超.純電動城市客車底盤車架的模態分析與優化[J].制造業自動化,2018(1):45-50.

[12]李源源.基于頻率響應分析的車架疲勞壽命預測研究[D].合肥工業大學,2011.

[13]胡廣軍.汽車座椅減振特性的頻響特性分析[D].吉林大學,2004.

[14]王銳,蘇小平.汽車副車架強度模態分析及結構優化[J].機械設計與制造,2015,(4):152-154.

[15]鄭鑫.大客車車架結構的有限元分析及優化設計[D].大連理工大學,2004.

作者：黃妮 張志超 戴作強 鄭莉莉 杜光超 單位：青島大學機電工程學院動力集成及儲能系統工程技術中心