焦學(xué)健，邢 帥， 趙慧力，曲學(xué)凱

(山東理工大學(xué) 交通與車輛工程學(xué)院，山東 淄博 255049)

基于Hyperworks某乘用車白車身剛度及模態(tài)分析

焦學(xué)健，邢 帥， 趙慧力，曲學(xué)凱

(山東理工大學(xué) 交通與車輛工程學(xué)院，山東 淄博 255049)

為研究車身的強(qiáng)度、剛度以及模態(tài)的性能指標(biāo)，避免車身在使用過程中出現(xiàn)塑性變形和局部斷裂的現(xiàn)象，利用Hyperworks軟件對車身進(jìn)行有限元仿真分析.通過建立彎曲、扭轉(zhuǎn)以及模態(tài)工況，最終獲取整車的剛度、模態(tài)頻率及振型.有限元分析結(jié)果顯示，白車身有良好的彎曲剛度，扭轉(zhuǎn)剛度偏低；低階模態(tài)頻率高，有良好的低頻特性.在后續(xù)改進(jìn)中應(yīng)采取相應(yīng)措施提高其扭轉(zhuǎn)剛度.

白車身；扭轉(zhuǎn)剛度；彎曲剛度；模態(tài)分析；Hyperworks

現(xiàn)代轎車車身大多數(shù)采用全承載式結(jié)構(gòu)，這在很大程度上滿足了結(jié)構(gòu)設(shè)計的輕量化要求．承載式車身幾乎承載了轎車使用過程中的各種載荷，如扭轉(zhuǎn)、彎曲和碰撞載荷等．在這些載荷的作用下，轎車車身的剛度特性尤顯重要.如果白車身剛度不足，在使用過程中車身變形會比較大，特別是立柱、門框、窗框等關(guān)鍵部位的變形過大時，可能造成門鎖變形、內(nèi)飾脫落、整車密封性差，甚至車門卡死、框內(nèi)玻璃被擠碎等現(xiàn)象．因此，在設(shè)計過程中必須考慮白車身整體剛度和關(guān)鍵部位的變形．本文通過有限元仿真分析為白車身設(shè)計提供參考.

1 白車身有限元模型的建立

對工程項目的分析和研究，CAD數(shù)據(jù)一定先于CAE數(shù)據(jù)，這就要求在做分析之前，首先必須依據(jù)CAD數(shù)據(jù)建立CAE的有限元模型，在有限元模型建立的過程中，要保證兩者的一致性，確保后續(xù)進(jìn)行分析的有限元模型能夠充分反映車身的真實(shí)性能情況[1].因此，建立有效高質(zhì)量的有限元模型至關(guān)重要.

1.1 白車身網(wǎng)格處理

大部分車身構(gòu)件是由薄板件沖壓而成的，所以采用2D殼單元來模擬車身構(gòu)件，在保證模型計算精度與速度的前提下，單元基本尺寸定義為15mm，并對網(wǎng)格設(shè)置相應(yīng)的質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)，見表1.

表1 網(wǎng)格質(zhì)量檢查標(biāo)準(zhǔn)

單元質(zhì)量檢查參數(shù)質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)翹曲/(°)<5長寬比<5扭曲度/(°)<40雅可比值>0．6三角形最小內(nèi)角/(°)<30三角形最大內(nèi)角/(°)<120四邊形最小內(nèi)角/(°)<40四邊形最大內(nèi)角/(°)<140

1.2 白車身材料參數(shù)

該轎車白車身使用的鋼板厚度范圍為0.5～4mm，大多數(shù)零件的材料厚度在0.8～3mm，白車身的材料性能見表2.

表2 轎車白車身材料性能

零件材料密度t/mm彈性模量/Mpa泊松比屈服應(yīng)力/Mpa保險杠塑料9．13×10-1130．6--鈑金件低碳鋼7．90×10-92100000．3140～800焊點(diǎn)鋼7．90×10-92100000．3140～800

1.3 白車身的連接方式

轎車白車身大約有4000個左右的焊點(diǎn)，一般由車身的六大部件焊接成型，包括地板總成、左右側(cè)圍、頂蓋、下車身、后擱板，本文采用Hyperworks中的ACM焊點(diǎn)類型來模擬車身的連接.ACM(AreaContactMethod)是一種特殊的焊接方法，不同于剛性單元結(jié)點(diǎn)連接的方法,它是由一個六面體(PSOLID)和RBE3 單元組成，更能準(zhǔn)確模擬焊點(diǎn)信息，不會增加局部的剛度,如圖1所示.

圖1 焊點(diǎn)ACM

該白車身共有171個零件，在有限元模型中共有384 595個單元，375 540個節(jié)點(diǎn)，3 500個焊點(diǎn).白車身有限元模型如圖2所示.

圖2 白車身有限元模型

2 白車身剛度分析

汽車車身的基本功能是安裝汽車的各零件，并保證各零件相對位置不變.汽車在平坦路面上勻速行駛的彎曲載荷和在崎嶇路面上低速行駛時的扭轉(zhuǎn)載荷，是汽車在使用過程中常遇到的兩種工況載荷[2].為避免車身在遇到以上工況時出現(xiàn)大變形，車身的剛度需要滿足一定的要求.

2.1 彎曲剛度分析

對車身進(jìn)行彎曲剛度分析時采用接近實(shí)際情況的載荷施加方式，按照實(shí)際的運(yùn)行工況施加約束條件.

約束：約束前后左右彈簧支座X、Y、Z方向的平動自由度如圖3所示.

圖3 彎曲工況約束

載荷：在前排左右座椅位置沿Z軸方向分別施加大小為1 500N的集中載荷，在后排座椅的中間位置沿Z軸方向施加大小為4 000N的集中載荷，并通過RBE3的方式將載荷加載點(diǎn)與地板柔性連接，如圖4所示.

圖4 彎曲載荷施加

車身結(jié)構(gòu)的彎曲剛度可以通過車身前后縱梁下方、門檻梁下方、前圍板下部沿Z軸方向的撓度來評價，測量點(diǎn)的間隔為150mm，共29個測量點(diǎn).如圖5所示.

圖5 車身底部測量點(diǎn)

計算輸出測量點(diǎn)沿Z軸的變形量，結(jié)果如圖6所示.

圖6 測量點(diǎn)變形曲線

通過圖6曲線可以看出在節(jié)點(diǎn)ID=910處的變形量最大，最大變形量為0.55mm.

車身彎曲剛度的求解公式為

(1)

式中：Kb為彎曲剛度(N/mm)；W為加載的全部彎曲載荷(N)；d為地板以及門檻梁、縱梁位置的最大撓度(mm)[3].

通過式(1)計算可得車身的彎曲剛度為14 000N/mm.

2.2 扭轉(zhuǎn)工況分析

在對白車身進(jìn)行扭轉(zhuǎn)工況分析時，按照工況條件施加約束條件，并給白車身施加扭轉(zhuǎn)載荷.

約束:約束前防撞梁中間部位X、Y、Z方向的平動自由度，約束左右后彈簧支座處的X、Y、Z平動自由度.

載荷：在前減震器安裝支座位置施加大小相等、方向相反的垂向力，形成扭矩.最大扭轉(zhuǎn)載荷計算公式為

(2)

式中：P為前軸最大載荷；S為前輪輪距；T為扭轉(zhuǎn)載荷.

上述約束反載荷如圖7所示.白車身在扭轉(zhuǎn)工況下的位移云圖如圖8所示.

圖7 扭轉(zhuǎn)工況約束及載荷

圖8 扭轉(zhuǎn)工況位移云圖

車身扭轉(zhuǎn)剛度的求解公式為

(3)

式中：T為施加扭轉(zhuǎn)載荷;δL為左側(cè)前懸架安裝點(diǎn)的撓度值;δR為右側(cè)懸架安裝點(diǎn)的撓度值;L為左右安裝點(diǎn)的距離[3].

由扭轉(zhuǎn)工況下的云圖可知δL=6.8mm，δR=7.25mm，L為1 575mm，求得車身的扭轉(zhuǎn)剛度為K=9244(N·m)/(°)

2.3 白車身模態(tài)分析

模態(tài)是對車身結(jié)構(gòu)固有動態(tài)性能的一個反應(yīng)，其固有頻率和振型都與外界載荷條件無關(guān).車身結(jié)構(gòu)的振型主要集中在低頻率段，所以求解模態(tài)頻率范圍可設(shè)置在60Hz以內(nèi)，這樣可以節(jié)省計算時間，提高效率[4].

對汽車進(jìn)行振動分析時，將無限多自由度的車身進(jìn)行離散化處理，其運(yùn)動微分方程可表示為

(4)

式中：M為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣；C為結(jié)構(gòu)的阻尼矩陣;K為整體剛度矩陣；P(t)為載荷陣列.進(jìn)行自由模態(tài)分析時，考察結(jié)構(gòu)的固有特性，假設(shè){P(t)}=0.省略對固有特性影響較小的結(jié)構(gòu)阻尼[5]，式(4)可簡化為

(5)

自由模態(tài)分析的前六階模態(tài)為剛體模態(tài)，計算得到60Hz以內(nèi)的白車身固有頻率與振型如表3所示，第七～第十階振型云圖如圖9～圖12所示.

表3 模態(tài)頻率以及振型

階數(shù)固有頻率/Hz振型1～60剛體模態(tài)723．7車身前端一階橫擺829．1頂蓋后端一階垂擺933．4一階扭轉(zhuǎn)1036．9一階彎曲1141．4局部模態(tài)1244．2局部模態(tài)1345．0局部模態(tài)1448．5局部模態(tài)1553．0局部模態(tài)1654．0局部模態(tài)1756．2局部模態(tài)

圖9 第七階模態(tài)振型云圖

圖10 第八階模態(tài)振型云圖

圖11 第九階模態(tài)振型云圖

圖12 第十階模態(tài)振型云圖

汽車在正常路面上行駛的過程中，會有很多外部的載荷和激勵通過各種傳遞路徑傳遞到車身，引起結(jié)構(gòu)的響應(yīng).這些外在激勵所產(chǎn)生的振動、噪聲的頻率與車身的固有頻率重合，將會發(fā)生共振，使得噪聲更加嚴(yán)重，車身振動更加劇烈[6].

作為汽車主要激振源的發(fā)動機(jī)其激振頻率為

(6)

式中：f為發(fā)動機(jī)的激勵頻率；n為發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速(r/min)；μ為發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)速上下浮動的誤差；m為發(fā)動機(jī)的實(shí)際缸數(shù).

該車型采用的是一款四缸汽油發(fā)動機(jī)，怠速轉(zhuǎn)速為650r/min，上下浮動誤差為50r/min，帶入式(6)得出發(fā)動機(jī)怠速工況下的頻率在20～23.34Hz范圍內(nèi).白車身結(jié)構(gòu)自由模態(tài)的一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為33.4Hz，在發(fā)動機(jī)激勵頻率的范圍之外，避免了結(jié)構(gòu)方面產(chǎn)生共振的可能性.來自路面的激勵頻率范圍約為5～20Hz，同樣不會激發(fā)車身出現(xiàn)較大的共振現(xiàn)象[7].

3 結(jié)束語

通過對白車身進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)工況的分析，得到了白車身靜態(tài)抗彎、抗扭剛度性能，為該車型的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供了很好的借鑒和依據(jù).通過模態(tài)分析得到了模態(tài)頻率及振型，有限元分析結(jié)果表明，其彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度均滿足白車身結(jié)構(gòu)設(shè)計要求.

[1]彭超. 以輕量化為目標(biāo)的某乘用車車身優(yōu)化設(shè)計與研究[D].邯鄲：河北工程大學(xué),2015.

[2] 于國江. 汽車白車身剛度仿真分析與檢測技術(shù)研究[D].長沙：湖南大學(xué),2014.

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[5] 夏兆義,馮蘭芳,王宏曉,等.某轎車白車身模態(tài)分析與優(yōu)化[J]. 機(jī)械研究與應(yīng)用, 2011(3):26-28.

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(編輯：郝秀清)

Thestiffnessandmodalanalysisonpassengercar′sbody-in-whitebasedonhyperworks

JIAOXue-jian,XINGShuai,ZHAOHui-li,QUXue-kai

(SchoolofTransportationandVehicleEngineering，ShandongUniversityofTechnology,Zibo255049,China)

Inordertoresearchbodystrength,stiffnessandmodalperformanceindex,avoidtheplasticdeformationandlocalfailureoccurredintheprocess,wecarryoutfiniteelementssimulationanalysisonthecarbody.Throughestablishingthebending,torsionandmodesworkconditionoftheBIWinHyperworks,weobtainthefinalstiffnessoftheBIW,themodalfrequenciesandshapes.Accordingtotheresultsoffiniteelementanalysis,thebendingstiffnessisbetterandthetorsionrigidityislow.ThelowerordermodalfrequencyofBIWishigherandhasgoodlowfrequencycharacteristics,inthesubsequentimprovementmeasuresshouldbetakentoimprovethetorsionstiffness.

BIW；torsionrigidity；bendingstiffness;modelanalysis;Hyperworks

2016-04-04

焦學(xué)健，男，jeosword@126.com

1672-6197(2017)02-0040-04

U463.82

A