張曉晨，李迪

（1.255049 山東省 淄博市 山東理工大學(xué) 交通與車(chē)輛工程學(xué)院；2.山東金麒麟股份有限公司）

0 引言

有限元仿真分析技術(shù)是一種高效、先進(jìn)的仿真模擬技術(shù)，可利用仿真模擬實(shí)際工況得出仿真結(jié)果，通過(guò)對(duì)標(biāo)等手段解決復(fù)雜的工程問(wèn)題[1]。本文運(yùn)用HyperMesh 軟件對(duì)某款汽車(chē)的白車(chē)身進(jìn)行剛度和自由模態(tài)仿真，校核白車(chē)身的靜態(tài)結(jié)構(gòu)性能是否符合企業(yè)設(shè)計(jì)要求。

1 白車(chē)身有限元模型建立

在HyperMesh 中對(duì)白車(chē)身三維模型進(jìn)行前處理工作。修繕白車(chē)身三維模型中的一些破面、錯(cuò)位與重疊等問(wèn)題，對(duì)于小于4 mm 的倒角和凸臺(tái)等特征進(jìn)行簡(jiǎn)化處理。由于白車(chē)身含有大量的鈑金件，因此本文選用殼單元網(wǎng)格進(jìn)行離散化并劃分尺寸為8 mm，企業(yè)的網(wǎng)格具體標(biāo)準(zhǔn)見(jiàn)表1。

表1 網(wǎng)格單元標(biāo)準(zhǔn)Tab.1 Grid cell standard

白車(chē)身的網(wǎng)格劃分主要有3 種：一維單元主要模擬焊點(diǎn)與螺栓連接；二維單元主要是選擇Quad4 和Tria3 單元，多用于白車(chē)身鈑金件中面的網(wǎng)格劃分；三維單元主要是選擇四面體單元和六面體單元，多用于無(wú)法抽中面的實(shí)體部件。在HyperMesh 中選用rigid 類(lèi)型的單元模擬焊點(diǎn)和螺栓，完成該款汽車(chē)白車(chē)身的裝配工作，白車(chē)身有限元模型如圖1 所示。

圖1 白車(chē)身有限元模型Fig.1 Finite element model of body in white

2 白車(chē)身有限元仿真

2.1 剛度仿真

汽車(chē)在行駛過(guò)程中受到垂向載荷時(shí)，車(chē)身會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，彎曲剛度是體現(xiàn)車(chē)身抵抗彎曲變形能力的重要指標(biāo)[2]。白車(chē)身彎曲剛度值在數(shù)學(xué)表達(dá)式中采用載荷與監(jiān)測(cè)點(diǎn)彎曲撓度值比值表示

在HyperMesh 中設(shè)置白車(chē)身彎曲剛度求解的有限元模型。在地板座椅安裝的4 個(gè)位置按照每個(gè)1 000 N 加載，約束前減振位置Z 向自由度和后減震位置XYZ 三個(gè)方向自由度。在OptiStruct中提交運(yùn)算得到彎曲剛度結(jié)果文件。彎曲剛度仿真變形云圖如圖2 所示。在HyperView 中提取門(mén)檻梁監(jiān)測(cè)點(diǎn)的彎曲撓度值，最大為-0.35 mm，計(jì)算可得白車(chē)身彎曲剛度為11 429 N/mm。

圖2 彎曲剛度變形云圖Fig.2 Bending stiffness deformation cloud

汽車(chē)在行駛過(guò)程中，由于受力不均會(huì)導(dǎo)致車(chē)身扭轉(zhuǎn)變形，從而產(chǎn)生相對(duì)扭轉(zhuǎn)角，白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度是體現(xiàn)整車(chē)抵抗扭轉(zhuǎn)變形的一個(gè)重要指標(biāo)。扭轉(zhuǎn)剛度數(shù)學(xué)計(jì)算表達(dá)式通?？珊?jiǎn)化為

按照真實(shí)工況在HyperMesh 中設(shè)置求解模型：前減振器塔位置施加2 000 N·m 的扭矩，前部和后懸減震位置分別約束Z 向和XYZ 向自由度。通過(guò)仿真得到扭轉(zhuǎn)工況變形云圖如圖3 所示。前減振器塔處的位移量分別是-1.42，1.38 mm，可求得白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度為12 500 N·m/rad。

圖3 扭轉(zhuǎn)剛度變形云圖Fig.3 Torsional stiffness deformation cloud

2.2 模態(tài)仿真

當(dāng)汽車(chē)的固有頻率與外界的激勵(lì)頻率相近時(shí)會(huì)造成汽車(chē)共振現(xiàn)象[3]。在汽車(chē)設(shè)計(jì)階段就需要考慮汽車(chē)的振動(dòng)頻率和振型等，以便避開(kāi)外界激勵(lì)頻率并進(jìn)行相應(yīng)的優(yōu)化。模態(tài)仿真理論基礎(chǔ)

為了避免發(fā)生共振現(xiàn)象，保證汽車(chē)的NVH性能，需要對(duì)設(shè)計(jì)初始階段的白車(chē)身進(jìn)行模態(tài)仿真。通過(guò)仿真得到前12 階模態(tài)頻率與振型，去除結(jié)構(gòu)剛體模態(tài)后剩余的模態(tài)仿真結(jié)果如圖4—圖9 所示。

圖4 1 階模態(tài)頻率與振型Fig.4 First-order modal frequency and mode shape

圖5 2 階模態(tài)頻率與振型Fig.5 Second-order mode frequency and mode shape

圖6 3 階模態(tài)頻率與振型Fig.6 Third-order mode frequency and mode shape

圖7 4 階模態(tài)頻率與振型Fig.7 Fourth-order mode frequency and mode shape

圖8 5 階模態(tài)頻率與振型Fig.8 Fifth-order modal frequency and mode shape

圖9 6 階模態(tài)頻率與振型Fig.9 Sixth-order modal frequency and mode shape

3 白車(chē)身性能校核

3.1 白車(chē)身剛度校核

按企業(yè)要求，白車(chē)身剛度值及開(kāi)口變形量必須滿足設(shè)定的剛度標(biāo)準(zhǔn)，否則需要對(duì)設(shè)計(jì)初始階段的車(chē)型進(jìn)行重新設(shè)計(jì)。企業(yè)剛度標(biāo)準(zhǔn)見(jiàn)表2。仿真結(jié)果與企業(yè)剛度標(biāo)準(zhǔn)對(duì)比可知白車(chē)身剛度性能符合剛度標(biāo)準(zhǔn)。

表2 車(chē)身剛度對(duì)比表Tab.2 Body stiffness simulation results

白車(chē)身受到載荷時(shí)極易導(dǎo)致車(chē)身上的開(kāi)口處變形，白車(chē)身開(kāi)口處變形量是體現(xiàn)整車(chē)剛度的指標(biāo)之一[4]。選取該款汽車(chē)白車(chē)身上的車(chē)門(mén)及風(fēng)窗等6 個(gè)開(kāi)口處的12 個(gè)對(duì)角線進(jìn)行剛度工況變形量的校核。由表3 可知，彎曲和扭轉(zhuǎn)工況開(kāi)口處對(duì)角線變形低于目標(biāo)值，滿足企業(yè)設(shè)計(jì)要求，驗(yàn)證了該款汽車(chē)車(chē)身剛度良好。

表3 剛度工況開(kāi)口處變形量對(duì)比Tab.3 Comparison of deformation at opening under stiffness condition

3.2 白車(chē)身模態(tài)校核

按企業(yè)要求校核設(shè)計(jì)初始階段的白車(chē)身模態(tài)是否符合設(shè)計(jì)要求。根據(jù)仿真結(jié)果，前6 階模態(tài)振型和頻率見(jiàn)表4。

表4 各階模態(tài)振型與頻率Tab.4 Mode shapes and frequencies of each order

汽車(chē)受到路面和發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率在20 Hz以下，由表4 可知，白車(chē)身6 個(gè)模態(tài)頻率大致在22～50 Hz，汽車(chē)在行駛中能夠避免共振現(xiàn)象。扭轉(zhuǎn)振型頻率與相近的彎曲振型的頻率差較大，可避免彎曲與扭轉(zhuǎn)振型耦合，白車(chē)身模態(tài)仿真結(jié)果良好。

4 結(jié)語(yǔ)

本文根據(jù)汽車(chē)三維數(shù)據(jù)建立了有限元模型，并對(duì)白車(chē)身進(jìn)行了靜態(tài)剛度和自由模態(tài)仿真。仿真結(jié)果表明，白車(chē)身剛度值及變形均滿足企業(yè)剛度標(biāo)準(zhǔn)，白車(chē)身模態(tài)頻率與振型分布合理，該款汽車(chē)的白車(chē)身性能滿足設(shè)計(jì)要求。通過(guò)仿真分析形成了一套科學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)?shù)能?chē)身校核理念和方法，對(duì)其他類(lèi)型的汽車(chē)研發(fā)同樣具有重要參考價(jià)值。