车身刚度（精选八篇）

云宝吧时间：2025-02-21

车身刚度（精选八篇）

车身刚度篇1

随着汽车的发展,在轿车设计的过程中越来越注重使用CAE和试验手段来保证轿车设计的性能,刚度分析已经成为贯穿轿车设计全过程中不可或缺的重要组成部分,刚度对于车身以及零部件来讲是一项非常重要的指标,可以说没有好的车身刚度就没有好的汽车。

1 刚度对轿车车身的主要影响

(1) 刚度对车身结构功能的影响

现代轿车大多是承载式车身,车身的整体刚度不足将影响到车身的整体承载能力降低,使轿车的使用性能及可靠性降低。例如车身门框、发动机舱、行李舱、窗框等,如刚度不足会产生较大的变形,造成车门、发动机罩、行李箱盖等开关困难,外观不良以及密封性能不好等等。局部刚度不足会导致车身局部安装功能失效不良的问题,比如车门铰链安装点刚度不足会导致车门下垂。零部件的刚度不足会导致零部件安装以及性能降低失效的问题,比如加油口门刚度不足,会导致安装或者耐久情况下加油口门下垂,与车身外观匹配不良,开关困难干涉等问题,车身刚度不足将会直接影响到车身疲劳强度问题,在耐久的工况下容易出现开裂等失效模式。

(2) 刚度对车身结构安全性能的影响

车身刚度的设定对轿车碰撞安全性能的影响很关键,要求合理的分配能量传递及变形区域,对于乘员舱要求尽量高的刚度来防止车身变形,确保乘员避免伤害等。

(3) 刚度对NVH性能的影响

车身刚度与车身的NVH性能联系紧密,车身整体刚度和局部刚度不足会引起振动或与激励频率一致或接近时产生共振,从而产生噪音,例如车身地板、顶盖、侧围的局部刚度偏低,将会在低频率范围产生振动,有些局部结构刚度不足会使零件变形从而产生金属摩擦撞击的噪音。

(4) 刚度对燃油经济性的影响

车身刚度对于轿车的各方面功能、性能影响如此关键,那么在设计时必须设定一个合理的目标值,这个目标值主要通过零件的结构及材料的设计来实现,对于好的结构设计可以在一定程度上在达到刚度性能要求的前提下减少零件的数量、尺寸以及材料厚度,从而降低车身的重量,车身重量与油耗是成正比的。

2 车身设计阶段对车身及零部件的刚度CAE分析

目前在车身设计阶段主要通过白车身刚度模态的分析、白车身各接头的刚度分析、各开闭件总成刚度模态的分析、局部刚度模态分析、重要零部件安装点的刚度分析等方面来保证设计要求。

随着CAE的发展以及国内汽车设计水平的提高,目前国内设计公司也逐渐采用了车身刚度及模态分析灵敏度研究方法,该方法将车身各零部件按照对车身刚度模态的影响效果划分为几个大类,根据影响的幅度对车身结构进行合理的设计,可避免在开发过程中盲目地进行车身结构设计,特别是在减重过程中使用该方法,既能保证车身性能又能有效节省时间、降低风险。

3 车身刚度的试验方法

汽车设计过程中都会做一系列的整车耐久试验,耐久试验就是一种考察车身刚度的最直接手段,除此之外,还会做一系列的车身及子系统的刚度试验。车辆受到不平路面的激励时,弯曲载荷引起的车身应力幅度比扭转载荷引起的小,所以相对而言车身扭转刚度更为重要,下面简介一下白车身扭转刚度的试验方法。

如图1,约束车身左右后桥塔中心六个方向的自由度,沿车身长度方向布置若干个位移传感器,主要布置在前后纵梁、门槛等位置,车身前后桥塔处也要布置测量点,该处的测量点是确定前后桥塔扭转角的基础。然后对车身进行加载,一般分步骤加载,记录各测量点的位移量。

扭转刚度计算公式:

其中:T——代表扭矩,N·m;

F——代表施加在车身前桥塔中心的力,N;

d1——代表在扭矩T作用下的左右车身前桥塔中心Z向的相对位移,m;

α——代表扭转角,rad;

d2——代表左右车身前桥塔中心之间的距离,m。

4 结构设计过程中有关刚度的注意点

(1)对于车身整体刚度,目前轿车的结构形式基本上已经定型,车身的组成结构、分块模式都基本大同小异,都是由几大总成形成的框架结构来保证车身的整体刚度,设计过程中主要结合造型、布置的条件进行合理地结构设计,刚度的差异主要取决于总成之间的连接结构、截面的形式、材料牌号厚度以及局部的加强或功能零件的设计。整个过程比较复杂,需要通过反复的仿真试验分析以及工艺结构分析来达到目的。避免结构形面或断面形式形成突变,尽可能实现平顺过渡,避免应力集中,保证局部的刚度,从而保证车身整体的刚度性能。

(2)对于独立的零部件,在明确零部件本身的功能性能要求之下,要合理设计结构来满足它的功能性能,要把握好在成本重量等宏观指标与零件性能硬性指标之间的取舍。还有一些零部件由于刚度不足可能会在制造过程中由于人为操作导致零件变形,可能导致装配、工艺、品质、密封等问题。另外冲压零件在刚度不足的情况下经常出现严重的回弹变形,对零件的品质、焊接工艺以及车身精度都会有较大的影响,设计零件时在保证冲压工艺可行的前提下,尽可能增加加强筋以及其他特征来提升零件的刚度。

(3)对于车身重要的局部安装点刚度,例如车门铰链安装点、前后盖铰链安装点,前后门限位器安装点、气弹簧安装点、乘客拉手支架等等,这些重要的安装点如果刚度出现了问题,将导致很严重的后果,例如车门下沉、车门晃动、零件变形失效等,因此对于这些重要安装点的刚度一定要设计充分,加强板尽可能使用厚度较大的高强度钢板,必要时需要加大加强板的尺寸或者增加其他的加强件。

(4)对于外板的刚度,例如侧围外板、顶盖外板、车门外板这些外覆盖件,这些外覆盖件的刚度不足通常会导致行驶过程中或者开关车门时产生振动,从而引起一些NVH问题,通常根据CAE分析或者刚度试验结果在薄弱区域增加阻尼材料或者补强胶片来防止振动。

总之,要保证车身刚度除了根据设计经验判断以外,现阶段主要借助CAE的分析结果,在保证成本、重量、工艺性以及结构合理性的条件下,车身刚度越高越好,当然也要避免设计过度、浪费现象的发生。

5 总结

车身刚度是车身设计的关键部分,影响到很多车身性能指标,提高刚度是贯穿于整个车身设计过程中的重要思想,另外在整个车身设计过程中采用先进的CAE分析以及试验方法对车身设计起到了重要的指导作用。

摘要：车身刚度影响到轿车的可靠性、安全性、操纵稳定性、NVH性能、燃油经济性、工艺性等方面,对于车身设计来讲有着举足轻重的作用,现代车身设计越来越广泛地采用CAE及试验手段来分析验证车身的刚度。分析刚度对车身的影响并说明一些常规的试验以及结构设计过程中需要考虑的内容,简述了车身的刚度问题。

车身刚度篇2

摘要：基于某开发车型车身后拖曳臂接附点的动刚度性能改善，研究影响动刚度因素。通过对影响动刚度因素的分解及CAE仿真计算论证，确认影响动刚度因素。指明了车身后拖曳臂接附点动刚度性能设计控制要素及解决动刚度问题的思路。

关键词：后拖曳臂车身接附点；动刚度；影响因素

中图分类号：U463.82 文献标志码： A 文章编号：1005-2550（2014）03-0018-06

Study on the Dynamic Stiffness Influence Factors of Rear Trailing-Arm Attaching with Body

WU Kai-feng， DAI Chi， CHENG Ya-nan， GONG Kan， JIANG Yong

（Dongfeng Motor Corporation Technical Center， Wuhan 430058， China）

Abstract： Based on dynamic stiffness property improvement of rear trailing arm attaching with body on a vehicle， dynamic stiffness influence factors was researched. Through the decomposition of dynamic stiffness influence factors and the demonstration of CAE simulation calculation， dynamic stiffness influence factors was confirmed. Accordingly the study demonstrated the control elements of rear trailing arm attaching with body dynamic stiffness performance design and the way to solve dynamic stiffness problems.

随着消费者对汽车的要求越来越高，汽车的NVH性能成为了消费者主要关注的性能指标之一。车身接附点动刚度是影响整车NVH性能的因素之一，动刚度不足将对整车的NVH性能，整车的操纵稳定性能及车身疲劳寿命产生不利的影响[1]。汽车在行驶过程中，车身后拖曳臂接附点会受到来自后悬挂各种各样的动载荷，当动载荷与车身的动力学特性接近时，可能引发结构共振产生较高的动应力，导致车身的疲劳破坏[2]。

所以对车身后拖曳臂接附点动刚度影响因素的研究，可以为设计和设计改进提供参考，具有很强的实用价值。

4 结论

后拖曳臂接附点结构的设计是否合理直接影响到整车的操纵稳定性能、NVH性能和接附点结构的疲劳耐久性能，本文通过对影响车身后拖曳臂接附点Y向（局部坐标系）动刚度的因素研究，确定了影响的Y向动刚度的主要因素，并利用所得出的结论应用到实际的开发项目中。对车身后拖曳臂接附点动刚度影响因素的研究，为设计和设计改进提供了参考，具有很强的实用价值。车身其它接附点动刚度的因素分析和动刚度问题的解决可以借鉴此思路及方法。

参考文献：

[1]林逸，马天飞，姚为民，张建伟.汽车NVH特性研究综述[J].汽车工程，2002（03）.

[2]王学军，张觉慧，陈晓宇.轿车车身动刚度优化[J].上海汽车，2003.1：20-22.

[3]高俊云.起重机动刚度及其测试方法[J].起重运输机械，1999（4）：25-27.

[4]张平，雷雨成，高翔，汤涤军，肖杰.轿车车身模态分析及结构优化设计[J].汽车技术.2006（04）.

[5]黄成刚，刘永超，唐述斌.汽车频率响应分析[J].湖北汽车工业学院学报.1999.12：25-29.endprint

关键词：后拖曳臂车身接附点；动刚度；影响因素

中图分类号：U463.82 文献标志码： A 文章编号：1005-2550（2014）03-0018-06

Study on the Dynamic Stiffness Influence Factors of Rear Trailing-Arm Attaching with Body

WU Kai-feng， DAI Chi， CHENG Ya-nan， GONG Kan， JIANG Yong

（Dongfeng Motor Corporation Technical Center， Wuhan 430058， China）

所以对车身后拖曳臂接附点动刚度影响因素的研究，可以为设计和设计改进提供参考，具有很强的实用价值。

4 结论

参考文献：

[1]林逸，马天飞，姚为民，张建伟.汽车NVH特性研究综述[J].汽车工程，2002（03）.

[2]王学军，张觉慧，陈晓宇.轿车车身动刚度优化[J].上海汽车，2003.1：20-22.

[3]高俊云.起重机动刚度及其测试方法[J].起重运输机械，1999（4）：25-27.

[4]张平，雷雨成，高翔，汤涤军，肖杰.轿车车身模态分析及结构优化设计[J].汽车技术.2006（04）.

[5]黄成刚，刘永超，唐述斌.汽车频率响应分析[J].湖北汽车工业学院学报.1999.12：25-29.endprint

关键词：后拖曳臂车身接附点；动刚度；影响因素

中图分类号：U463.82 文献标志码： A 文章编号：1005-2550（2014）03-0018-06

Study on the Dynamic Stiffness Influence Factors of Rear Trailing-Arm Attaching with Body

WU Kai-feng， DAI Chi， CHENG Ya-nan， GONG Kan， JIANG Yong

（Dongfeng Motor Corporation Technical Center， Wuhan 430058， China）

所以对车身后拖曳臂接附点动刚度影响因素的研究，可以为设计和设计改进提供参考，具有很强的实用价值。

4 结论

参考文献：

[1]林逸，马天飞，姚为民，张建伟.汽车NVH特性研究综述[J].汽车工程，2002（03）.

[2]王学军，张觉慧，陈晓宇.轿车车身动刚度优化[J].上海汽车，2003.1：20-22.

[3]高俊云.起重机动刚度及其测试方法[J].起重运输机械，1999（4）：25-27.

[4]张平，雷雨成，高翔，汤涤军，肖杰.轿车车身模态分析及结构优化设计[J].汽车技术.2006（04）.

车身前轮包刚度优化篇3

某车型市场反馈两前轮内侧轮胎偏磨[1], 偏磨车辆前轮为负外倾[2]。前轮包刚度可能为影响轮胎偏磨的原因之一, 特对车身前轮包刚度问题进行分析确认, 提出优化方案, 最终达到刚度优化的目的。

2、前轮包结构介绍及影响刚度因素分析

2.1 前轮包是前减震器的安装及支撑结构, 在汽车行驶过程中受到地面的冲击, 是车体重要的承载结构。

2.2 根据轮包结构有无前轮包加强板可分为两类

结构一:有前轮包加强板, 如图1;

结构二:无前轮包加强板, 如图2。

2.3 前轮包主要组成有, 如图3所示

1.减震器安装板;2.前轮包;3.前轮包前板;4.前轮包加强梁 (仅结构一类车型有) ;5.上边梁;6.边梁侧封板;7.前悬内边梁加强板;8.前悬下加强梁。

2.4 影响前轮包刚度的主要因素有, 如图4所示

1.前轮包以上6个零部件的料厚;

2.孔心与边梁Y向尺寸a, a值越小越好;

3.边梁空腔截面尺寸b×c, 数值越大越好。

3、问题车辆结构及刚度对比分析

现选取市场上已量产车型, 且无偏磨市场问题反馈的车型作为目标车型, 两者前轮包结构及刚度进行对比, 目的是对比两者结构优缺点, 为结构优化目标及优化方案提供参考。

3.1 结构对比

问题车辆前轮包结构属于上述结构一:无轮包加强梁。目标车辆前轮包结构属于上述结构二:有轮包加强梁。部件料厚及相关影响尺寸因素对比详见表1:

(1) 问题车型前轮包结构形式为结构二, 无件4;问题车型件5、件6料厚弱于目标车型, 问题车型件3料厚优于目标车型, 其余料厚相同;

(2) 孔心与边梁Y向尺寸a:问题车型a值尺寸优于目标车型;

(3) 空腔截面尺寸b×c:问题车型优于目标车型;

结构对比小结:问题车型前轮包部件料厚低于S5, 但是边梁截面尺寸及孔心到边梁距离都略优于目标车型, 综合来看问题车型略差于目标车型。

3.2 CAE刚度对比

模型描述:为了对比两车型前轮包局部刚度, 加载点选取前悬架安装中, 以安装点中心为参考, 模型截取车身X=519mm, Y=241mm, 尽量减少车身对轮包刚度的影响, 如图5所示;

工况选择:

工况一:垂直3.5g;

工况二:制动1g;

工况三:转弯1g。

表2是同载荷下两车型前轮包刚度对比情况, CAE分析结果是变形量, 变形量越小, 对应刚度越好。分析结果显示:问题车型在三种工况下的变形量均比目标车型大, 即轮包刚度比目标车型差。

综上分析:问题车型前轮包结构及刚度均比目标车型差, 确认前轮包刚度弱是影响轮胎偏磨的原因之一。

4、优化目标及优化方案

4.1 优化目标

参考目标车型对问题提车型的前轮包结构进行优化, 使其前轮包刚度达到目标车型前轮包刚度水平。

4.2 优化方案

考虑到问题车型已量产, 优化方案不能涉及模具大范围修改, 根据上述结构对比, 提出以下两个可行的优化方案:

方案一:问题车型增加部件4 (前轮包加强板, 料厚1.2t) , 如图6;

方案二:增加上述部件3、5、6的料厚, 具体如下:

部件3:料厚由0.8t增加到1.0t;部件5:料厚由0.8t增加到1.2t;

部件6:料厚由0.8t增加到1.0t。

5、CAE分析验证及方案确认

模型及工况同上述分析, 两种优化方案分析结果见表3:

有分析结果可得出两个优化方案对前塔包刚度都有改善, 但是方案二改善效果更好, 三种工况总的变形量已比目标车型小, 达到设定目标。

最终方案选择优化方案二:增加部件3、5、6的料厚。

6、结论

文章针对某车型市场反馈的两前轮内侧轮胎偏磨问题, 讲述了一种车身前轮罩结构刚度分析排查、方案优化、CAE分析验证到最终达到优化目标的过程与方法。通过对比分析得出问题车型前轮包结构及刚度均比目标车型差, 确认前轮包刚度弱是影响轮胎偏磨的原因之一, 并最终确定优化方案是增加部分件的料厚, 优化后问题车型前轮包钢度达到目标车型前轮包刚度水平。为以后此类问题的分析研究提供了依据和方法。

摘要：针对某车型市场反馈的两前轮内侧轮胎偏磨问题, 选取市场成熟稳定且未出现轮胎偏磨问题的目标车型作为参考, 通过对比分析问题车型与目标车型前轮包结构及刚度, 确定出问题车型的前轮包结构比目标车型弱, 刚度比目标车型差。参考目标车型的前轮包结构提出优化方案, 并进行CAE对比分析验证, 最终确定优化方案是增加部分件的料厚, 优化后问题车型前轮包钢度达到目标车型前轮包刚度水平。

关键词：前轮包,偏磨,刚度,变形量

参考文献

[1]李文辉.轮胎磨损解析研究.汽车技术.2002 (6) :13-15.

车身悬置支架的动刚度分析篇4

车身NVH(Noise,Vibration,Harshness)是影响汽车乘坐舒适性的重要因素,也是顾客选购汽车时普遍关心的问题之一[1]。因此,在新车型的开发过程中,NVH 的性能研究越来越受到重视。发动机是汽车最主要的噪声源和振动源,发动机振动和噪声问题的解决直接决定了汽车NVH 性能,而发动机主要是通过发动机悬置与车身相连接的,即发动机悬置是发动机振动和噪声传递到车身的主要路径。因此,发动机悬置动态性能的研究对改善车身NVH 性能有重要的意义。悬置支架的动态特性(动刚度)可用频率响应分析得到的加速度导纳传递函数来评价。

1 动刚度响应函数数学模型的建立

频率响应分析常用于分析确定线性结构在承受一段频率范围内变化的载荷时的稳态响应。根据响应的类型可分为:位移、速度和加速度频率响应函数三种,进而得到相应的频率响应曲线。车身悬置支架的动刚度可采用加速度频率响应函数得到的加速度导纳进行评价。对于加速度频率响应分析,常在同一点上采集载荷输入与响应加速度来研究结构的局部动态特性。

频率响应分析有直接法和模态法两种求解方法,由于模态法的求解速度快,一般应用模态法进行求解。设n自由度的振动微分方程为:

undefined

式中 M—质量矩阵;

G—结构阻尼矩阵;

(K+jG)—复刚度矩阵;

F—激励的幅值矩阵。

通过对(1)式进行解耦、坐标变换可得唯一响应:

undefined

同样可得加速度响应函数为:

undefined

把振动加速度与激振力的比值定义为加速度导纳的传递函数,即:

undefined

式中 λ—频率比。

由式(4)可得,加速度导纳响应Hv(ω)∝1/k,因此可知,增加关键点的刚度可以减少加速度的响应值。

2 车身悬置支架的动刚度分析

悬置系统对发动机激励的隔振效果是汽车NVH 性能的重要影响因素。悬置软垫、悬置软垫与动力总成连接的主动支架、悬置软垫与车身或车架连接的被动支架,这三者串联起来的总刚度才是隔振系统的刚度,而隔振效果的好坏主要取决于隔振系统的刚度。图1表示主动支架、悬置软垫和被动支架组成的隔振系统的弹簧串联模型。

隔振系统刚度K 可以表示为:

undefined

式中,KE为主动支架刚度;KI为悬置软垫刚度;KV为被动支架刚度。

若两个支架刚度非常大, KE>>KI即KV>>KI;那么K≈KI,即隔振系统的刚度等于悬置软垫的刚度。当支架刚度相对较低时,那么K与KI有较大差距。例如:假设悬置软垫设计刚度为KI=300 N/mm,而两个支架刚度为600 N/mm,则系统的实际刚度比期望刚度低一倍,从而达不到设计的隔振效果,支架的刚度不足可能会使结构的局部共振,甚至将结构噪音传递到车厢内,达不到隔振的要求[3]。

悬置支架动刚度的评价,常采用无质量和无阻尼的理想弹簧-质量系统的加速度导纳曲线作为评价准则。其刚度KE(设计目标)可由经验数据或同类车型的测试数据来确定,一般的为了达到好的隔振效果,支架刚度必须比悬置软垫刚度大到一定程度,一般是10～20倍。单自由度的理想弹簧-质量系统在单位简谐激励力作用下的振动系统的运动方程和加速度导纳函数可简化成式:

KEX=cosωt (6)

式中undefined

从公式可以看出等效刚度与加速度导纳成反比;目标导纳曲线近似为随频率变化的二次曲线,代入不同的Ke值就形成一簇目标加速度导纳曲线,从而能对安装点在某一方向作用力下对应的动态刚度特性进行评价。

本文采用NASTRAN软件的频率响应模块的模态叠加法(SOL 111)计算悬置安装点的动态刚度。在0～200 Hz的频率范围内,以2 Hz为频率步长,在发动机悬置支架中心的Z方向施加1 N的简谐单位力,输出加载点的Z向加速度响应值。选择0～300 Hz范围内的车身柔性模态进行叠加计算(通常为激励频率范围的1.5～2倍);同时本文采用4%的结构阻尼。

图2、图3是悬置安装点的加速度导纳响应曲线,图中还给出了一簇具有不同等效刚度值的理想弹簧振子的加速度导纳曲线。从分析结果看,该悬置安装点Z向的加速度导纳响应,基本处于刚度值为2 000 N/mm的理想的弹簧振子的加速度导纳响应曲线以下,即其等效刚度大于2 000 N/mm。其中,发动机侧悬置安装点的动刚度在80 Hz以后大于4 000 N/mm(80 Hz前在4 000 N/mm处波动);变速箱侧安装点处的动刚度略低些。该发动机悬置软垫的刚度大约为200 N/mm,在高频段80 Hz以后基本满足设计要求。

该车配置的某款四缸发动机的怠速和正常行驶时的激振频率分别为28 Hz和100 Hz左右。在低频段20～60 Hz之间,加速度导纳曲线有三个小的峰值,分别为33 Hz、47 Hz和51 Hz;而在79 Hz和101 Hz处各有一个较大的响应峰值,说明在该频率处可能会造成较大的工作振动或噪声。为了减小振动和噪声,提高悬置安装点的动刚度,可通过观察模态振型修改结构,来达到设计目标的要求。通过对此车进行模态分析发现,白车身的前三阶模态32.45 Hz(机舱左右平行摆动)、48.24 Hz(整体扭转)、51.14 Hz(整体弯曲)都与纵梁变形有关;在79.26 Hz和100.7 Hz处的模态振型也与纵梁变形有关。其中32.45 Hz的模态避开了怠速共振频率28 Hz;整车扭转和弯曲模态无法消除,但是79.26 Hz和100.7 Hz的局部模态,可以在安装点处增加新的连接件来提高频率。整体来说此悬置支架满足动刚度的设计要求。

3 结论

对悬置支架的动刚度分析可知,与车身相连接的系统要尽可能地安装在车身局部刚度高(灵敏度低)的地方,以减小激振力引起的振动和噪声响应。基于车身全局模态参数的频率响应分析,对悬置支架安装点动态刚度特性的评价方法,能够较全面地对安装点载荷输入引起的车身中低频的NVH性能进行预测及评价,为后续车身参数的修改提供指导作用。

参考文献

[1]林逸,马天飞,姚为民,等.汽车NVH特性研究综述[J].汽车工程,2002(3):177-181.

[2]王志亮,刘波,李晶华,等.汽车抖动性产生机理与分析方法研究[J].噪声与振动控制,2008(4).

[3]甘剑飞,徐有忠,杨晋,等.基于MSC.Nastran的汽车动力总成悬置支架模态分析[J].第五届中国CAE工程分析技术年会论文集,2009.

车身刚度篇5

扭转刚度、扭转模态、正面碰撞作为车身设计的重要性能工况,在性能体系里面占有重要的位置。往往我们会要求车身的刚度达到一定的水平来满足市场的需求。近些年来,行业内的水平不断的在提高的同时扭转刚度的水平与动态性能及碰撞的指标究竟有何种联系?本文以下内容将逐一论述。

1、模态及动刚度

汽车白车身结构基本力学性能仿真计算属于线弹性问题,其中弯曲和扭转刚度计算属于线弹性范围内的静力学问题,模态及动刚度属于线弹性范围内的动力学问题。

车身结构的模态计算,基于有限元法和线性振动理论。具有有限自由度的线弹性系统的运动方程可用虚功原理给出,其形式为[1]:

其中,M为系统的质量矩阵,Z为系统阻尼矩阵,K为系统的刚度矩阵,P(t)为载荷列阵,由于要计算的是结构的固有特性,载荷不存在,同时因车身阻尼很小可以忽略不计,所以车身结构固有振动特性的计算就成为有限个自由度系统的无阻尼自由振动问题,其系统运动方程为:

由此,车身结构的模态计算问题可以转化成为求解上述方程的特征值和特征向量问题。

对于受动载荷激励的车身结构,我们考察其动态刚度特性。对(2-1)式进行傅里叶变换[2]:

2、动刚度分析的必要性

车辆在道路上行驶一般承受动态激励,而我们通常考察的静态扭转刚度,在这样的动态激励下是否还能保持一个的水平,这个水平的趋势是什么?

本文阐述的静动态扭转刚度,实际上规避了局部结构(加载区域)的刚度水平以达到评价整体车身性能的目的。实现的方式是在加载点的纵梁投影点来读取响应,这样做的好处是在局部刚度合理的前提下,进一步探讨车身结构的合理性。

某车型静态扭转刚度为21335Nm/deg,一阶扭转模态为47.8HZ.通过动力学分析得到两种状态(约束的动态特性与FREE-FREE-STATE动态特性)下的动力学行为,如下:

如图,两种行为下刚度值在0Hz的时候得到的扭转刚度均等于静态扭转刚度。但,随着频率的提高,刚度均由基础状态21335 Nm/deg变化到2733Nm/deg和2630Nm/deg,最低值分别发生在18.7Hz和48Hz。

因此,我们看到,无论哪种动态刚度均反映,实际车体应用状态下尤其是特定频率激励下,刚度特性大幅下降,扭转刚度不能保证在行驶过程中达到恒定水平。

3、静态扭转刚度与扭转模态的关系

3.1 设计变更导致扭转刚度变化

以上我们发现自由模态的扭转频率恰恰就是47.8Hz。那么扭转刚度是否对应自由模态,哪个模态影响更大(两个模态模型质量一致)?通过模型的设计更改,我们继续探讨:

料厚的变化后的刚度是16921Nm/deg,比基础模型低4414Nm/deg。

3.2 评价方法找到危险区域

虽然,我们在了解设计变化的前提下,验证了设计变化对性能的影响。但从正向设计的角度来讲,我们可否通过性能的指标来找到设计的薄弱区域?以下是设计前后的扭转性能曲线。

从曲线上分析,相同扭矩之下,从1位置开始,扭转角就发生改变。但随着车前方走势差距似乎不再变大。于是将曲线叠加相减得到曲线mm,误差变化更加明显。根据该曲线,我们仍然不能找到问题的关键区域,于是将曲线mm每100mm幅值递减曲线得到曲线nn,我们发现:大部分前车身刚度基本没有区别,而在曲线nn的特定区域位置1到位置2,性能大幅下降。由于此位置正是衣帽架所处的投影区域,我们可以准确找到薄弱环节,与我们初始的更改区域一致。

3.3 刚度和模态是否有对应关系

综合以上分析结果列于下表。

可以发现扭转刚度下降后对自由模态影响较小,但对约束模态影响很大,其变化量与扭转刚度值值的变化量相当。

4、静扭转刚度对碰撞的影响

实际发生更改的区域为衣帽架相应结构,远离正面碰撞的关键区域,不会因为局部敏感区域的改变而对碰撞性能造成的影响,支撑论点的论据更为客观。

图6为碰撞最终的变形图,通过表2可知,衣帽架的刚度变化,对侵入量影响不大,但加速度左侧增加4G,右侧增加1G.影响较大。

通过图7与图8对比可知,碰撞的波形总体上并未发生大的变化,但峰值与谷值变化较为激烈。由本次分析,我们清楚看到:虽然刚度变化区域远离碰撞的主要区域,但由于后端刚度的降低,导致碰撞的加速度发生改变

5、结论

1)实际车体应用状态下尤其是特定频率激励下,刚度特性大幅下降,扭转刚度不能保证在行驶过程中达到恒定水平。

2)通过轴向扭转角度随变化值曲线,能够成功找到扭转刚度的薄弱区域。进而进行优化,达到针对性优化的目的。

3)扭转刚度的变化对相同约束下的扭转模态存在强相关,间接影响自由模态

4)远离碰撞区域的结构更改同样影响到碰撞等动力学行为,在设计过程中,尤其把握性能评估的同步性。

参考文献

[1]周中坚,卢耀祖.机械与汽车结构有限元分析[M].同济大学出版社.1997.7

车身刚度篇6

半承载式客车车身是整车各大总成的载体之一,是非常重要的受力部件。车身承受弯曲、扭转等多种载荷,同时还受到路面和车桥的激励载荷,设计中除了要保证车身有足够的刚度、强度之外,合理的振动特性也是很必要的,避免汽车使用过程中各个部件产生共振,影响乘坐舒适性、NVH性能以及零部件疲劳耐久性能等。本文以外形尺寸为12×2. 46×3. 62( m) 的大客车车身为研究对象。其中,发动机后置,设有一前门和一中门,车身骨架主要由前围、顶盖、左右侧围、后围、底盘和地板等骨架焊接而成,其车身骨架与车架纵梁通过焊接连接在一起,构成了半承载式车身结构。这种车身结构能够承担部分扭转和弯曲载荷,有效地改善了整车的受力情况,提高了车辆的行驶安全性和乘坐舒适性。采用三段式结构的车架,这种车架的两根等断面槽型纵梁从中间断开,其结构优点可适应不同轴距的车辆和实现不同的地板高度,从而满足多种使用要求[1],中段部分设计为贯通式行李舱采用矩形空心钢管组焊成格栅结构,然后分别与前、后槽型纵梁、加强板及横梁等组焊成一体。

模态分析又称结构固有振动特性分析,是动态分析的基础。车身结构进行自由模态分析以掌握车身结构的固有振型和固有频率,从而对车身结构的动态特性有一定的了解。模态分析结果常用于汽车故障诊断,以及用来验证和修正有限元分析模型; 通过对振型和频率的对比,可以定性或定量的判断车身结构有限元模型的正确性。对于客车车身这样大型的结构件,一般只分析前几阶的低阶振型,因为低阶振动对结构的动态特性影响更大,因此分析了大客车车身结构的前6阶自由模态。

1 有限元分析基本步骤

1) 区域的离散

将求解区域离散为子域,是有限元分析中的第一步也是最关键的一步,实质上是用一个有限自由度的离散系统代替无限自由度的连续系统,离散时必须慎重地选择单元的类型、大小、数目和排列形式,以免影响计算的规模和精度[2]。

2) 插值函数的选择

有限元的基本思想是分片逼近。在有限元的分析中,一般选用多项式插值函数用以表达单元体的应变、应力和位移之间的关系,主要是多项式插值函数进行单元方程的列式和计算容易,特别是进行积分和微分运算[3],多项式插值函数的形式为:

式中: ( u) 表示为单元内任意处的位移列向量; { δe} 为单元节点的位移列向量; [ N]为形函数矩阵。

3) 单元分析

由弹性力学的基本方程,可以得出用节点的位移表示的单元应变为[4]:

其中: [ B]表示几何矩阵。

由弹性力学的物理方程,可以得出用节点位移表示单元应力的方程为:

根据虚功原理推导出作用在单元节点上的载荷和节点位移之间的关系,及单元的刚度方程,再由此推算出单元的刚度矩阵:

4) 整体分析

依据各单元在相连的节点处,所有单元与该节点相联的节点自由度相同的特性,求得在整体坐标下系统方程为:

式中: [ K]表示结构总刚度矩阵; [ δ]为节点的位移列向量; {P}为结构的等效节点载荷列向量。

5) 边界条件与求解

应用位移边界条件,消除刚度矩阵的奇异性,求解式( 6) ; 求解系统的平衡方程,得到节点位移,再由节点位移反求单元的应力、应变。

2 模态分析的基本理论

n自由度线性系统的运动微分方程为[5]:

式中,[ M]为质量矩阵; [ C]为阻尼矩阵; [ K]为刚度矩阵;节点加速列向量节点速度列向量;{x( t)}节点位移列向量。

此时式( 7) 是n×n阶矩阵,是耦合的方程组,当自由度n很大时,求解十分繁琐。自由模态分析通常把系统的阻尼看成是比例阻尼或不考虑系统的阻尼,对运动微分方程进行解耦,然后求出各阶模态参数[6]。无阻尼系统的运动微分方程为:

对式( 8) 进行傅里叶变化,得:

对于线性时不变系统,系统内任一点的响应都可以由各阶主振型的线性组合表示。系统第i点的响应可以表示为:

则系统响应列向量为:

其中: [φ] = [{ φ}1{ φ}2. . { φ }n],{ Q} = ( q1( ω)q2( ω) . . . qn( ω) ) 。

对于无阻尼自由振动的系统式( 9) 变为:

式( 12) 有解的条件是:

由式( 13) 便可求出系统的固有频率及固有振形。模态分析中,考虑到使用的方便性,常将固有振形进行正则化处理,得到正则坐标下的主振型。

3 有限元分析模型的建立

客车车身结构是由梁、管、杆等组成的,可以用空间梁单元进行模拟计算,但壳单元与梁单元相比,壳单元计算精度要高的多,而且能很好的分析结构局部的应力情况,便于对局部结构进行优化设计。因此以壳单元建立车身结构的有限元计算模型。

3. 1 车身模型的简化

有限元分析对3D几何模型进行适当的简化是必要的。建模时主要考虑的简化原则有: 1) 略去非承载件和功能件,车身上有些结构仅为满足结构或功能要求而设置的,并不是由强度的要求而设定的,这些非承载件和功能件对车身整体结构的应力和应变影响都较小,建模时应当忽略; 2) 对于工艺孔、螺栓安装孔等,由于它们对截面特性影响不大,建模时尽量简化,建模时对直径小于6 mm的孔予以简化处理。

3. 2 网格划分

网格的划分在有限元分析中是非常重要的一步,网格品质的优劣直接关系到求解的规模和精度,求解规模主要取决于求解类型、网格的数量和类型。单元的类型对网格品质也有一定的影响,三角形单元适应能力强,常用于形状比较复杂的结构,四边形单元应变和应力的分布是线性的,计算精度明显高于三角形单元,但四边形单元适应能力较差。针对客车车身结构的特点,主体采用四边形单元对其进行网格划分,对结构的接头等边界处用三角形单元,以单元平均尺寸为40 mm对车身结构进行网格划分,共得到101 608个四边形单元,3 860个三角形单元,104 992个节点。划分网格时,为了保证计算的精度,要及时进行单元质量检查并对坏单元和病态单元进行处理。

3. 3 焊点和螺栓孔的处理

客车车身结构焊点数目多,通常为几千个,受条件限制要准确的建立车身焊点模型极为困难,而且也没这个必要,因为根据圣维南原理分布于弹性体上的小块面积内的载荷所引起的物体中的应力,在离载荷作用区稍远的地方,基本上只与载荷的合力和合力矩有关,载荷的具体分布只影响载荷作用区附近的应力分布。采用有限元软件Hyperworks / weld模块对车身焊点进行模拟,其中焊点直径设置为5 mm,共4 388个焊点,焊点示意如图1所示。

对螺栓连接进行模拟时,对于直径小于6 mm的螺栓孔进行了简化处理,而对于直径大于6 mm的螺栓连接采用Hyperworks/bolt模块进行模拟,如图2所示。

4 车身结构刚度分析

客车车身刚度分为弯曲刚度和扭转刚度,是车身性能的重要指标之一,车身刚度对车身其他方面的性能如疲劳、强度和NVH都有着重要的影响[7]。刚度要求是客车车身设计的一个基本要求。客车车身结构主要使用的材料是16Mn,基本参数如表1所示。

4. 1 弯曲刚度

水平弯曲工况模拟客车在水平良好路面上匀速直线行驶的工况,当车身上作用垂直对称的载荷时,车身发生弯曲变形,车身的弯曲刚度依据车架最大的垂直挠度来评价。由于所研究的问题是小变形问题,可以把车身整体看成是一个线性系统。考虑研究问题的方便性且在不影响计算结果的情况下,对车身施加100 000 N的力,以集中力的形式平均对称的加在车架80个节点上[8]。悬架系统的约束模拟: 约束左后轮x、y、z三个方向平动自由度,约束右后轮x、z两个方向平动自由度,约束左前轮y、z两个方向平动自由度,约束右前轮z一个方向平动自由度。计算结果位移云图如图3所示,计算表明最大位移发生在地板纵梁中部,左右纵梁最大位移值分别为3. 388 mm和3. 127 mm,左右纵梁最大位移平均值为3. 258 mm。所以车身弯曲刚度K为:

4. 2 扭转刚度

扭转刚度是车身刚度的另一重要指标。客车低速通过崎岖不平路面会发生这种扭转变形,此时作用在车架的载荷变化非常缓慢,惯性载荷非常小,车身的受力特性可以看作是静态的。研究表明前轮左右悬架位置处位移为1. 5 mm和 - 1. 5 mm时计算的扭转刚度较准确[9]。因为位移过大车身有可能发生塑性变形,车身变形不再是线性的,计算误差较大; 位移值较小测量相对误差大同样影响计算精度。在左右前副车架上分别施加6 000 N、-6 000 N的力时,车架左右纵梁最大位移值分别为1. 292 mm和 - 1. 717 mm较接近1. 5 mm,计算结果位移云图如图4所示。其中两车架纵梁之间的距离为803. 605mm。由此计算出左右纵梁相对扭转角θ为0. 215°。所以车身扭转刚度K为:

弯曲工况,车身结构的应力水平较低,最大应力为55. 7 MPa,位于左侧行李箱后部的“人”字形支撑架上,地板行李舱后的两根外横梁处的应力比较大,是由于此处乘客座椅布置比较集中。由于没有扭转,窗框以上包括顶盖骨架的构件应力很小,车身前围应力也较小。扭转工况,车身结构的应力水平明显比弯曲工况的高。特别是左侧行李舱上方底架纵大梁与副车架连接处最大单元应力达到370 MPa,窗框附近最大应力为74. 9 MPa,位置在右侧第一窗后立柱上方,但都在材料的许用应力范围之内。

5 车身模态分析

模态分析又称结构固有振动特性分析,模态分析是动态分析的基础。对客车车身进行自由模态分析以掌握车身固有振型和固有频率,从而对车身结构的动态特性有一定的了解。模态分析结果常用来作汽车故障诊断的依据,用来验证和修正有限元模型。通过对振型和频率的比较,可以定性或定量的判断车身有限元模型的可靠性。对于客车车身这样大型的结构,进行模态分析时只需计算前几阶的低阶振型,因为低阶振动对结构的动态特性影响更大。因此分析了车身骨架的前6阶自由模态,计算结果如表2和图5 - 图10所示。

车身前六阶振动频率在8. 2 Hz—18. 2 Hz之间,有效地避开了普通路面激励频率和动力总成的激振频率,说明车身骨架动态较好满足设计要求。但左右侧围局部振型较多较明显,汽车行驶时不仅易产生振动和噪声,还可能使车身局部杆件产生疲劳损坏和门窗变形较大使窗玻璃产生应力甚至是损坏,详细设计阶段应对局部振型进行改善。

6 结语

通过刚度计算和模态分析掌握了车身的基本性能,同时也为后续的优化设计提供理论依据。目前客车车身的弯曲刚度和扭转刚度还没有统一的国家标准,参照国内外学者的研究成果,证明车身结构弯曲刚度和扭转刚度是合理的。车身前6阶自由模态振动频率在8. 2Hz—18. 2 Hz之间,前几阶整体振型都符合要求,说明车身骨架动态特性较好,但左右侧围局部振型较明显,这样客车行驶时不仅会产生振动与噪声,还可能导致车身局部构件产生疲劳损坏,后期需要进行局部优化设计以提高整车性能。

摘要：基于有限元和模态分析的基本理论,以半承载式客车车身为研究对象,建立以壳单元为基本单元的有限元分析模型。分析了车身弯曲刚度、扭转刚度和前六阶固有频率及振型,为车身的响应分析提供重要的模态参数,同时也为车身优化设计提供依据。

车身刚度篇7

关键词：拖拉机车身,扁壳件,刚度,变形程度

0 引言

拖拉机车身刚度是指车身抵抗静态变形的能力。如果车身的刚度不足, 拖拉机在行驶过程中会产生车体振动, 噪音增大, 直接导致驾驶员疲劳。同时, 随着振动的增加, 拖拉机车身更容易产生疲劳破坏[1,2,3,4], 降低拖拉机的使用寿命。目前, 围绕着控制与提高车身的刚度问题的研究, 主要从板材的材料性能、几何形状及覆盖件零件在成形时的工艺条件等几个方面展开。其中, 成形时工艺条件的改变对车身的刚度有着重要影响, 它包括设置拉伸筋、改变压边力、改变润滑条件及改变拉深深度等方法。此前, 在成形工艺对车身刚度影响的研究领域还未涉及到车身件成形时的变形程度对刚度的影响。本研究发现, 由胀拉成形深度的变化而引起的车身变形程度的改变是车身件胀拉刚度不容忽视的主要影响因素之一[5,6]。

本文以能代表拖拉机车身曲面特点的曲面圆底扁壳和柱面扁壳零件为研究对象, 通过对零件的胀拉成形过程的分析, 找出成形工艺与零件变形程度以及成形件特征之间的联系。通过改变试件的胀拉成形深度来控制变形量, 进而揭示出由胀拉成形深度的改变而导致的变形程度的增加对扁壳类零件的刚度的影响规律, 为提高拖拉机车身的刚度提供理论与实践依据。

1 实验

1.1 实验材料

本次实验采用3种不同厚度的材料, 包括08AL, DC56和LF21 (M) 。其材料性能如表1所示。

1.2 曲面扁壳类试件的成形及变形量的测量

本次实验采用两种类型试件:一种为圆底扁壳件, 另一种为单曲的柱面扁壳试件。本项研究通过改变成形时的胀形深度而获得试件不同的变形量, 控制凸模的行程, 分别得到不同胀形高度的成形件, 成形试件如图1所示。

成形后利用高度尺测量零件的真实胀形高度。对选择的不同厚度的两种材料08AL和LF21分别胀形至4种不同的深度, 从而得出试件在不同胀形深度下的变形量。本实验对于带有网格的试件, 测其顶部及其在同一直线上左右各2个网格, 取其平均值作为变形后网格的直径即d1。则

ε=log (d1/d0)

式中 d1—变形后网格的尺寸 (mm) ;

d0—变形前网格的尺寸 (mm) 。

成形后测得试件的胀拉成形深度、变形量及曲率半径, 如表2所示。

由表2知, 随着胀形深度的增加, 变形量增大。胀拉成形的变形程度, 即与成形件的胀形深度密切相关, 随着胀形深度的增加零件的变形程度逐渐增大。

1.3 柱面扁壳试件的成形及变形量的测量

另一种类型的试件为单曲柱面扁壳试件, 所选材料为DC56, 采用350mm×250mm的矩形坯料, 在315T/400T双动薄板拉深液压机上拉深成形为柱面扁壳试件。测得试件成形后的拉深深度分别为11.3, 13.8, 15.3, 18.9mm。同时, 每个拉深成形的试件, 测量选定整个试件的中心点位置。成形试件照片如图2所示。

1.4 刚度的测量

拖拉机车身的表面具有一定曲率的特性。其成形过程是胀拉与拉伸成形的复合过程。因此, 把拖拉机车身的刚度定义为胀拉刚度。在不同的拉深深度下, 试件的胀拉刚度是不同的。由于板料成形中一般不考虑作用于板料厚度方向的应力, 因此厚度方向应力看作为零。

刚度测试试验在WD-1C型电子万能试验机上进行, 刚性实验采用ϕ20mm的刚性冲头, 冲头固定在实验机的横梁上, 冲头上端固定有压力传感器可实现对力的实时采集。通过横梁的上下移动, 完成冲头对成形件的中心点施加载荷。试验机上还配有SX-100光栅测长仪, 用来记录凸模行程, 通过此试验设备采集冲头所施加的载荷P及其位移 (即零件所产生的挠度δ) , 绘制出P-δ曲线。两种类型的试件的刚度测量试验的约束形式分别如图3所示。

2 实验结果

刚度评价标准采用初始点斜率法[7]。由于刚度所涉及是弹性变形范畴, 为保证其变形发生在弹性范围内, 取在压头开始对试件加压, 至试件产生0.3mm左右的位移量的这一曲线段, 对其进行二次拟合后, 再取其初始点斜率, 此斜率K值即为冲压件的刚度。通过对试件的载荷—位移分析得出, 当载荷达到p=0.477N为初始加载点。依此得出各试件的刚度值, 如表3所示。

3 实验分析

在对刚度的影响因素中, 板料的厚度和曲率半径的大小, 对刚度的影响很大。在相同工艺条件下, 对相同厚度的板材来说, 曲率半径的改变对刚度有很显著的影响, 即曲率半径越大, 成形件曲面越平缓, 其刚度值降低。即试件的曲率1/R越大, 刚度值越大。

由表3可知, 试件的变形程度加大了, 曲率半径减小了, 而成形件的刚度值增加了。由胀拉深度的增加而导致曲率半径的减小引起试件本身变形量的增大:即拉深深度越大, 成形件的曲率越大;变形量越大, 其刚度值越高。所以, 提高成形件的胀拉深度而导致的变形量的增加有助于提高车身的刚度。拉深深度改变是解决拖拉机车身的刚度的问题的有效方法之一。

4 结论

本研究选择载荷—挠度曲线的初始加载点斜率K0作为胀拉刚性的定量评价指标。利用这一评价标准, 对试验结果进行分析, 确定了零件的成形工艺中胀拉深度对刚度的影响规律, 得出拉深深度的改变对刚度有重要的影响:即随着胀拉深度的增加, 零件的变形量增大, 刚度值增大;提高成形件的胀拉深度而导致的变形量的增加有助于提高拖拉机车身的刚度。

参考文献

[1]ASNAFI N.On Strength, stiffness and dent resistance of car body panels[J].Materials Processing Technology, 1995, 49:13-31.

[2]GUNNAR E, ASNAFI N.On testing of the stiffness and the dent resistance of auto body panels[J].Materials and De-sign, 1998, 19:145-156.

[3]STEFAN H, PER T.Influence of material properties and stamping conditions on the stiffness and static dent resistance of automotive panels[J].Materials and Design, 2002 (2) :681-691.

[4]薛念文, 刘星荣, 陈龙.受窄带振动车身的室内可靠性疲劳试验研究[J].中国公路学报, 2001 (14) :120-123.

[5]GUNNARSSON L, SCHEDIN E.Improving the properties of exterior body panels in automobiles using variable blank hold-er force[J].Materials Processing Technology, 2001 (6) :168-173.

[6]Y.Y.Yang, L.H.Zhao, Z.Z.Sun.Experiment Study on Shape Defect of Cylinder ShallowShell[J].Materials Science Forum Vols, 2006, 532-533:921-924.

车身刚度篇8

能源危机和环境保护要求汽车产品向微型化、低排放方向发展,作为解决能源和环保问题方案之一的电动汽车越来越受到人们的关注。纯电动汽车车身的正向设计技术已成为各国汽车研发的一个重点。

新型材料的应用、客户需求多样化正在影响纯电动汽车车身结构朝着模块化、平台化方向发展。典型的如宝马i系列车采用了LifeDrive架构,它由Life和Drive两个独立的模块组成,Life模块是乘员舱部分,采用超轻量化且高强度CFRP碳纤维复合材料构成,Drive模块包括悬架、蓄电池组、驱动系统和碰撞防护结构等。

这种模块化架构车辆采取非承载式车身时,通常认为载荷均由车架承担,并没有考虑车身的承载作用。此外,如何合理设计纯电动汽车的车架,目前还没有成熟的理论和方法[1]。

国内外学者研究车身及车架设计优化方法取得了多项进展。如田海豹[2]提出了用于车身结构概念设计阶段的刚度链方法,通过建立以主断面、接头等为节点的车身刚度链模型,进行车身载体刚度优化和轻量化设计,并给出了承载式车身设计的实例。文献[2]使用传递矩阵法计算车身刚度,用于梁结构分支较多的非承载式电动车车架分析时会产生子刚度链分解复杂、计算效率低的问题。扶原放等[3]依据微型电动汽车车架结构的受力特性及材料性能要求,考虑多种行驶冲击载荷对车架的作用,建立了设计优化数学模型。高云凯等[4]基于拓扑优化方法研究了某非承载式电动汽车车身。周姗姗[5]利用客车有限元模型,基于车身承载度分析对车身结构进行了改进研究。Cavazzuti等[6]基于有限元方法研究了以车架结构性能为约束、以质量为优化目标的汽车底盘框架结构的设计方法。Hodkinson等[7]研究了电动汽车的轻量化设计流程、车身结构分析方法以及有限元仿真方法。梁晨等[8]以某非承载式车身及车架为例,利用有限元方法研究了弯曲和扭转工况下的车身及车架对整车的刚度贡献率。

如何在非承载式车身的概念设计阶段就充分考虑车架和车身对于载荷的贡献,形成合理的设计方法,并获得车身整体轻量化效果,这一问题仍然没有较好的解决方法。因此,研究非承载式车身与车架承载度优化分配的方法,以及先进的车架设计方法,对于提升纯电动汽车整车轻量化水平和综合性能都具有重要意义。

1 车架结构设计

1.1 承载度分配与刚度设计目标值的确定

本文研究的纯电动汽车结构形式如图1所示,车架承载度设计流程如图2所示。

在总体结构方案基本确定的情况下,选择不同的车身承载度目标值会得到不同的车身与车架的质量比。本文研究A00级电动汽车,参考文献[8]中的非承载式SUV车身对整车刚度的贡献,设定车身与车架承载度的目标比值为3∶7,车身与车架通过接口连接,前座椅中心位置下方为挠度测量点,根据文献[9]中电动汽车设计过程中的性能指标确定方法,此处最大挠度设定为0.497mm。考虑弯曲工况下的载荷为多点集中载荷,分析过程中可将车身、车架都按照简支梁计算。先绘制车架简化受力图(图3),此时可得车架的弯曲刚度计算公式[9]:

式中,EI为弯曲刚度值,N·m2;yx为测定点挠度值,m;x为前轴中心位置到测定点的距离,m;l为轴距,m;Pi为各点加载载荷,N;ai为前轴中心到加载点的距离,m;bi=l-ai,m;j为前轴前载荷项数;k为至挠度测定点的载荷项数;n为后轴前载荷项数;m为总载荷项数。

由式(1)计算出EI=2.76MN·m2。车架承载度目标值为0.7时,测量点最大挠度约束值为1.43yx=0.7115mm。

根据普通车型扭转刚度结果统计数据[10],此A00级车扭转角目标值θ不应超过0.5°,前悬架支座处位移可表示为

其中,ΔL为前悬支座位移;b为前悬支座间距。本文中b=610mm,由式(2)可计算出前悬支座处最大位移约束为2.71mm。

1.2 拓扑优化设计

车架所受静载荷F1包括乘客、电池组、电机的载荷,大小约为4500N,如表1所示。

载荷均施加于设计域的上表面,并将电池对车架的载荷考虑为多点集中载荷[11],加载方向均垂直于地面。在静载荷基础上对模型施加弯矩载荷F=1.8F1与扭转载荷M=0.5F2l,其中F2为前轴载荷。根据刚度和频率要求,以结构整体的体积约束作为优化的目标函数,以结构的刚度最大化作为优化的约束条件,以前座椅测量点处挠度及前悬支座处最大位移为边界条件[12],建立拓扑优化的设计域,如图4所示。

选择材料为45钢,弹性模量为200GPa,泊松比为0.3,屈服强度为355MPa。刚度约束条件下以体积为目标函数,刚度要求为约束条件(文中反映为测量点挠度及最大扭转角度),单元密度为设计变量;频率约束条件下以一阶模态频率为目标函数,体积分数为约束条件,单元密度为设计变量,设定收敛容差为0.001,若两次迭代之差小于0.001,则认为优化收敛并停止计算[12]。经迭代计算后单元密度取0.17,优化结果如图5所示。

考虑各总成的布置以及工艺要求,采用截面为矩形的型钢制作车架,将拓扑结构简化成图6所示的形式,但此时只确定了车架的结构形式,还没有确定矩形钢管的厚度,因此还需要进一步的优化设计。

2 基于刚度链的车架建模与分析

图6所示车架模型的分支梁较多,当一个节点与多个单元相连时,采用基于传递矩阵的刚度链方法建模时不易确定传递路径和节点的传递矩阵[13],且计算量大,而利用回传射线矩阵法(method of reverberaton-ray matrix,MRRM)则可以避免这些缺陷。MRRM方法对所有单元列相位关系的列式方式与对所有节点列散射关系的方式相同,总体相位矩阵和散射矩阵分别是将各节点的局部相位矩阵和散射矩阵放置在矩阵的对角线上得到的分块对角矩阵,列式非常统一。MRRM基本思路是:依据两组关系建立整体结构的回传矩阵,第一组关系为节点的近端位移和远端位移的关系,由节点的力和力矩的平衡关系建立;第二组关系为杆件的近端位移与远端位移的关系,由局部坐标系的设定得到。由回传矩阵即可求得整体结构各节点的位移和内力的精确解[14]。

2.1 结构描述

将梁的中心线相连,得到车架结构的简化线框模型,节点以大写字母I、J、K…表示,则杆件表示为〈I,J〉、〈J,K〉等。图7中,各杆件的编号表示为〈1,2〉,〈2,3〉,…,〈27,28〉。

车架结构节点总数为28,梁单元总数为48,f1~f5为车身与车架之间的耦合力,利用对称关系,先考虑1/2模型的分析。

2.2 建模方法

2.2.1 定义坐标系

首先,对车架结构建立整体坐标系(X,Y,Z),如图7所示。以与节点1相连的三根梁为例,对梁单元建立对偶坐标系,如图8所示,各梁单元的长度记为l〈1,2〉,l〈2,3〉,…,l〈27,28〉。

2.2.2 单元物理量的表示方法

在整体坐标系(X,Y,Z)下,定义节点J(J=1,2,…,28)的广义力和广义位移向量分别为

其中,pJ中包含沿X轴、Y轴、Z轴的集中力和绕三个坐标轴的力矩,uJ中包含沿X轴、Y轴、Z轴三个方向的位移和转角。

在局部坐标系(x,y,z)〈J,K〉下,梁单元任意截面的广义力和广义位移向量分别为

其中,f〈J,K〉中包含z方向的轴力、x和y方向上的剪力、绕z轴的扭矩、绕x和y轴的弯矩;δ〈J,K〉中包含三个沿x、y和z轴的线位移和三个绕x、y、z的转角。

2.2.3 力平衡关系与位移协调关系

车架结构的梁与梁之间的连接点简化为无集中质量的刚性节点,在节点J处有平衡关系:

式中,T〈J,K〉为6×6阶转换矩阵;F〈J,K〉为节点J处6×1阶内力向量,包含轴Fx〈J,K〉、剪力Fy〈J,K〉和Fz〈J,K〉、扭矩Mx〈J,K〉、弯矩My〈J,K〉和Mz〈J,K〉;F为外力向量;fi(i=1,2,3,4,5)为车架与车身的耦合力向量。

式中,a〈J,K〉、d〈J,K〉分别为杆〈J,K〉的近端位移向量和远端位移向量;μ〈J,K〉(0)、v〈J,K〉(0)、ω〈J,K〉(0)、θ〈J,K〉(0)、〈J,K〉(0)、φ〈J,K〉(0)分别为杆件〈J,K〉上节点J的近端位移与转角;μ〈J,K〉(l)、v〈J,K〉(l)、ω〈J,K〉(l)、θ〈J,K〉(l)、φ〈J,K〉(l)、φ〈J,K〉(l)分别为杆件〈J,K〉上节点J的远端位移与转角。

A〈J,K〉和D〈J,K〉由空间杆系结构的刚度矩阵得到:

式中,EA、GJ分别为车架梁单元的抗压刚度和剪切刚度。

根据式(5)和式(6)可得第一组关系,即包含节点近端位移、远端位移的力和力矩平衡关系:

式中,mJ为与节点J相连的杆件数量。

在节点3与节点17处,F≠0,fi≠0;在节点1、4、5、7处,F=0,fi≠0;其他节点处,F=0,fi=0。

除了上述力和力矩平衡关系外,车架的梁结构在连接节点处还满足位移协调条件:

其中,A2J为6mJ×6mJ阶对角矩阵;U2J=[I I…I]T;U2J为6 mJ×6阶矩阵;I为6×6阶单位矩阵;pJ为节点J的位移向量,其表达式如式(3)所示。

2.2.4 车架结构的回传矩阵

通过力平衡方程式(9)和位移协调方程式(11)可得到节点的波源向量s和传递分配矩阵S。则有如下关系:

其中,a和d是所有节点的近端位移向量aJ与远端位移向量dJ组成的向量:

式(13)中有12 mJ个方程,24mJ+5个未知数,分别为节点近端和远端沿三个坐标轴方向上的位移、转角、力和力矩,如果考虑5个未知耦合力,则还需要建立另外一组关系。

在局部坐标系中,杆件的远端位移可以用近端位移表示:

对于某一杆件〈J,K〉,式(15)中的d包含节点J的远端位移d〈J,K〉实际上是节点K的近端位移a〈K,J〉,但两者可能存在正负号的差异。利用相位矩阵p可以将两者关系表示为

式(15)中的U为转列矩阵,用于改变向量a中元素的排列次序,使之与向量d中的元素相对应,例如d〈J,K〉对应a〈K,J〉;P为整体相位矩阵,表示为

由式(12)和式(15)可得:

式中,I为6×6阶单位矩阵。

由于耦合力未知,为了避免未知数个数多于方程个数,需要确定弯曲工况下部分节点的位移。根据已确定的车架最大挠度以及边界条件进行三次拟合可以近似得到车架弯曲工况下的变形曲线,如图9所示。

由图9可以得到yi(i=1,3,4,5,7),即节点1、节点3、节点4、节点5、节点7在整体坐标系中沿Z轴负方向的位移:

由于与节点1、3、4、5和7连接的单元的近端或远端状态向量a〈J,K〉中的元素v〈J,K〉可以由拟合曲线的坐标得到,由式(13)和式(15)可以得到的12 mJ个方程中,含12 mJ个未知数,其中包含5个已知的节点位移v1、v3、v4、v5、v7,其大小对应式(18)中的y值和5个未知的耦合力。车架梁截面采用30mm×30mm的矩形,厚度设为t,因此由不受外力作用的节点的关系可解出梁单元厚度t。由式(17)可以得到a,由式(13)可以得到d,将a和d代入式(9)可得到内力向量F〈J,K〉,由此可以求得车架结构与车身结构之间的耦合力fi。

3 刚度分析与承载度验证

参考白车身弯曲刚度试验加载方法[15],加载力F=3000N,加载点位于前座椅安装位置左右对称处,方向垂直向下(整体坐标系Y轴负方向)。根据式(9)、式(15)、式(16)和式(18)解得梁单元厚度ti以及车身与车架之间耦合力fi如表2所示,fi为正值表示其为拉力,为负值表示其为压力。车架最终梁单元厚度t取3.686mm。

为了达到设定的承载度目标值,需要优化车身在耦合力fi(i=1,2,…,5)作用下的主断面参数,车身结构采用基于线框的简化几何模型,简化模型梁单元的中心线由车身A级曲面(图10)上采集的特征点连接而成,并且遵照以下简化原则:(1)先考虑车身主要承载梁结构,暂不考虑地板、顶盖等覆盖件;(2)暂不考虑焊点特性;(3)曲梁用多段直梁近似逼近。车身侧围及顶板的梁单元分布参考传统车型,底板梁单元分布根据乘员座椅位置及与车架的接合位置确定,得到车身梁单元简化模型如图11所示。

在车身刚度链分析方法[16]中,只在前座椅中心处施加垂直于地面向下的载荷。对于本文研究的非承载式电动汽车车身,在进行车身的截面优化时,需要用f1、f2、f3、f4、f5代替弯曲工况下座椅安装点处左右对称的加载力F,将耦合力加载到车身与车架的接合点后的力学模型上,如图12所示(图12a为文献[2]和文献[17]中模型加载方式,图12b为本文对应的加载方式)。车身主断面简化为薄壁矩形,如图13所示。

参考文献[17]的车身刚度链计算方法,以轻量化为目标建立约束函数,优化设计模型如下:

式中,Δz为位于前座椅中心处的测量点最大挠度,其大小不应超过车身与车架整体变形时的约束值4.97×10-4m;ΔL为前悬支座处位移量。

利用MATALB遗传算法工具箱计算各主断面的最优截面尺寸,计算结果如表3所示。根据表3中的计算结果可以得到主断面面积A、惯性矩Iy=∫Ay2dA、惯性矩Iz=∫Az2dA和极惯性矩Ip=∫A(y2+z2)dA在车身主断面节点上的分布情况,如图14所示。

根据图14可以看出,编号为3、8、10、12的梁对车身刚度影响较为显著。这与此类车身梁单元刚度灵敏度分布情况[17]吻合,说明优化结果合理。

为验证上述方法的准确性,利用ANSYS分别建立车身、车架以及车身与车架耦合的beam188梁单元模型,弯曲工况下变形云图见图15~图17,车身与车架耦合整体扭转工况下的变形云图见图18。

根据位移云图得到前座椅中心测量点处变形量如表4所示,测量点处的挠度在容许的变形范围内,扭转工况下前悬支座处位移ΔL=2.627mm<2.71mm,满足扭转性能要求。

根据基于刚度的承载度评价方法,车架的刚度与车身及车架总体刚度的比值即为车架的承载度[18],根据式(1)分别得到车架的弯曲刚度K1=2.803MN·m2、车身和车架耦合整体的弯曲刚度K=3.84MN·m2。可以计算出车架弯曲刚度与整体弯曲刚之比即承载度为0.73,与设定的目标承载度非常接近,满足设计要求。

4 结语

上一篇注药治疗（精选十篇）