徐茂林，胡 溧

（1.東風汽車有限公司 東風商用車技術中心，武漢 430056；2.武漢科技大學 汽車與交通工程學院，武漢 430081）

傳統(tǒng)的客車車身骨架由折彎成型的矩形截面梁縱橫交叉焊接而成，長期以來可以滿足車身設計的基本要求。但是，隨著人們對車輛乘坐舒適性和輕量化要求的提高，傳統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)越來越難以滿足更加多樣的性能要求。主要存在的問題是整車協(xié)調(diào)性較差，設計中對問題往往采取局部加強的方法，這使得車重越加越大。而采用薄板沖壓件式白車身則能較好的解決所出現(xiàn)的問題。但是需要在設計階段能夠預測汽車的結(jié)構(gòu)強度、剛度以及振動特性，對車身結(jié)構(gòu)的固有頻率進行分析，并可通過結(jié)構(gòu)參數(shù)的調(diào)整和改進結(jié)構(gòu)設計以達到避開激勵源頻率的目的［1-3］。

本文針對某型新型客車的薄板沖壓件骨架式白車身，利用Hyperworks軟件建立起白車身有限元模型，并通過仿真計算得到了白車身的扭轉(zhuǎn)剛度、各工況下的應力分布情況以及白車身的前六階模態(tài)，同時對仿真計算結(jié)果進行了分析和探討。為后繼相關的CAE分析優(yōu)化工作和車身的動態(tài)優(yōu)化設計打下了基礎。

1 白車身有限元模型的建立

在建立白車身有限元模型時，首先將在UG中建好的白車身CAD模型轉(zhuǎn)換成標準的IGES格式，導入到Hyperworks中進行簡化重構(gòu)，修正并簡化白車身幾何模型。簡化的原則是：

（1）最大限度的保留零件的主要力學特征；

（2）刪除小孔和一些小的特征面；

（3）將小面合并成大面，并且，相鄰面都要共用一條輪廓線，以保證各個面劃分出的網(wǎng)格在邊界處是共用節(jié)點的，不會在邊界上出現(xiàn)節(jié)點錯開現(xiàn)象［4］。經(jīng)過上述的修正和簡化后，本文所研究的白車身CAD模型如圖1所示。

然后用HyperMesh模塊，采用Shell單元，對白車身的幾何模型進行有限元網(wǎng)格劃分。對于形狀規(guī)則的部件，可以自動生成有限元網(wǎng)格；而對于一些形狀復雜的部位，則需要進行局部細化，并用optimize進行網(wǎng)格調(diào)整，如果還達不到要求，還可以利用split進行網(wǎng)格手工分割來使有限元網(wǎng)格質(zhì)量達到要求。在此過程中，可遵循從部分到整體的原則，即將車身骨架分塊為車架、前圍骨架、左側(cè)圍骨架、右側(cè)圍骨架、地板骨架、頂蓋骨架、后圍骨架和蒙皮等八個集合，分別進行有限元建模。

對于蒙皮，采用50 mm邊長的單元進行網(wǎng)格劃分。在保證蒙皮有限元模型如實地反映客車車身實際結(jié)構(gòu)的重要力學特性前提下，對蒙皮的幾何模型作必要的簡化：

（1）略去蒙皮結(jié)構(gòu)上的非承載件；

（2）對蒙皮的形狀作適當?shù)恼{(diào)整，如：將圓角過渡轉(zhuǎn)化為直角過渡；

（3）對于一些結(jié)構(gòu)件上的孔、凸起、翻邊酌情予以省略，使表面形狀盡量簡化。

再將各個集合的有限元模型通過焊點單元組裝起來，其中選用rigid單元對節(jié)點自由度耦合來模擬焊點、鉚釘和螺栓連接。

最后對各單元賦予材料屬性和厚度，建成后的白車身有限元模型如圖2所示。

2 白車身主要剛度和強度性能參數(shù)計算

對白車身剛度和強度性能參數(shù)進行仿真計算是評價白車身質(zhì)量的有效途徑。通過各種相關的CAE分析可以在設計階段就對白車身設計是否滿足條件作出判斷，然后根據(jù)分析結(jié)果有針對性地修改設計以協(xié)調(diào)好車身各方面性能。

2.1 白車身扭轉(zhuǎn)剛度計算及分析

當車身上作用有反對稱垂直載荷時，結(jié)構(gòu)處于扭轉(zhuǎn)工況，此時車身左右承受載荷不等，使車身產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。扭轉(zhuǎn)剛度用來表征車身在凹凸不平路面上抵抗斜對稱扭轉(zhuǎn)變形的能力，可以用來作為度量這種變形的評判尺度，其計算公式為：

式中：L為軸距；T為扭矩；θ為軸間相對扭轉(zhuǎn)角。

在純扭轉(zhuǎn)工況下，在車架左右縱梁上對應的前軸處施加980 Nm扭矩 （通過施加左上右下的集中力來實現(xiàn)，且不考慮白車身自重及其它載荷），在車架左右縱梁上對應后軸處施加約束，使車身骨架產(chǎn)生純扭轉(zhuǎn)變形。其計算應變圖結(jié)果如圖3所示。

根據(jù)分析計算結(jié)果，可以得到車架前軸左對應點的位移為0.676 mm。其中，左右兩對應點的距離為806 mm，前后軸對應點的距離為3 530 mm。

白車身的扭轉(zhuǎn)剛度Kt可由下式計算得到：

式中：Kt為扭轉(zhuǎn)剛度，N/m2（°）；T 為扭矩，Nm；F 為載荷，N；L為力臂，m；d為測點處到輪距中心線的距離，m； l為軸距，m；θ為扭轉(zhuǎn)角，°；H 為測點的垂直位移，m。

若以前懸掛支撐處的扭轉(zhuǎn)剛度作為車身的扭轉(zhuǎn)剛度，則其計算公式可簡化為：

國內(nèi)外統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，半承載式客車車身扭轉(zhuǎn)剛度一般在 20～40 kN·m2/（°）為合理，本文中白車身的扭轉(zhuǎn)剛度值在安全范圍內(nèi)，這表明薄板沖壓件骨架式S55商務客車車身結(jié)構(gòu)剛度達到了設計要求。

2.2 白車身強度計算及分析

客車在行駛時一般承受著復雜多變的載荷，因此在車身結(jié)構(gòu)設計及分析時，必須考慮到實際使用行駛中的最大載荷，使得車身骨架既不發(fā)生屈曲變形也不失效，并且承受隨機載荷時也不產(chǎn)生疲勞裂紋等。

2.2.1 靜態(tài)彎曲工況下應力計算及分析

靜態(tài)彎曲工況計算目的在于研究滿載情況下車身骨架的抗彎強度。白車身骨架質(zhì)量和載荷乘以動載系數(shù)（本文動載系數(shù)取2.5），方向垂直向下，以模擬客車在平坦路面上以較高速度行駛時產(chǎn)生的對稱垂直動載荷。

為簡化計算，設滿載情況下作用在車身骨架上的載荷有：車身骨架的質(zhì)量、乘客及座椅質(zhì)量、地板質(zhì)量、行李質(zhì)量、車架各總成及發(fā)動機質(zhì)量、附加物（空調(diào)、備胎等）等。

對前后懸架系統(tǒng)采用條件等效的辦法進行約束，即使用彈簧單元對扭桿彈簧和鋼板彈簧進行模擬。

完成以上邊界條件和約束條件的設置后，利用軟件自帶的計算模塊對白車身有限元模型進行仿真計算，得到該工況下白車身的應力分布，如圖4所示。

從圖4中可以獲取本工況下各局部總成上應力的最大值及其位置，如表1所示。

從表1可以看到，車身的最大應力出現(xiàn)在右后輪的輪包上，達到了211 MPa。導致這種情況的原因是后輪輪包上布置了座椅的支撐點，而支撐處與輪包的小面積接觸，導致局部應力過大。實際安裝時，可以在座椅支撐點上添加預埋板，能夠在較大程度上削弱應力集中的現(xiàn)象。其他部位的應力均較低，所以整個白車身結(jié)構(gòu)在此工況下是安全的。

表1 彎曲工況下各局部最大應力及位置

2.2.2 彎曲扭轉(zhuǎn)組合工況下應力計算及分析

在對白車身進行應力仿真計算時，通常需要考慮5種工況，但由于彎扭組合工況是車輛運行的極限工況，因此，通過對該工況的應力仿真計算足以反映白車身在其它工況，如加速工況、減速工況和轉(zhuǎn)彎工況下的白車身最大應力分布趨勢。本文僅進行彎扭組合工況下的白車身應力仿真計算［5］。

當汽車低速行駛在崎嶇不平的道路上時，車身受到比較劇烈的扭轉(zhuǎn)工況。大量試驗證實，靜態(tài)扭轉(zhuǎn)試驗和動載試驗所測得的骨架薄弱部位是一致的。因此，靜態(tài)扭轉(zhuǎn)時骨架上的大應力點，可用來判定動載時的大應力點。將車身骨架質(zhì)量和載荷乘于動載系數(shù)1.25（方向垂直向下），并將兩后輪固定，一個前輪單輪懸空而另一個前輪抬高，模擬客車在不平道路上行駛時的彎扭組合效應。在本文中，采取后兩輪固定，左前輪抬高80 mm，而右前輪降低80 mm來模擬這種彎扭工況。

完成以上邊界條件和約束條件的設置后，利用軟件自帶的計算模塊進行仿真計算，得到該工況下白車身的應力分布，如圖5所示。

從圖5中可以獲取本工況下各局部總成上應力的最大值及其位置，如表2所示。

表2 彎曲扭轉(zhuǎn)組合工況下各局部最大應力及位置

從表2可以看出，車架上應力集中主要分布在發(fā)動機罩側(cè)后部拐角處，最大應力達到了283 MPa，但通過分析發(fā)現(xiàn)，該處過大應力集中主要是在進行有限元模型簡化時，將圓角過渡改為直角過渡導致的。而在正常的工藝處理中，該處不會出現(xiàn)應力集中。另外，鋼板彈簧安裝處及兩側(cè)縱梁上的應力也較大。但由于彈簧與車架連接處有很大的緩沖，且其屈服極限較大，而且最大應力為190 MPa，沒有超過材料的屈服極限。因此，整個白車身結(jié)構(gòu)在該工況下是安全的。

通過對以上工況的計算結(jié)果進行分析可知，白車身強度滿足要求，但是幾個高應力區(qū)域應引起注意，特別是車架的高應力區(qū)域包括：車架縱梁與橫梁的連接處，地板骨架行李箱處及座椅和地板骨架連接處，以及發(fā)動機罩處和后輪包處，在優(yōu)化設計時應予以關注。

3 白車身模態(tài)計算及分析

白車身振動模態(tài)分析不僅可用來分析車身性能，還可以直接對其結(jié)構(gòu)設計形成指導。結(jié)合懸掛系統(tǒng)固有頻率、發(fā)動機怠速及經(jīng)常工作轉(zhuǎn)速對應的爆發(fā)頻率等綜合分析，可判定車身結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性和NVH性能。

本文的模態(tài)分析使用了當前流行的Lanczos方法，利用Alair/HyperMesh中的Optistruct求解器計算了該型客車前6階自由模態(tài)［6］，如表3所示。

表3 白車身模態(tài)頻率和振型描述

根據(jù)表3的計算結(jié)果分析得到，白車身結(jié)構(gòu)一階基頻較高，大小為8.99 Hz，說明車身剛性較好；大小處于8～10 Hz之間，有利于避開低頻激振頻率；綜合各階頻率大小來看，頻率間隔較大，分布較均勻，有利于減少低頻共振；綜合各階振型來看，白車身結(jié)構(gòu)剛度分布基本均勻合理。

4 結(jié)語

本文利用功能強大的Hyperworks有限元分析軟件建立了新型薄板沖壓件骨架式白車身結(jié)構(gòu)的有限元模型，并對其剛度和在典型工況下的強度以及動態(tài)特性參數(shù)進行了仿真計算。通過分析，反映了白車身應力分布趨勢，揭示了白車身強度薄弱的環(huán)節(jié)及危險部位，明確了新型白車身結(jié)構(gòu)在動態(tài)性能上的優(yōu)勢，為結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計提供了參考，并可為該白車身的進一步輕量化設計打下堅實基礎。

該有限元仿真分析方法對于準確研究分析車身的靜態(tài)剛度、強度和動態(tài)特性具有很重要的實用價值，為車身的結(jié)構(gòu)設計提供了有價值的參考。

［1］周長路，范子杰，陳宗渝，等.微型客車白車身模態(tài)分析［J］.汽車工程，2004，1：78-80.

［2］盧耀祖，周中堅.機械與汽車結(jié)構(gòu)的有限元分析［M］.上海：同濟大學出版社，1996：242-247.

［3］于國飛.HyperWorks在汽車白車身模態(tài)分析中的應用［J］.振動、測試與診斷，2012，32（1）：138-140.

［4］楊莉，朱壯瑞，張迎濱，等.輕型客車車身CAE技術研究［J］.制造業(yè)自動化，2004，26（6）：62-65.

［5］朱壯瑞.輕型客車車身動態(tài)優(yōu)化設計及碰撞研究［D］.南京：東南大學，2001.

［6］尹茂華.半承載式客車車身有限元分析［D］.淄博：山東理工大學，2008.