（江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330200）

0.引言

車駕駛室是商用車十分關(guān)鍵的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，主要通過減震器安裝在車架上，其靜動(dòng)態(tài)性能對(duì)整車的舒適性和可靠性有著重要影響。發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和路面的激勵(lì)都會(huì)對(duì)駕駛室的模態(tài)性能產(chǎn)生影響，當(dāng)外界的頻率與駕駛室固有頻率耦合時(shí)，將引起駕駛室產(chǎn)生噪聲和振動(dòng)，降低車輛的舒適性，同時(shí)會(huì)對(duì)駕駛室產(chǎn)生疲憊，有巨大的安全隱患。駕駛室的剛度性能和強(qiáng)度性能，決定了其抵抗變形的能力和疲勞壽命，直接影響車輛的穩(wěn)定性。與此同時(shí)，駕駛室的輕量化關(guān)系著車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性、制造成本和市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)性，因此駕駛室在滿足其各項(xiàng)靜動(dòng)態(tài)性能情況下，應(yīng)重點(diǎn)兼顧其輕量化設(shè)計(jì)。為了對(duì)某輕型載荷車駕駛室進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，首先建立駕駛室網(wǎng)格模型，依次對(duì)其進(jìn)行模態(tài)性能、剛度性能和強(qiáng)度性能分析，最后對(duì)其進(jìn)行多學(xué)科輕量化設(shè)計(jì)。

1.建立駕駛室網(wǎng)格模型

首先將該輕型載荷車駕駛室的幾何模型加載到Hypermesh軟件[1-2]中，駕駛室的重量為188kg，刪除對(duì)其靜動(dòng)態(tài)性能影響較小的零部件，同時(shí)對(duì)部分零部件進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，忽略微小特征，采用10mm的Mixed單元對(duì)各個(gè)零部件進(jìn)行網(wǎng)格劃分。駕駛室各部件通常采用焊點(diǎn)連接，可以采用5mm的ACM單元模擬其連接關(guān)系，并建立材料屬性，最后檢查網(wǎng)格單元，以此建立駕駛室網(wǎng)格模型，如圖1所示。

圖1 駕駛室網(wǎng)格模型

2.模態(tài)性能分析

基于模態(tài)性能分析可以獲取結(jié)構(gòu)的振動(dòng)性能，可對(duì)其進(jìn)行評(píng)估和優(yōu)化，對(duì)研究其NVH性能具有重大參考意義。自由模態(tài)性能能夠直接表征其動(dòng)態(tài)性能，其低階頻率對(duì)結(jié)構(gòu)的模態(tài)性能影響較大，因此基于駕駛室網(wǎng)格模型，應(yīng)用Nastran軟件[3-4]對(duì)其進(jìn)行自由模態(tài)性能分析，以此得到駕駛室的前三階模態(tài)頻率分別為33.4Hz、41.5Hz和58.7Hz。

如圖2～圖4所示，分別為駕駛室前三階陣型。由圖2～圖4可知，其陣型分別為扭轉(zhuǎn)、彎曲和頂部凸起，其振幅分別為3.627mm、2.875mm和11.37mm。

圖2 駕駛室第一階陣型

圖3 駕駛室第二階陣型

圖4 駕駛室第三階陣型

綜上所述可知，駕駛室的固有頻率均高于發(fā)動(dòng)機(jī)和路面的激勵(lì)頻率，不會(huì)引起共振，符合動(dòng)態(tài)特性設(shè)計(jì)要求。

3.剛度性能分析

駕駛室的剛度性能是指抵抗外界變形的能力，其直接影響整車的密封性，嚴(yán)重時(shí)會(huì)引起失效故障。為了獲取該駕駛室的扭轉(zhuǎn)剛度性能，基于駕駛室網(wǎng)格模型，約束防火墻中間平面下邊緣中心點(diǎn)的Z向自由度，約束左后懸置安裝中心點(diǎn)的XYZ向自由度，同時(shí)約束右后懸置安裝中心點(diǎn)的XZ方向自由度，在左前懸置安裝中心點(diǎn)和右后懸置安裝中心點(diǎn)同時(shí)施加3000N·m的反方向力矩，以此進(jìn)行靜態(tài)分析，得到其位移云圖如圖5所示。由圖5可知，駕駛室Z方向最大變形為3.095mm。并且通過理論公式，計(jì)算得到駕駛室的扭轉(zhuǎn)剛度為11530N·m/deg，高于工程要求值，符合扭轉(zhuǎn)剛度要求。

圖5 駕駛室扭轉(zhuǎn)剛度位移云圖

為了獲取該駕駛室的彎曲剛度性能，同樣基于駕駛室網(wǎng)格模型，約束左前懸置安裝中心的YZ向自由度，約束右前懸置安裝中心的Z向自由度，約束左后懸置安裝中心的XYZ向自由度，約束右后懸置安裝中心的XZ向自由度，在地板左右邊緣同時(shí)加載垂向2224N，以此進(jìn)行彎曲剛度分析。基于彎曲剛度變形值和理論公式，得到駕駛室的彎曲剛度為2450N/mm，也大于工程要求值，滿足彎曲剛度要求。

4.強(qiáng)度性能分析

駕駛室的強(qiáng)度性能關(guān)系著其疲勞性能，若其強(qiáng)度性能偏弱，將導(dǎo)致個(gè)別部件發(fā)生開裂，直接影響車輛的安全性和可靠性。駕駛室的強(qiáng)度工況主要分布制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎和垂跳，建立整車動(dòng)力學(xué)模型并提取各個(gè)工況下的載荷?；隈{駛室網(wǎng)格模型，并采用慣性釋放方法分別加載各個(gè)工況下的載荷，以此對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度性能分析。

如圖6所示，為駕駛室制動(dòng)工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D。由圖6可知，駕駛室的最大塑性應(yīng)變?yōu)?.21%，位于底板前端，小于目標(biāo)值（1%）。

圖6 駕駛室制動(dòng)工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D

如圖7所示，為駕駛室轉(zhuǎn)彎工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D。由圖7可知，駕駛室的最大塑性應(yīng)變?yōu)?.31%，同樣位于底板前端，小于目標(biāo)值（1%）。

圖7 駕駛室轉(zhuǎn)彎工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D

如圖8所示，為駕駛室垂跳工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D。由圖8可知，駕駛室的最大塑性應(yīng)變?yōu)?.41%，也位于底板中段，小于目標(biāo)值（1%）。

圖8 駕駛室垂跳工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D

綜上所述，駕駛室在三種極限工況下的塑性應(yīng)變均低于1%，能夠滿足強(qiáng)度性能要求，可以降低疲勞失效風(fēng)險(xiǎn)。

5.輕量化設(shè)計(jì)

為了降低駕駛室的重量，采用Isight優(yōu)化平臺(tái)[5-6]，集成駕駛室的模態(tài)性能、剛度性能和強(qiáng)度性能，如圖9所示。將駕駛室各個(gè)零部件的厚度值作為設(shè)計(jì)變量，以其重量最小化為目標(biāo)函數(shù)，采用自適應(yīng)模擬退火算法對(duì)其進(jìn)行多學(xué)科優(yōu)化設(shè)計(jì)，經(jīng)過多輪迭代計(jì)算，最終可以獲取駕駛室最優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

圖9 Isight集成優(yōu)化平臺(tái)

如圖10所示，為優(yōu)化之后駕駛室第一階陣型。由圖10可知，優(yōu)化之后駕駛室的振幅為12.06mm，并且其模態(tài)頻率為32.6Hz，仍然能夠滿足振動(dòng)特性要求。

圖10 優(yōu)化之后駕駛室第一階陣型

如圖11所示，為優(yōu)化之后駕駛室扭轉(zhuǎn)剛度位移云圖。由圖11可知，優(yōu)化之后駕駛室的最大變形為3.149mm，通過計(jì)算得到扭轉(zhuǎn)剛度為10489N·m/deg，其彎曲剛度為2267N/mm，均能夠滿足剛度性能設(shè)計(jì)要求。

圖11 優(yōu)化之后駕駛室扭轉(zhuǎn)剛度位移云圖

如圖12所示，為優(yōu)化之后駕駛室垂跳工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D。由圖12可知，優(yōu)化之后駕駛室的最大塑性應(yīng)變?yōu)?.6%，并且應(yīng)力集中點(diǎn)發(fā)生了轉(zhuǎn)移，也符合強(qiáng)度性能要求。

圖12 優(yōu)化之后駕駛室垂跳工況的塑性應(yīng)變?cè)茍D

與此同時(shí)，優(yōu)化之后駕駛室的重量為173kg，其重量減輕了7.97%，達(dá)到了輕量化的目的，能夠有效減輕整車的重量，同時(shí)能夠提升車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性和節(jié)約制造成本。

6.結(jié)論

采用有限元技術(shù)建立駕駛室網(wǎng)格模型，對(duì)其進(jìn)行自由模態(tài)性能分析，其低階頻率均高于外部激勵(lì)頻率。根據(jù)規(guī)范要求加載，得到其扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度分別為11530N·m/deg和2450N/mm?；谡噭?dòng)力學(xué)模型提取極限工況的載荷，得到其最大塑性應(yīng)變?yōu)?.41%。采用集成平臺(tái)對(duì)駕駛室的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行多學(xué)科優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化后其各項(xiàng)性能均符合要求，并且重量減小了7.9%，實(shí)現(xiàn)了輕量化設(shè)計(jì)。