高原型重型汽車駕駛室的有限元分析

張永寧，黃建國，董云川，胡 睿，林 琳

（1.云南省機械研究設計院；云南省機電一體化應用技術重點試驗室；云南省先進制造技術研究中心，云南 昆明 650031；2.云南力帆駿馬車輛有限公司，云南 大理 671005）

0 引言

近年來，我國中高檔重型載貨汽車成為主流，一是高效、高檔和舒適，二是環(huán)保、安全、節(jié)能。因此，企業(yè)通過 “計算機輔助設計+試驗驗證與改進” 的產(chǎn)品開發(fā)模式，才能增強中高檔重型汽車自主開發(fā)能力、開發(fā)水平和速度。高原型重型汽車駕駛室是一款專門針對高原型重型汽車開發(fā)的。高原環(huán)境地區(qū)山多、路彎，對于水電工程建設等野外作業(yè)行駛環(huán)境惡劣，復雜的路面條件將給駕駛室?guī)砀蟮臎_擊載荷、彎曲載荷、扭轉載荷等。因此重型卡車駕駛室的受力情況復雜，為避免高原型重型汽車駕駛室在投產(chǎn)后出現(xiàn)了局部損壞和駕駛室共振問題出現(xiàn)，提高質量縮短開發(fā)周期，在研發(fā)階段對高原型重型汽車駕駛室數(shù)模進行了有限元分析校核。通過各部件和零件進行優(yōu)化設計，為駕駛室的結構設計提供了改進建議，滿足高原使用的特點。

1 駕駛室白車身CAD 建模[1,2]

將概念的車身幾何模型導入到三維CAD 軟件中，通過與龍骨框架固有的空間裝配關系來完成白車身幾何建模。完成后整個駕駛室白車身模型共有104 個零件組成，其中，白車身外形零件包括： 后圍上板、后圍下板、左側圍上擋內板、右側圍上擋內板、頂蓋、左側圍后外板、右側圍后外板。

2 駕駛室白車身有限元建模[3]

建立該型駕駛室車身的白車身有限元模型時，只考慮車身的整體尺寸大小以及一些主要的形狀特征，留出車窗、車門的設計空間。通過有限元軟件前處理來進行網(wǎng)格劃分，所采用的單元為殼單元。控制網(wǎng)格的劃分長度參數(shù)為20mm，局部較細的圓角則指定劃分長度為10mm。

考慮到駕駛室模型比較復雜，建模工作量大，因此在保證駕駛室結構力學特性不變的情況下，我們采用剛性單元處理[4]。因此，本文對焊點以主、從面綁定的剛性單元模型來近似處理。

本課題車身結構中常用鋼板是厚度是1.0、1.2、1.5、2.0、2.5、3.0 、4.0mm。車身使用的鋼板材料屬性抗拉強度、屈服極限、彈性模量、泊松比等由廠家提供。

3 駕駛室白車身扭轉剛度有限元分析[5]

目前評價重型汽車駕駛室靜力學性能的關鍵指標是扭轉剛度，考查在不平路面上行駛的駕駛室扭轉實際工況。因為在各種靜態(tài)工況中，以汽車單輪通過障礙或凹坑時的扭轉工況最為惡劣，故對車身的靜力分析也大多是針對這種扭轉工況。

在計算扭轉剛度的時候我們根據(jù)現(xiàn)實中的一些情況選擇了兩種簡化模型，即： 在正常平坦道路上勻速行駛及極限情況下行駛。

3.1 平坦道路上勻速行駛

將扭轉工況一模型提交有限元軟件求解器求解，經(jīng)過計算分析所得數(shù)據(jù)結果如下：

圖1 扭轉工況下的變形云圖

通過圖1 可知，駕駛室白車身在扭轉工況一下，最大位移為2.069mm，主要是在駕駛室前風窗上部及頂蓋前部。

從CAE 應力云圖中可以看出駕駛室白車身最大的應力為96.47MPa，遠沒有達到卡車駕駛室鋼板屈服強度的極限（高于240MPa）。局部的應力基本都在50MPa 左右。因而，從上述圖可以說整個結構都是滿足設計要求的。

圖2 扭轉示意圖

整車評價及數(shù)據(jù)處理結果： 扭轉剛度： UZ1、UZ2為加載點左右兩端的Z 向位移量。提取加載點的Z 向位移值：

UZ1+UZ2=0.567+0.599=1.166

求得扭轉角如下：

Θ=arctan [(UZ1+UZ2) /L]

=arctan (1.469/1200) =0.055°

扭矩載荷為：

Mt=FL=1300N*1.2m=1560N·m

則求得的扭轉剛度為：

3.2 整車評價及數(shù)據(jù)處理結果

（1） 開口變形。車身上大的開口主要有車門、車窗。車身洞口部分的變形大，會造成車門開關困難，對灰塵和和雨水的密封性不好等不良狀況，因此，車身洞口部分的變形大小也是衡量車身剛度的參考因素，對上述部位的主要測量指標如圖3 所示。

使用有限元軟件測量工具分別測量門口及窗口變化 前 后L1，L2，L3長 度值，并將測量所得值匯于表2。

圖3 門口及窗口變形示意

表1 各部位扭轉變形量要求(汽車工程手冊-試驗篇)

表2 駕駛室各部位扭轉變形量

通過對表2 數(shù)據(jù)觀察可知，在扭轉工況下，駕駛室的扭轉變形均勻，前風窗窗框對角線長度的變化量分別只有1.27mm、1.22mm，車門窗框對角線長度最大變化量只有0.14mm。對照表1 各部位扭轉變形量要求可知，駕駛室在扭轉工況下的變形是滿足要求的。

3.3 極限扭轉狀況

圖4 駕駛室整體應力云圖

將扭轉工況模型二提交有限元軟件求解器求解計算，經(jīng)過計算分析所得數(shù)據(jù)結果，通過圖4 觀察應力分布圖可以看出絕大部分的位置在極限扭轉工況下還是在屈服極限以下的，但是在車身個別的位置也出現(xiàn)了應力過大遠超過材料的屈服極限的位置。主要的應力集中區(qū)域出現(xiàn)在前風窗左、右上部，頂蓋與側圍內板連接處、前圍與中地板連接處等部位，這些地方在車身實驗中也是容易開裂的地方。

4 駕駛室白車身模態(tài)分析[6]

4.1 白車身約束模態(tài)分析

載荷作用會導致結構的固有頻率改變，想要正確地分析，任何產(chǎn)生預應力的載荷都需要考慮在內。因而約束模態(tài)更能反應駕駛室的動態(tài)特性，可以更好的反應出駕駛室實際工作時的振頻與振幅。

圖5 約束模態(tài)分析模型

在駕駛室白車身模型4 個安裝點處進行空氣彈簧建模，空氣彈簧剛度值為： 80N/mm，阻尼值為： 2100Ns2/m。通過軟件內置彈簧/減振器建模工具進行彈簧建模，得到如圖5 的約束模態(tài)分析模型。其中，圖中4 個圈處即為空氣彈簧所在位置，彈簧下端約束6 個自由度，上端放開6 個自由度。

駕駛室的約束模態(tài)分析在求解時采用Lanczos 法[7]求解，經(jīng)過計算其前12 階固有頻率見表4。

4.2 模態(tài)分析評價

車架和發(fā)動機的振動對載貨車駕駛室影響最為強烈。對該車型預選發(fā)動機的基本轉速參數(shù)做了統(tǒng)計如下：①怠速轉數(shù)： 600±50r/min；②最大扭矩轉數(shù)： 1400～1600r/min；③額定功率： 2200r/min。因此發(fā)動機對汽車的激勵頻率為：

怠速轉數(shù)時激振頻率： f= （600±50） /60×2±1.67=20±1.67=18.33-21.67；最大扭矩轉數(shù)時激振頻率: f=(1400-1600)/60×2=46.67-53.33Hz；正常行駛時激振頻率: f=2200 /60×2=120Hz。

表4 16階固有頻率表

4.3 評價結論

按照法規(guī)及相關參考進行合理的分析與評價得到以下結論：

（1）發(fā)動機經(jīng)常工作頻率（120Hz）已經(jīng)遠大于駕駛室彈性模態(tài)頻率，正常行駛時不會引起共振。而該駕駛室的一階扭轉頻率為18.959Hz，與發(fā)動機怠速時激振頻率（18.33-21.67Hz） 較接近，怠速時產(chǎn)生共振的可能性較大。

（2）構成駕駛室的幾大分總成：前圍、后圍、地板、頂蓋和側圍在在中、低頻域內，結構振型光滑，未出現(xiàn)局部振動，說明整體剛性相對較強。

5 結束語

本文建立了在研發(fā)時高原型重型汽車駕駛室有限元模型，應用有限元軟件對其基本力學性能進行了分析。分析結果確定，駕駛室強度及剛度均可滿足使用要求，達到設計目標。模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)怠速時易與發(fā)動機產(chǎn)生共振，為企業(yè)進行改進和制定解決方案提供參考。

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