包含懸架系統的車身結構CAE分析

謝義杰

(柳州工學院,廣西 柳州 545006)

通過查閱文獻資料、與車企研發人員交流發現,目前在車身結構CAE分析領域(如強度分析、剛度分析、模態分析),其車身結構有限元模型仍是大多不包含懸架系統,主要原因是懸架系統的復雜性難以解決。而MPC(multi-point constraints,多點約束)技術的應用則可解決這個難題。通過MPC技術將運動復雜的懸架系統整合到車身結構有限元模型中,從而實現僅用一款CAE軟件就能夠對整車進行強度、剛度分析以及自由、約束模態分析。這種方法不僅使得力學模型更加接近實際情況,提高計算精度,而且能夠解決現行分析方案的局限性并簡化復雜的流程。

本文以某客車車身為例,應用HyperWorks軟件,先通過MPC技術將運動復雜的懸架系統整合到車身結構有限元模型中,然后進行仿真分析,最后采用現行的分析方案(車身結構忽略懸架系統)與包含懸架系統的車身結構CAE技術方案進行分析對比,并加以驗證。

1 包含懸架系統的車身結構有限元模型

總結分析國內外研究現狀,目前車輛結構有限元仿真分析(強度、剛度、模態)中忽略了對懸架系統的模擬[1-13],其計算過程、方法及計算精度等仍存在一定的改進空間。而且日本自動車技術會編寫的《汽車工程手冊》中明確要求車輛的強度、剛度的有限元計算需帶有懸架系統。在有限元分析中,MPC定義的是節點自由度的耦合關系,從而實現不同單元間的載荷傳遞。

1.1 MPC技術主要內容

1) 利用有限元HyperWorks軟件庫中的特殊單元,如梁單元、彈簧單元、rbe2單元等1D單元,建立懸架系統的有限元模型。

2) 在有限元軟件中進行局部坐標系下各種鉸鏈機構的模擬。

3) 將車身有限元模型與懸架系統有限元模型整合成整車有限元模型。

4) 添加載荷及邊界條件,然后計算“包含懸架系統的車身結構有限元模型”并得出結果。

1.2 應用MPC技術建立懸架有限元模型

本文客車前懸為雙擺臂結構,其有限元模型如圖1所示。構建懸架有限元模型時,需注意以下幾點技術要求。

圖1 前懸架有限元模型

1) 擺臂、穩定桿以及扭桿都采用圓形截面的梁單元模擬,有利于提取各桿件內力。

2) 各桿件連接位置采用相對應的鉸鏈連接,鉸鏈單元為RBE2(2個節點重合);由于擺臂端部主鉸鏈的轉動軸和整體坐標系方向不一致,所以需要建立局部坐標系,并將鉸鏈單元的節點分配給該局部坐標系。模擬柱鉸鏈需放開相應方向的轉動自由度,模擬球鉸鏈需放開3個轉動自由度。

3) 主銷和輪胎連接位置采用彈簧單元模擬。

后懸架采用鋼板彈簧結構,其有限元模型如圖2所示。彈性部分用bush彈簧單元模擬,彈簧單元上端采用RBE2模擬板簧定位于車架的安裝孔上,彈簧單元下端采用梁單元連接到用RBE2模擬的車橋上,并且放開繞Y軸的轉動自由度,RBE2下端采用SPC(single-point constraints,單點約束)模擬地面約束。

圖2 后懸架有限元模型

1.3 包含懸架系統的車身結構有限元模型

為保證較高的計算精度,建立的車身有限元模型必須如實反映車身實際結構的重要力學特性。通過上述MPC技術方法建立懸架系統模型后,將其與車身有限元模型進行整合,最終如圖3所示。

為保證較高的計算精度,選用四邊形板殼單元對車身結構鈑金件進行離散,達到百萬級別單元數量(2 042 489個),單元平均尺寸為7 mm。不同焊接方式采用相應的reb2、acm單元,車身側圍結構膠采用adhesives單元,懸架系統如1.2、1.3節所述。

1.4 載荷及邊界條件

載荷分為車身結構自重、非結構自重(內飾、座椅等)、乘員、設備重量、行李等,不同工況施加的載荷形式有所不同。在有限元軟件中,根據載荷邊界類型分為集中力載荷和點質量載荷2種形式進行加載。通過MPC技術建立懸架系統后,在懸架與輪胎連接位置定義與實際路況相符合的約束或強迫位移。

2 包含懸架系統的車身結構CAE分析

2.1 強度分析

不同的工況分析根據實際載荷邊界條件進行處理即可,本文以常見的彎曲工況為例,邊界條件如圖4所示。采用SPC進行模擬,彎曲工況約束條件左右側相同,其中1、2、3代表移動自由度,4、5、6代表轉動自由度。

圖4 彎曲工況邊界條件

車身結構應力分布結果如圖5所示,由于焊接區域材料性能會發生改變,剛性單元及約束也會導致應力集中的現象,所以主要分析非焊接區域的應力情況。最大等效應力為282.2 MPa,位于車身下方扭簧安裝座區域,已經超出對應材料的屈服強度,再加上動載系數及安全系數的因素、結構的疲勞極限,其強度性能不滿足要求,須更換材料或者實施其他改進措施。

圖5 彎曲工況應力云圖(Value filter≤60)

2.2 剛度分析

與強度分析的計算模型、邊界條件一致,本文同樣以彎曲剛度分析為例,彎曲剛度可用車身在垂直載荷作用下產生的撓度大小來描述。在分析模型中采用對結構分析無影響的1D單元plot進行標記、測量擾度變形,通過有限元軟件后處理HyperView統計數據即可。車身支撐點之間的兩側縱梁擾度值測量統計如圖6所示。

圖6 縱梁擾度值測量統計

車身整體彎曲剛度K可用車身在垂直載荷作用下產生的撓度大小來描述,可表示為

(1)

式中：F為施加在車身支撐點之間的等效垂向載荷,為13.35 kN;Zmax為車身支撐點之間的兩側縱梁擾度最大值的平均值,為0.869 mm。由此計算得出彎曲剛度為15.37 kN/mm。

2.3 模態分析

模態分析同強度剛度分析的有限元模型一致,同樣是包含懸架系統的車身結構。不設置任何載荷和約束,即自由模態[10-14];設置載荷及邊界條件,即約束模態,其載荷是以質量形式定義,在懸架與輪胎連接位置定義全約束。

眾所周知,自由模態前6階為剛體位移,模態頻率為0。而約束模態計算取得的前6階頻率不為0,前6階頻率的振型是懸架系統及其約束條件所決定的車身振型,本文以約束模態第4階(圖7)為例,模態頻率為1.34 Hz,與道路行駛過程中路面激勵頻率(1～3 Hz之間)重合,存在共振隱患。

圖7 約束模態第4階

3 技術方案分析驗證

為驗證MPC技術應用到懸架系統的有效性及可靠性,采用不同的技術方案、不同的計算方法進行車身結構有限元分析,然后對2種方案的結果進行比較。

第一種技術方案：采用現行的分析方案,車身結構忽略懸架系統[1-13];第二種技術方案：通過有限元MPC技術,在有限元軟件的局部坐標系下建立各種鉸鏈機構模型,實現車輛復雜懸架系統的運動和傳遞載荷的仿真模擬,進而對包含懸架系統的整車結構進行有限元分析研究。

3.1 強度剛度分析驗證

車身結構是否包含懸架系統,也決定著不同的載荷及邊界條件,其分析結果必然存在一定的差別,本文以彎扭工況剛度分析為例進行闡述。

彎曲工況計算得出的縱梁擾度曲線,其結果對比如圖8所示。現行分析方法中忽略懸架系統,由于采用的是剛性約束懸掛點的靜態分析方法,所以撓度曲線在后端懸掛吊耳之間未出現變形,也使得計算的剛度值偏高。采用MPC技術構建詳細的懸架系統,其分析計算結果更加符合實際情況。

圖8 彎曲工況分析結果對比

扭轉工況下得出的各橫梁扭轉角變化曲線結果對比如圖9和圖10所示。同樣,現行分析方法中忽略懸架系統,由于采用的是剛性約束懸掛點的靜態分析方法,所以在后端懸掛處的橫梁扭轉角基本上沒有發生變化,也使得計算的剛度值偏高。采用MPC技術構建詳細的懸架系統,其分析計算結果更加符合實際情況。

圖9 扭轉工況分析結果(不包含懸架系統)

圖10 扭轉工況分析結果(包含懸架系統)

為驗證MPC技術整合懸架系統方案的可靠性是否符合實際情況,可通過校核各載荷施加準確與否進行判斷。本文以彎曲工況為例,通過提取前懸約束反力和后懸彈簧單元力可求出滿載情況下的簧上質量,前懸約束反力和后懸彈簧單元力的分布情況如圖11和圖12所示。

圖11 前懸約束反力

圖12 后懸彈簧單元力

對上圖數值(力)求和轉換為質量4 759 kg,再加上根據車輛簧下各部件的質量數據,可以求出整車最大質量為5 515 kg,和實際值相對誤差僅為2%。證明包含懸架系統的車身結構模型的載荷加載及邊界條件設置是準確的,符合實際情況。

3.2 模態分析驗證

車身結構模型的簡化會導致仿真分析數據與實驗數據之間出現差異[15]。車身結構是否包含懸架系統,也決定著不同的質量、載荷及邊界條件,因而所求解出的固有頻率和振型是有差別的。包含懸架系統的車身結構模態分析結果更符合車輛實際運行中的振動情況。

4 結 論

1) 采用MPC技術將運動復雜的懸架系統整合到車身結構CAE分析模型中,從而實現僅在一個計算模型中能夠同時進行強度、剛度分析及自由模態分析,也可設置載荷及邊界條件進行與汽車實際振動相關的約束模態分析。

2) 通過MPC技術建立包含懸架系統的車身結構力學模型,更加符合實際載荷邊界條件,不僅提高了計算結果精度,也改善了整個分析的計算效率、方法。

3) MPC技術在有限元分析中具有通用性、拓展性,有理由相信,其應用在汽車研發領域將成為一種趨勢。