武柏年，黃小海，王國麗

(北京理工大學機械與車輛學院，北京100081)

所研究的對象為北京理工大學節(jié)能車隊參加“本田中國節(jié)能競技大賽”的節(jié)能車.該比賽以賽車完成相同路程耗油多少為依據(jù)進行評分，因而，相比于普通車輛，節(jié)能車更注重于車身的簡單化和輕量化.

為了減少風阻，節(jié)能車在設計時著重減小寬度和高度，因而在結構上縱向和橫向布置很緊密，同時為了降低重心以保證行駛穩(wěn)定性，車架距地面距離一般為10cm左右，這樣使得布置減震裝置的空間很小.而目前的節(jié)能車車架設計主要集中于保證車架具有足夠的剛性，對于振動問題的處理則限于在車架和發(fā)動機、輪胎之間加橡膠墊.但在實際行駛的過程中，當車速較高時，駕駛員會感覺到車身和把手處有很大的振動，影響駕駛員的舒適性和正常發(fā)揮.要想在當前的基礎上進一步降低振動的程度，有必要通過對車架進行優(yōu)化設計來實現(xiàn).

首先對整車進行建模及諧響應分析，由車身關鍵點處的諧響應分析結果得到共振點對應頻率，然后，對該頻率相應的模態(tài)進行分析，發(fā)現(xiàn)引起振動的主要原因，并以此為依據(jù)進行車架結構的優(yōu)化.

1 整車三維有限元模型的建立及驗證

1.1 整車三維有限元模型的建立

根據(jù)節(jié)能車實際尺寸，利用ProE軟件建立整車三維模型，見圖1.簡化原則如下:

①焊接和螺栓連接部位視為剛性連接.

②發(fā)動機和人體模型保證質(zhì)量分布與實際大體相同[1].

③人與車接觸處處理成固連.

④實際的輪圈為輻條式，簡化成圓盤式，加肋板保證橫向剛度.

圖1 整車三維模型

把幾何模型導入HyperMesh，采用solid45單元建立整車有限元模型[2]，單元數(shù)為1 473 881個，節(jié)點數(shù)為42 659個，有限元模型如圖2.

圖2 有限元模型

人的彈性模量:由于人的彈性模量設置對計算效率影響很大，但對計算結果影響很小，為了減少計算量，通過實驗發(fā)現(xiàn)當將人的彈性模量設置為30 MPa時，可以達到較好的效果.

設輪胎內(nèi)的氣體為理想氣體，則P·V=const，取P·V=1，則，可得

式中:E為輪胎的彈性模量，MPa;P為輪胎內(nèi)氣體壓強，MPa;V為氣體體積，m3.當輪胎充滿氣時，壓強為0.5 MPa，所以，取輪胎的彈性模量為0.5 MPa.

整車各材料參數(shù)見表1.

表1 材料設置

1.2 整車模型的驗證

1)整車試驗結果

發(fā)動機的工作轉速范圍:900～4 200 r/min.在實際試車過程中發(fā)現(xiàn)，車身振動主要出現(xiàn)在兩個轉速范圍:900～1 800 r/min和3 000～4 200 r/min.對應的頻率范圍分別為15～30 Hz和50～70 Hz.在第1個頻率范圍內(nèi)，車身的主要振動形式為座位處的振動;在第2個頻率范圍內(nèi)，車身的主要振動形式為把手處的振動，且對于發(fā)動機左置的情況，右把手處的振動較左把手劇烈.

2)整車仿真及結果對比[3]

由于比賽的場地為上海國際賽車場，路況很好[4]，而車身剛性較大，因而整車固有頻率比行駛過程中路面激勵頻率大，車身的振動主要來自于發(fā)動機的振動[5].

使用ANSYS軟件進行分析.激勵施加于發(fā)動機頂部，為30 N的簡諧力，方向豎直向下，同時對整車施加重力.對輪胎的底部施加全約束，以此作為邊界條件[6].

由于人所感受到的振動主要來自于把手和座位(具體位置見圖1).因而諧響應分析中選取把手和座位處的節(jié)點來得到對應的分析結果.

運用ANSYS進行諧響應分析，結果見圖3.

圖3 原車身諧響應結果對比

由圖可以看出仿真結果與試車結果相符合，在低頻時，座位相對振的較厲害，在高頻時，把手相對振得厲害.同時右車把振動比左車把厲害，且把手處的振幅較座位和靠背處的振幅大，由此可以認為建立的有限元模型是正確的.

2 結構優(yōu)化及仿真結果分析

2.1 整車模態(tài)分析

在發(fā)動機上部施加垂直簡諧激勵，通過諧響應分析得到車架共振頻率，分別為26 Hz、40 Hz、64 Hz，各階振型如圖4－圖6所示.

圖4 26 Hz振型圖

該階模態(tài)主要振動形式是車身的后半部分的相對于車身前部的彎曲振動，彎曲點為車身前部靠近前輪處兩斜拉桿的交點.該振型反應了車身在該彎曲點處剛度的不足.

圖5 40 Hz振型圖

該模態(tài)下的振動主要為前輪處的扭轉振動，主要扭轉點也集中在車身前部的兩斜拉桿的交點處.

圖6 64 Hz振型圖

此頻率的主要振動在動態(tài)顯示中表現(xiàn)為車架前后部的分別變形以及車身的扭轉，輪胎的變形相對之前并不占據(jù)絕對地位.由圖可以看出，車架后部左側桿和車架前部右側桿的變形較對側嚴重，顯示存在扭轉，扭轉主要發(fā)生在車架前部，同時在后部也存在.整個車架也存在彎曲剛度上的不足，在縱向上有大的變形.

2.2 車架結構優(yōu)化

由車架的諧分析及模態(tài)分析結果可知，該車架結構上存在不足，需要進行結構優(yōu)化.將主要改進方向定為提高車身的彎曲剛度和扭轉剛度上，同時對車身中間的豎桿進行加強.經(jīng)過多種方案的分析比較，提出車身設計方案，見圖7.

圖7 改進方案

具體改進點為:

①車架前部將原有三角形結構變?yōu)殍旒芙Y構，加強車架前部剛度.

②車架后部三角形結構內(nèi)部加兩根豎桿加強車架后部剛度.

③設置斜拉桿加強中間立桿的彎曲剛度.

④將車身材料由壁厚為2 mm的28mm×32mm鋁桿換成壁厚1 mm的25mm×25mm的鋁桿，在結構上更輕，同時提高剛度[7].

改進前后車輛的質(zhì)量變化見表2.

表2 原車身與改進方案的質(zhì)量對比

2.3 結果分析

對改進車身進行諧響應分析，并與原車身分析結果對比，結果如圖8所示.

由圖可以看出，車架改進后，有以下優(yōu)點:

①降低了高頻處也即55～70 Hz之間的振動的峰值，由于此時對應發(fā)動機的轉速為3 300 r/min至4 200 r/min，車速較高，因而，對于提高駕駛性能有較大好處[5].

②對于左右把手和座位處，降低了各共振點處的幅值.

圖8 改進前后諧響應結果對比

3 結論

1)車架質(zhì)量減輕.由于優(yōu)化前后，整車除車架外的配件保持不變，因而可以使整車重量大幅減小，更加省油.

2)減小了高頻的振動.相比于原車架，在發(fā)動機轉速較高，車速較大時，振動的減小使車輛的舒適性得到很大的提高，也使駕駛員能以更好的心態(tài)實施駕駛策略.

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