張永寧，黃建國，董云川，胡 睿，林 琳

（1.云南省機械研究設(shè)計院；云南省機電一體化應(yīng)用技術(shù)重點試驗室；云南省先進制造技術(shù)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(shè)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(shè)等野外作業(yè)行駛環(huán)境惡劣，復(fù)雜的路面條件將給駕駛室?guī)砀蟮臎_擊載荷、彎曲載荷、扭轉(zhuǎn)載荷等。因此重型卡車駕駛室的受力情況復(fù)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(zhì)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(shè)計，為駕駛室的結(jié)構(gòu)設(shè)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(guān)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(cè)圍上擋內(nèi)板、右側(cè)圍上擋內(nèi)板、頂蓋、左側(cè)圍后外板、右側(cè)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(shè)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?？刂凭W(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(fù)雜，建模工作量大，因此在保證駕駛室結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(guān)鍵指標是扭轉(zhuǎn)剛度，考查在不平路面上行駛的駕駛室扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)工況。

在計算扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)果如下：

圖1 扭轉(zhuǎn)工況下的變形云圖

通過圖1 可知，駕駛室白車身在扭轉(zhuǎn)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(yīng)力云圖中可以看出駕駛室白車身最大的應(yīng)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(yīng)力基本都在50MPa 左右。因而，從上述圖可以說整個結(jié)構(gòu)都是滿足設(shè)計要求的。

圖2 扭轉(zhuǎn)示意圖

整車評價及數(shù)據(jù)處理結(jié)果： 扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度為：

3.2 整車評價及數(shù)據(jù)處理結(jié)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(guān)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(zhuǎn)變形量要求(汽車工程手冊-試驗篇)

表2 駕駛室各部位扭轉(zhuǎn)變形量

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

3.3 極限扭轉(zhuǎn)狀況

圖4 駕駛室整體應(yīng)力云圖

將扭轉(zhuǎn)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(jié)果，通過圖4 觀察應(yīng)力分布圖可以看出絕大部分的位置在極限扭轉(zhuǎn)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(yīng)力過大遠超過材料的屈服極限的位置。主要的應(yīng)力集中區(qū)域出現(xiàn)在前風窗左、右上部，頂蓋與側(cè)圍內(nèi)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(jié)構(gòu)的固有頻率改變，想要正確地分析，任何產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力的載荷都需要考慮在內(nèi)。因而約束模態(tài)更能反應(yīng)駕駛室的動態(tài)特性，可以更好的反應(yīng)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(nèi)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(yù)選發(fā)動機的基本轉(zhuǎn)速參數(shù)做了統(tǒng)計如下：①怠速轉(zhuǎn)數(shù)： 600±50r/min；②最大扭矩轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)論

按照法規(guī)及相關(guān)參考進行合理的分析與評價得到以下結(jié)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(zhuǎn)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(gòu)成駕駛室的幾大分總成：前圍、后圍、地板、頂蓋和側(cè)圍在在中、低頻域內(nèi)，結(jié)構(gòu)振型光滑，未出現(xiàn)局部振動，說明整體剛性相對較強。

5 結(jié)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(yīng)用有限元軟件對其基本力學性能進行了分析。分析結(jié)果確定，駕駛室強度及剛度均可滿足使用要求，達到設(shè)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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