郭貴平，李守成，張洪生

（南京理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 南京 210094）

0 引言

車輛工作條件多樣，各零部件承載工況復(fù)雜，各種載荷作用下對結(jié)構(gòu)的性能要求也不相同［1］。駕駛室骨架結(jié)構(gòu)作為駕駛室的主要承載結(jié)構(gòu)，應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度，同時，還要有合理的動態(tài)性能，模態(tài)頻率要分布合理，以避免共振，在路面隨機(jī)載荷的激勵作用下，還應(yīng)有良好的振動特性。因此，對駕駛室骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜、動態(tài)分析是很有必要的。

1 駕駛室骨架結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

建立有限元模型是駕駛室結(jié)構(gòu)分析的第一步，本文使用HYPERMESH軟件下的ANSYS模塊來建立適合于ANSYS計算的有限元分析模型。首先在Pro/E中建立某特種車駕駛室骨架結(jié)構(gòu)的三維模型，如圖1所示；然后用Pro/E將已經(jīng)建好的骨架模型導(dǎo)出IGES格式文件，在HYPERMESH中導(dǎo)入該IGES格式文件，對該模型進(jìn)行中面抽取，由于該骨架結(jié)構(gòu)多由方管和角鋼組成，形狀規(guī)則，對已經(jīng)抽取的中面只需進(jìn)行少量的幾何清理和修復(fù)；其次進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由于組成駕駛室骨架的方管和角鋼厚度在1mm～2.5mm之間，屬于薄壁結(jié)構(gòu)，因此，采用二維殼單元進(jìn)行仿真，網(wǎng)格劃分時采用SHELL181單元，單元邊長為10mm；網(wǎng)格劃分結(jié)束后，關(guān)鍵的一點(diǎn)是要對劃分好的各部分進(jìn)行裝配，否則，各部分網(wǎng)格相當(dāng)于獨(dú)立體，之間不會進(jìn)行力和位移的傳遞，對于該駕駛室骨架模型，主要考慮各部分焊點(diǎn)的模擬，在本文中采用1D－rigid－cerig命令（節(jié)點(diǎn)耦合）來定義焊點(diǎn)單元，實(shí)踐證明，該方法在車身的焊點(diǎn)模擬中可以滿足精度要求［2］；最后，在HYPERMESH中定義材料屬性和單元實(shí)常數(shù)，并賦予相應(yīng)的組，本文中所用材料為寶鋼B550L，彈性模量為2.07×105N/mm2，泊松比為0.3，密度為7.83×10－3g/mm3，強(qiáng)度極限為550MPa～650MPa，屈服極限為400MPa。

2 駕駛室骨架靜態(tài)剛度與強(qiáng)度分析

車身靜剛度目標(biāo)主要有彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度，結(jié)合該特種車駕駛室具體結(jié)構(gòu)，本文主要分析其駕駛室骨架結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)工況，這主要是由于該駕駛室長度較小而寬度較大，主要承受的是扭轉(zhuǎn)載荷，該工況模擬的是一端車輪懸空或抬高的情形。

2.1 約束施加

約束施加不能出現(xiàn)約束不足或者是約束過多，約束不足將導(dǎo)致駕駛室發(fā)生剛體位移，約束過多則又會產(chǎn)生不切實(shí)際的附加力。本文中，右后懸置點(diǎn)約束前后、上下、左右3個平動自由度，左后懸置點(diǎn)約束前后、上下2個平動自由度，右前懸置點(diǎn)約束前后、左右2個平動自由度，左前懸置點(diǎn)釋放所有自由度。

2.2 載荷施加［3］

最大扭轉(zhuǎn)載荷力矩M＝0.5×前軸最大負(fù)荷G×輪距L。本文中前軸最大負(fù)荷G＝800kg，輪距L＝1.527m，取重力加速度g＝9.8N/kg，通過計算可得最大扭轉(zhuǎn)載荷力矩M＝5 985.84Nm。在懸置點(diǎn)處施加載荷力F＝M/L＝5 985.84/1.527＝3 920N，即懸置點(diǎn)處施加大小為3 920N，方向相反的力，即左前懸置點(diǎn)施加向下的力，右前懸置點(diǎn)施加向上的力。

2.3 計算結(jié)果分析

圖2為扭轉(zhuǎn)工況下駕駛室的變形云圖。駕駛室左前部分x方向上最大變形量為161.082mm，可以看到，駕駛室在扭轉(zhuǎn)載荷的作用下扭轉(zhuǎn)剛度偏小，應(yīng)該采取適當(dāng)措施加強(qiáng)。

圖3為扭轉(zhuǎn)工況下駕駛室的應(yīng)力分布云圖。應(yīng)力最大值出現(xiàn)在扭轉(zhuǎn)載荷施加處，其值超過488.903 MPa，超過材料屈服極限，而實(shí)際的結(jié)構(gòu)中由于有特殊處理，該處不會產(chǎn)生如此大的應(yīng)力，其余應(yīng)力集中區(qū)域主要出現(xiàn)在復(fù)雜梁、前圍橫梁和后圍立梁等幾處，應(yīng)力值范圍在122MPa～183MPa之間，滿足材料的屈服強(qiáng)度要求。

3 駕駛室骨架結(jié)構(gòu)模態(tài)分析

模態(tài)分析用于確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，是進(jìn)行譜分析必須的前期過程。本文用Lancaos法提取模態(tài)頻率，模態(tài)分析前7階固有頻率和振型見表1。

從模態(tài)分析結(jié)果可以看出，結(jié)構(gòu)的局部振動主要出現(xiàn)在頂棚梁、前圍橫梁及車頭橫梁，表明這幾處剛度稍弱，應(yīng)采取一定的加強(qiáng)措施。

圖1 駕駛室骨架三維模型

圖2 扭轉(zhuǎn)工況下駕駛室變形云圖

圖3 扭轉(zhuǎn)工況下駕駛室應(yīng)力分布云圖

表1 模態(tài)計算分析結(jié)果

4 駕駛室骨架隨機(jī)振動分析

道路表面的凹凸不平對車輛產(chǎn)生隨機(jī)激勵，如果該激勵過大，必將導(dǎo)致乘員不適，同時也將使結(jié)構(gòu)產(chǎn)生疲勞破壞，因此進(jìn)行隨機(jī)振動分析是必要的。

4.1 隨機(jī)載荷的處理［4］

本文分析車輛以60km/h的速度在B級路面上行駛工況的隨機(jī)響應(yīng)。根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB7031－86得到空間頻率位移功率譜密度值，見表2。計算時，取空間頻率位移功率譜密度的幾何平均值。

表2 空間頻率位移功率譜密度值

在輸入路面不平度位移功率譜密度值時，近似地在駕駛室骨架4個懸置點(diǎn)處輸入相同的位移功率譜密度值。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)值，路面譜經(jīng)過懸架過濾到懸置點(diǎn)后按原譜值的30%來計算。對汽車振動系統(tǒng)的輸入除了路面不平度外，還要考慮車速這個因素。根據(jù)車速u（m/s）將空間頻率位移功率譜密度Gq（n）（mm2/m－1）換算為時間頻率功率譜密度Gq（f）（mm2/Hz）。時間頻率f（s－1）與空間頻率n（m－1）的關(guān)系為f＝un，時間頻率位移功率譜密度Gq（f）與空間頻率位移功率譜密度Gq（n）的換算式為Gq（f）＝Gq（n）/u，從而可以計算得到時間頻率功率譜密度值［5］。最后計算出來的時間頻率f及時間頻率位移功率譜密度值Gq（f）見表3。

表3 時間頻率和時間頻率位移功率譜密度值

4.2 計算結(jié)果及分析

圖4和圖5為隨機(jī)振動時載荷步3的變形云圖和應(yīng)力分布云圖，圖6為最大位移節(jié)點(diǎn)位移響應(yīng)譜。這里的1σ響應(yīng)值就是概率統(tǒng)計中正態(tài)分布下的均方根響應(yīng)值，小于該均方根值的出現(xiàn)概率為68.27%，載荷步3能夠顯示1σ位移解、應(yīng)力和應(yīng)變值。

由圖4可知，最大位移主要出現(xiàn)在頂棚梁處，這表明在振動68.27%的時間以內(nèi)，駕駛室骨架的垂直振動位移小于7.54mm。

圖4 隨機(jī)振動下的駕駛室變形云圖

圖5 隨機(jī)振動下的駕駛室應(yīng)力分布云圖

圖6 最大位移節(jié)點(diǎn)位移響應(yīng)譜

由圖5可知，該特種車以60km/h的速度行駛在B級路面時，駕駛室骨架結(jié)構(gòu)整體承受的應(yīng)力較小，滿足材料的屈服極限要求，在路面隨機(jī)激勵作用下，應(yīng)力集中主要出現(xiàn)在復(fù)雜梁和頂棚梁處，大小為58.137 MPa～86.971MPa，這表明在振動的68.27%的時間內(nèi)，結(jié)構(gòu)的應(yīng)力值遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。

由圖6可以看出，在頻率24Hz和28Hz左右，垂向位移振動最大，該頻率是駕駛室結(jié)構(gòu)的第6和第11階頻率，在駕駛室設(shè)計時，應(yīng)避免其他部件的固有頻率與駕駛室的這兩個頻率重合，以免引起共振。

5 結(jié)論

通過對該特種車駕駛室骨架結(jié)構(gòu)的靜、動態(tài)分析，得到了結(jié)構(gòu)在各種載荷工況下的變形和應(yīng)力狀態(tài)。靜力分析表明，結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度符合要求，但剛度偏小，應(yīng)該予以加強(qiáng)；模態(tài)分析結(jié)果表明，結(jié)構(gòu)在頂棚梁和前圍橫梁及車頭橫梁這幾處剛度稍弱，應(yīng)采取一定的加強(qiáng)措施；隨機(jī)振動分析表明，在路面激勵下，駕駛室結(jié)構(gòu)在24Hz和28Hz左右易發(fā)生共振，應(yīng)避免其他部件的固有頻率與這兩個頻率重合。

［1］譚繼棉.汽車有限元法［M］.北京：人民交通出版社，2012.

［2］許峰.某特種車車身設(shè)計與優(yōu)化研究［D］.南京：南京理工大學(xué)，2012：5－10.

［3］張雷.轎車車身剛度及模態(tài)分析研究［D］.合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2007：20－25.

［4］曹群豪.軍用客車車身骨架結(jié)構(gòu)隨機(jī)振動分析與疲勞強(qiáng)度分析［D］.上海：上海交通大學(xué)，2007：18－29.

［5］余志生.汽車?yán)碚摚跰］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.