顧鴃，李鑫，金偉明

（江淮汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

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考慮單扭桿翻轉(zhuǎn)匹配的載貨車(chē)白車(chē)身剛度優(yōu)化設(shè)計(jì)

顧鴃，李鑫，金偉明

（江淮汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

文章以匹配單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的某載貨車(chē)白車(chē)身為研究對(duì)象，在白車(chē)身剛度設(shè)計(jì)中，以扭桿翻轉(zhuǎn)的設(shè)計(jì)參數(shù)作為輸入和約束條件，分析翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)左右支撐臂間距對(duì)白車(chē)身扭轉(zhuǎn)和彎曲剛度的影響趨勢(shì)，結(jié)果表明翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)左右支撐臂間距是白車(chē)身剛度設(shè)計(jì)中的重要影響因數(shù)。

單扭桿翻轉(zhuǎn)；白車(chē)身剛度；支撐臂間距

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.06.007

CLC NO.: U462.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)06-18-03

引言

我國(guó)輕型載貨汽車(chē)由于法規(guī)及日本歐洲汽車(chē)的影響，其駕駛室普遍為平頭式結(jié)構(gòu)，為發(fā)動(dòng)機(jī)維護(hù)方便性考慮，必然要求駕駛室具備向前翻轉(zhuǎn)的功能，市場(chǎng)上輕型載貨車(chē)都匹配扭桿式翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)來(lái)實(shí)現(xiàn)駕駛室翻轉(zhuǎn)［1］，根據(jù)駕駛室質(zhì)量，有單扭桿式翻轉(zhuǎn)和雙扭桿式翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)兩種結(jié)構(gòu)形式，其中由于單扭桿式翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，應(yīng)用最為廣泛。

單扭桿式翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)白車(chē)身前部始終作用有扭桿力矩［2］，且此力矩主要作用于白車(chē)身左側(cè)，等同于給予白車(chē)身施加扭轉(zhuǎn)力矩，由于此扭轉(zhuǎn)力矩在整車(chē)正常使用和行駛過(guò)程中，將始終作用于白車(chē)身上，所以對(duì)于匹配單扭桿翻轉(zhuǎn)的載貨車(chē)白車(chē)身的扭轉(zhuǎn)剛度提出了較高的要求，扭轉(zhuǎn)剛度低將直接導(dǎo)致白車(chē)身在正常靜止?fàn)顟B(tài)即存在較大扭轉(zhuǎn)變形，從而易產(chǎn)生白車(chē)身縱梁前部及前地板等區(qū)域開(kāi)裂現(xiàn)象。

本文針對(duì)此種情況，在載貨車(chē)白車(chē)身剛度CAE分析中，考慮到扭桿翻轉(zhuǎn)的扭桿力設(shè)計(jì)匹配，以扭桿力矩為約束條件，分析白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度［3］，并分析翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)左右支撐臂間距對(duì)白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度的影響，形成最優(yōu)方案，指導(dǎo)后續(xù)車(chē)型白車(chē)身剛度設(shè)計(jì)。

1、載貨車(chē)單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)工作原理及主要設(shè)計(jì)參數(shù)

1.1單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)基本結(jié)構(gòu)及工作原理

單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)基本結(jié)構(gòu)如圖1所示，其主要由翻轉(zhuǎn)左右支座，軸管、左右支撐臂、扭桿和扭桿臂組成，其中左右支座通過(guò)螺栓和車(chē)架連接在一起，起到支撐駕駛室的作用，其內(nèi)部設(shè)計(jì)有減振橡膠，可以有效減弱車(chē)架傳遞上來(lái)的振動(dòng)，翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的主要彈性元件為扭桿，扭桿的兩頭為花鍵，右側(cè)通過(guò)扭桿臂同右支座連接，左側(cè)同軸管連接，而軸管和支撐臂是焊接在一起的，支撐臂通過(guò)螺栓和白車(chē)身縱梁前部連接在一起。

當(dāng)駕駛室位于水平鎖止位置時(shí)，扭桿力矩將通過(guò)支撐臂施加在白車(chē)身縱梁上，由于扭桿只有左側(cè)同軸管連接，導(dǎo)致扭桿力矩主要施加在白車(chē)身的左縱梁上，相當(dāng)于在白車(chē)身上施加一個(gè)扭轉(zhuǎn)力矩。

圖1　單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)示意圖

1.2單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)主要設(shè)計(jì)參數(shù)

單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)位于駕駛室和車(chē)架之間，布置時(shí)受到兩者約束，本文假定車(chē)架不發(fā)生變動(dòng)，僅針對(duì)白車(chē)身和翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)匹配。

1.2.1根據(jù)駕駛室重量匹配扭桿正常工作力矩：

在駕駛室翻轉(zhuǎn)過(guò)程中，駕駛室重力對(duì)翻轉(zhuǎn)中心形成的重力矩和扭桿力矩與翻轉(zhuǎn)角度的關(guān)系曲線(xiàn)［4］如圖2所示。

圖2　駕駛室重力矩和扭桿力矩與翻轉(zhuǎn)角度關(guān)系圖

T1—駕駛室重力矩（N·m）

T2—扭桿力矩（N·m）

Ts—駕駛員最大上翻力矩（N·m）

Tx—駕駛員最大下翻力矩（N·m）

Ta—扭桿預(yù)扭狀態(tài)對(duì)翻轉(zhuǎn)中心的力矩（N·m）Tx—扭桿正常工作力矩（N·m）

1.2.2主要物理布置約束尺寸說(shuō)明

左右支撐臂是翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和白車(chē)身連接件，扭桿力通過(guò)支撐臂傳遞至白車(chē)身，故白車(chē)身的主要承載部分縱梁也設(shè)計(jì)在此處，并與支撐臂通過(guò)螺栓緊固在一起。故左右支撐臂間距代表著白車(chē)身縱梁前間距，是翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的重要物理布置約束尺寸，同時(shí)也是白車(chē)身的重要約束尺寸。

L—白車(chē)身縱梁前部間距（翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)左右支撐臂間距）

LC—車(chē)架前端外側(cè)間距（mm）

H—減振橡膠寬度（mm）

B—支撐臂和支座間隙（mm），此間隙為預(yù)留安全間隙，保證兩者能自由旋轉(zhuǎn)

C—翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)支撐臂寬度（mm）

2、載貨車(chē)白車(chē)身剛度CAE分析方法

2.1有限元分析模型建立

根據(jù)某載貨車(chē)白車(chē)身三維數(shù)據(jù)，利用hypermesh軟件建立白車(chē)身的有限元分析模型，其中螺栓連接采用rigids單元模擬，焊點(diǎn)采用spotweld模擬，在兩個(gè)零件的點(diǎn)焊位置建立沿法向排列的剛性單元。最終建立的有限元模型見(jiàn)圖 3，其中節(jié)點(diǎn)共計(jì) 321683個(gè)，單元共計(jì) 333898個(gè)，白車(chē)身重量166.5Kg。

圖3　白車(chē)身有限元模型

2.2剛度分析約束條件施加

某載貨車(chē)設(shè)計(jì)為單扭桿式翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，其駕駛室重量為379Kg，根據(jù)重點(diǎn)距離和質(zhì)心角可算出此駕駛室在水平位置時(shí)的重力矩T1為2876N·m，考慮到駕駛員人機(jī)操作方便性，駕駛員最大下拉力矩 Tx經(jīng)驗(yàn)值為 250N·m以?xún)?nèi)，根據(jù)公式 1可得扭桿正常工作力矩T為3126N·m。即該車(chē)，在正常行駛過(guò)程中，白車(chē)身的縱梁前端即翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)安裝處受到翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)施加的扭轉(zhuǎn)力矩為3126N·m，考慮到此種情況，在白車(chē)身扭桿剛度分析中，將翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)施加的扭轉(zhuǎn)力矩作為其約束條件。

為此，扭轉(zhuǎn)剛度CAE分析的約束條件為：

約束左右后懸置安裝點(diǎn)處X、Y、Z向平動(dòng)自由度，在翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)安裝處施加大小相等、方向相反的兩個(gè)集中力，形成繞軸3126N·m的扭矩，并在翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)安裝處約束 MPC的 Z向自由度，如圖4所示：

Z1—白車(chē)身縱梁左前端變形值

Z2—白車(chē)身縱梁右前端變形值

圖4　白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度約束條件示意圖

彎曲剛度約束條件為：

約束翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)安裝處Z向平動(dòng)自由度，左右后懸置安裝點(diǎn)處約束X、Y、Z向平動(dòng)自由度，在主副駕駛員位置分別施加1666N和1666N的垂向載荷；

F—施加到白車(chē)身上的垂向載荷

Z3—白車(chē)身左縱梁最大變形值

Z4—白車(chē)身右縱梁最大變形值

3、基于單扭桿翻轉(zhuǎn)匹配的白車(chē)身剛度優(yōu)化

3.1考慮到單扭轉(zhuǎn)翻轉(zhuǎn)匹配的載貨車(chē)白車(chē)身縱梁前間距布置區(qū)間計(jì)算

某載貨車(chē)車(chē)架外側(cè)間距為 760mm，根據(jù)公式（2），可計(jì)算出白車(chē)身縱梁前部間距L最大值為490mm，同時(shí)考慮到翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)駕駛室支撐的有效率，保證駕駛室在行駛過(guò)程中的穩(wěn)定性，此處根據(jù)前期車(chē)型經(jīng)驗(yàn)，設(shè)定L的最小值為380mm。即：

3.2白車(chē)身縱梁前部間距與白車(chē)身剛度關(guān)系曲線(xiàn)

以白車(chē)身縱梁前部間距L為輸入條件，對(duì)白車(chē)身彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行CAE分析計(jì)算，得到白車(chē)身縱梁左右前端變形值和白車(chē)身左右縱梁的最大變形量，如圖5所示：

圖5　白車(chē)身縱梁變形值（Z1、Z2、Z3、Z4）隨白車(chē)身縱梁前部間距（L）變化的關(guān)系曲線(xiàn)

根據(jù)公式（3）和公式（4），可計(jì)算得到白車(chē)身彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度，如圖6所示。

從圖6中可以看出，即白車(chē)身彎曲剛度隨著白車(chē)身縱梁前間距L的增加，呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢(shì)，并在L為440mm時(shí)達(dá)到峰值，而白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度則隨著白車(chē)身縱梁前間距 L的增加，呈現(xiàn)逐步上升趨勢(shì)。

圖6　白車(chē)身剛度（Kn、Kw）隨白車(chē)身縱梁前部間距（L）變化的關(guān)系曲線(xiàn)

3.3基于單扭桿翻轉(zhuǎn)匹配的白車(chē)身剛度優(yōu)化方案選擇

對(duì)于匹配單扭桿翻轉(zhuǎn)的輕型載貨車(chē)，其白車(chē)身始終受到扭桿的扭轉(zhuǎn)力矩作用，因此我們希望在白車(chē)身彎曲剛度達(dá)到指標(biāo)值（3000N/m）的情況下，白車(chē)身的扭轉(zhuǎn)剛度能盡量大，以增加其抵抗扭桿扭轉(zhuǎn)力矩的能力，從而增加白車(chē)身壽命。

因此，根據(jù)圖6的關(guān)系曲線(xiàn)，本文將白車(chē)身縱梁前間距L設(shè)計(jì)為460mm，此時(shí)可得到白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度為6820N·m/°，白車(chē)身彎曲剛度為 3232N/m，同時(shí)結(jié)合白車(chē)身開(kāi)口部變形值的情況，其前風(fēng)窗和門(mén)框?qū)蔷€(xiàn)變形量都在0.2%以?xún)?nèi)，可滿(mǎn)足指標(biāo)要求。

4、結(jié)論

1）匹配單扭桿翻轉(zhuǎn)的載貨車(chē)在使用過(guò)程中，其白車(chē)身除受到路面的激勵(lì)外，還始終受到翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)傳遞的扭桿力，受力狀態(tài)與普通載貨車(chē)有較大區(qū)別，故在設(shè)計(jì)過(guò)程中，應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注其白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度，增加白車(chē)身抵抗扭轉(zhuǎn)的能力。

2）考慮到單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)與載貨車(chē)的匹配情況，在白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度CAE分析中，將翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)扭桿正常工作力矩作為剛度計(jì)算的輸入條件，更有效的反映白車(chē)身受力狀態(tài)。

3）白車(chē)身縱梁前間距即單扭桿翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)支撐臂間距，是載貨車(chē)白車(chē)身剛度的重要影響因素，白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度隨白車(chē)身縱梁前間距的增加而增加，白車(chē)身彎曲剛度隨白車(chē)身縱梁前間距的增加呈現(xiàn)先升后降的趨勢(shì)，為后續(xù)車(chē)型白車(chē)身剛度優(yōu)化提供一定的參考價(jià)值。

[1] 周福庚等.輕型載貨汽車(chē)駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及設(shè)計(jì).農(nóng)業(yè)裝備與車(chē)輛工程,2008(1):13-19.

[2] ?；鄣? 基于某輕卡白車(chē)身強(qiáng)度分析的翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)優(yōu)化. 汽車(chē)制造業(yè),2014(5):44-46.

[3] 張繼偉等. 基于 HyperWorks的某轎車(chē)白車(chē)身剛度分析及優(yōu)化.科技信息,2011(8):3-4.

[4] 王香廷等. 基于單扭桿結(jié)構(gòu)的車(chē)身翻轉(zhuǎn)匹配設(shè)計(jì).農(nóng)業(yè)裝備與車(chē)輛工程,2014(11):56-59.

The Optimum Design on Stiffness of BIW in Truck with Single Twist Bar Cab Tilting Mechanism

Gu Jue, Li Xin, Jin Weiming
（Anhui jianghuai Automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230601）

With the design parameters of single twist bar cab tilting mechanism as the input and the constraint conditions, the influence of the distance between the supporting arms on the torsion and bending stiffness of truck BIW is analyzed. The results show that the distance of supporting arm in tilting mechanism is an important influencing factor of BIW stiffness design.

Single Twist Bar Cab Tilting Mechanism; Stiffness of Truck BIW; Distance Between The Supporting Arms

顧駃，就職于安徽江淮汽車(chē)股份有限公司。

U462.2

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1671-7988 （2016）06-18-03