蔣兵，夏瓊，王克飛，羅明軍

(1.奇瑞商用車(chē)(安徽)有限公司工程研究院，安徽蕪湖 241006；2.奇瑞汽車(chē)股份有限公司汽車(chē)工程院，安徽蕪湖 241006)

0 引言

車(chē)身靜態(tài)扭轉(zhuǎn)剛度是衡量車(chē)身結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性的重要參數(shù)，在整車(chē)NVH(Noise Vibration Harshness)開(kāi)發(fā)中，常將車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度作為目標(biāo)來(lái)導(dǎo)向車(chē)身結(jié)構(gòu)的NVH開(kāi)發(fā)[1]。目前汽車(chē)多采用承載式車(chē)身，它直接承受路面沖擊載荷及支撐車(chē)身負(fù)載，扭轉(zhuǎn)剛度能否滿足要求至關(guān)重要[2]。

車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度的計(jì)算，前人做了比較多的研究，孫卓等人[3]開(kāi)發(fā)出一種車(chē)身剛度測(cè)量系統(tǒng)，填補(bǔ)了全自動(dòng)車(chē)身靜態(tài)剛度測(cè)試的空白；高云凱等[4]通過(guò)有限元分析和試驗(yàn)相結(jié)合的方法，驗(yàn)證了某車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度；鄭孟等人[5]根據(jù)車(chē)身件料厚靈敏度分析結(jié)果，提出了相應(yīng)的優(yōu)化策略，對(duì)車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行了優(yōu)化；梅玉林等[6]采用經(jīng)典的靜剛度試驗(yàn)方法對(duì)某SUV車(chē)身靜剛度進(jìn)行了測(cè)試，根據(jù)測(cè)試結(jié)果將車(chē)身剛度等效為變截面梁的剛度。可以看出，車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度的研究方法多采用有限元分析和試驗(yàn)相結(jié)合的方法。

作者采用上述方法，首先提出了基于扭轉(zhuǎn)角插值的車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算方法；然后以某白車(chē)身為研究對(duì)象，運(yùn)用有限元方法計(jì)算了車(chē)身扭轉(zhuǎn)變形曲線，并采用扭轉(zhuǎn)角插值計(jì)算方法得到車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度；最后通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證。采用文中扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算方法，可以獲得更為符合工程實(shí)際的車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度。

1 車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算方法

1.1 整體扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算方法

車(chē)身整體扭轉(zhuǎn)剛度需要消除約束點(diǎn)處局部剛度對(duì)整體剛度的影響，在計(jì)算時(shí)需要對(duì)扭轉(zhuǎn)角進(jìn)行插值處理。單側(cè)整體剛度計(jì)算公式為

(1)

為消除左右對(duì)稱差異，以兩側(cè)整體剛度的平均值作為車(chē)身整體剛度值，即

(2)

式中：KTG為最終車(chē)身整體扭轉(zhuǎn)剛度；KL、KR分別為左右兩側(cè)采用插值方法計(jì)算出的整體扭轉(zhuǎn)剛度。

1.2 扭轉(zhuǎn)角計(jì)算方法

取值點(diǎn)扭轉(zhuǎn)角可采用位移間接計(jì)算法獲取，是通過(guò)取值點(diǎn)的Z向變形位移與Y向坐標(biāo)來(lái)計(jì)算的，即

φXL=arctan|LX/YX|

(3)

φXR=arctan|RX/YX|

(4)

式中：φXL、φXR分別為左右取值點(diǎn)扭轉(zhuǎn)角；LX、RX分別為左、右取值點(diǎn)的Z向變形；YX為取值點(diǎn)Y向坐標(biāo)。

獲取取值點(diǎn)扭轉(zhuǎn)角后，需要通過(guò)插值得到約束點(diǎn)和加載點(diǎn)的扭轉(zhuǎn)角。加載點(diǎn)和約束點(diǎn)扭轉(zhuǎn)角插值公式為

(5)

(6)

式中：φFS-1、φRS-1分別為前加載點(diǎn)、后約束點(diǎn)縱向坐標(biāo)前一取值點(diǎn)未調(diào)整扭轉(zhuǎn)角；φFS+1、φRS+1分別為前加載點(diǎn)、后約束點(diǎn)縱向坐標(biāo)后一取值點(diǎn)未調(diào)整扭轉(zhuǎn)角；XFS-1、XRS-1、XFS+1、XRS+1分別為獲得φFS-1、φRS-1、φFS+1、φRS+1取值點(diǎn)的縱向坐標(biāo)。

2 車(chē)身有限元模型的建立

2.1 網(wǎng)格劃分及模型連接

將白車(chē)身幾何模型導(dǎo)入HyperMesh通用前處理軟件，對(duì)導(dǎo)入的幾何模型進(jìn)行清理，并對(duì)螺栓孔進(jìn)行washer處理，以保證模型計(jì)算的可靠性。通常對(duì)薄壁鈑金件進(jìn)行抽取中面處理，網(wǎng)格采用8 mm×8 mm單元?jiǎng)澐?，將關(guān)鍵連接件尺寸進(jìn)行細(xì)化，網(wǎng)格劃分需滿足：(1)有限元模型要盡可能與幾何模型相似，以保證有限元分析的可靠性；(2)避免單排網(wǎng)格及單邊連接網(wǎng)格，增強(qiáng)模型計(jì)算的可行性；(3)網(wǎng)格劃分中單元的雅克比、翹曲度、最小邊及最大、最小角度應(yīng)滿足網(wǎng)格質(zhì)量要求[7]。

網(wǎng)格劃分完成以后，采用相應(yīng)的單元模擬白車(chē)身的連接。點(diǎn)焊采用acm模擬，縫焊采用RBE2模擬，粘膠采用adhesives模擬，螺栓采用BAR2模擬。最終白車(chē)身離散為985 191個(gè)節(jié)點(diǎn)，969 103個(gè)單元，其中點(diǎn)焊單元3 981個(gè)，粘膠單元42個(gè)。

2.2 材料參數(shù)設(shè)置

材料參數(shù)對(duì)有限元分析結(jié)果有重要影響。根據(jù)材料性能試驗(yàn)獲取的材料參數(shù)，建立了仿真材料數(shù)據(jù)庫(kù)，將相應(yīng)的材料參數(shù)賦予對(duì)應(yīng)的零部件。某材料塑性階段的應(yīng)力應(yīng)變曲線如圖1所示。

圖1 某材料應(yīng)力應(yīng)變曲線

2.3 邊界條件

約束方法：約束白車(chē)身前保險(xiǎn)杠中間點(diǎn)Z向平動(dòng)自由度及后左右彈簧座X、Y、Z3個(gè)方向的平動(dòng)自由度。

加載方法：在白車(chē)身前左右減震器座上施加一大小為2 000 N·m的力矩，力的方向沿正、負(fù)Z向。白車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度分析邊界條件如圖2所示。

3 車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度仿真分析結(jié)果

將有限元模型提交計(jì)算，從左右縱梁處各取332個(gè)測(cè)量點(diǎn)，得出各測(cè)量點(diǎn)Z向位移隨X向坐標(biāo)值變化的曲線，如圖3所示。

圖3 縱梁測(cè)量點(diǎn)Z向位移隨X向坐標(biāo)值變化曲線

由圖3可知:左右縱梁Z向位移均在車(chē)身前端最大，在后彈簧座處最小，且從車(chē)身前端至后彈簧座，左右縱梁Z向位移均減??；從后彈簧座到車(chē)身后端，左右縱梁Z向位移均增大，符合理論變形曲線[8]。另外，在前減振器及后彈簧座處位移變化幅度有微小突變，這與車(chē)身結(jié)構(gòu)及約束、加載有關(guān)。

根據(jù)各測(cè)量點(diǎn)Z向位移，通過(guò)文中式(3)—式(4)扭轉(zhuǎn)角計(jì)算方法，得到左右縱梁扭轉(zhuǎn)變形曲線，如圖4所示?？芍?左右縱梁扭轉(zhuǎn)角基本相同，均在車(chē)身前端最大，在后彈簧座處最小，扭轉(zhuǎn)角變化趨勢(shì)與Z向位移變化趨勢(shì)基本一致;從車(chē)身前端至后彈簧座，扭轉(zhuǎn)角均減??；從后彈簧座到車(chē)身后端，扭轉(zhuǎn)角均增大；在后彈簧座處扭轉(zhuǎn)角有微小突變，原因同前。

取左右縱梁上距加載點(diǎn)或約束點(diǎn)前后X坐標(biāo)值各100 mm的測(cè)量點(diǎn)進(jìn)行線性插值，可以得到加載點(diǎn)和約束點(diǎn)的扭轉(zhuǎn)角。

利用MATLAB軟件，對(duì)式(1)—式(6)計(jì)算公式進(jìn)行編程，求解出車(chē)身整體扭轉(zhuǎn)剛度，如表1所示。

圖4 扭轉(zhuǎn)變形曲線

φFS-1φFS+1φ'FSφRS-1φRS+1φ'RS左縱梁0.145 6°0.143 5°0.144 5°0.011 4°0.014 2°0.012 8°右縱梁0.142 7°0.141 7°0.141 9°0.010 9°0.013 4°0.012 1°剛度KL=15 190.79 [N·m/(°)]KR=15 408.29 [N·m/(°)]KTG=15 299.54 [N·m/(°)]

由表1可知，左右前加載點(diǎn)插值扭轉(zhuǎn)角分別為0.011 4°和0.010 9°，左右后約束點(diǎn)插值扭轉(zhuǎn)角分別為0.012 8°和0.012 1°。計(jì)算得到的左右兩側(cè)插值車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度及整體扭轉(zhuǎn)剛度分別為15 190.79、15 408.29、15 299.54 N·m/(°)。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度試驗(yàn)設(shè)備及儀器包括約束裝置、加載裝置和測(cè)量系統(tǒng)。其中：約束裝置由扭轉(zhuǎn)剛度試驗(yàn)臺(tái)、活動(dòng)鉸鏈和固定鉸鏈等組成;加載裝置由兩個(gè)液壓加載裝置等組成;測(cè)量系統(tǒng)由位移傳感器、位移顯示儀和百分表等組成。

試驗(yàn)時(shí)將白車(chē)身固定在試驗(yàn)臺(tái)上，前保險(xiǎn)杠中間點(diǎn)采用活動(dòng)鉸鏈支撐，后左、后右彈簧座采用固定鉸鏈支撐。采用兩個(gè)液壓加載裝置對(duì)前左、前右減震器座加載，因兩加載點(diǎn)距離為1.21 m，所以試驗(yàn)載荷為P1=-P2=1 653 N(即力矩為2 000 N·m),載荷施加方式采用逐步加載。試驗(yàn)測(cè)量點(diǎn)的選取應(yīng)能充分反映車(chē)身扭轉(zhuǎn)特性。試驗(yàn)中選取車(chē)身前后部、縱梁處、保險(xiǎn)杠處及減振器座共32個(gè)位移測(cè)量點(diǎn)，利用百分表測(cè)量及通過(guò)位移顯示儀讀取測(cè)量點(diǎn)的垂向位移。扭轉(zhuǎn)剛度試驗(yàn)如圖5所示。

圖5 車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度試驗(yàn)

采用上述試驗(yàn)方法進(jìn)行車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度試驗(yàn)，車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度有限元計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如表2所示。可知：左右兩側(cè)車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度及整體扭轉(zhuǎn)剛度有限元計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果誤差分別為4.52%、4.08%和4.30%，在合理范圍內(nèi)。誤差主要是由測(cè)量點(diǎn)偏差、有限元模型與實(shí)際模型偏差造成的。

表2 車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度有限元分析與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

5 結(jié)論

以某汽車(chē)白車(chē)身為研究對(duì)象，通過(guò)有限元分析和試驗(yàn)相結(jié)合的方法，研究了車(chē)身靜態(tài)扭轉(zhuǎn)剛度，獲得如下結(jié)論：

(1)左右縱梁垂向位移和扭轉(zhuǎn)角基本相同，均在車(chē)身前端最大，在后彈簧座處最小，變化趨勢(shì)從車(chē)身前端至后彈簧座逐漸減小、從后彈簧座到車(chē)身后端逐漸增大；

(2)車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度有限元分析和試驗(yàn)結(jié)果分別為15 299.54和15 986.98 N·m/(°)，誤差為4.30%，誤差在小于10%的合理范圍內(nèi)，有限元分析結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果基本一致；

(3)增加白車(chē)身的扭轉(zhuǎn)剛度，有利于提升整車(chē)的可靠性，但需權(quán)衡白車(chē)身的輕量化與可靠性的性價(jià)比。

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