趙 晶，劉錦燦，鐘建華，熊 銳

（1.廣東工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，廣州 510006；2.福州大學(xué) 機(jī)械工程與自動化學(xué)院，福州 350108）

0 引言

微型客車因空間與價格優(yōu)勢，市場占有率逐漸升高。但是該類車輛由于車身主要為殼式結(jié)構(gòu)，經(jīng)過薄板沖壓焊接，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)相對簡單，車身強(qiáng)度及NVH（噪聲、振動、平順性）性能較差。車輛的NVH特性是汽車設(shè)計(jì)與開發(fā)過程中的重要指標(biāo)，極大影響車輛的動態(tài)性能[1]。為使車輛獲得良好的NVH特性，必須保證車身結(jié)構(gòu)有足夠的靜剛度用于滿足裝配及車輛正常運(yùn)行。同時，車身的靜剛度的優(yōu)化也是保障車輛有效抵抗路面激勵所產(chǎn)生的振動和噪聲，進(jìn)而達(dá)到更好動態(tài)特性的有效方法之一[2]。

計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)技術(shù)的發(fā)展，為車輛設(shè)計(jì)提供了有效手段。其中，有限元方法可結(jié)合車身的三維模型，對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析。通過模態(tài)計(jì)算與剛度分析，可在開發(fā)階段對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)而改善車身激振的固有頻率，提升NVH性能[3]。曲敬賢等運(yùn)用有限元法對客車整車骨架進(jìn)行了模態(tài)分析及彎曲、扭轉(zhuǎn)工況下的分析，明確車身的靜力學(xué)特性[4]。李萬利等以提升客車NVH性能為指標(biāo)，運(yùn)用模態(tài)靈敏度分析方法，對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，有效提升了車輛動態(tài)特性[5]。

上述研究充分表明，有限元分析方法是車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化的有效手段及車輛動態(tài)性能優(yōu)化的工具。然而，對于微型客車的車身結(jié)構(gòu)研究，尤其是其白車身結(jié)構(gòu)剛度分析及動態(tài)設(shè)計(jì)，當(dāng)前研究中鮮有報道。因此，本研究擬開展微型客車白車身結(jié)構(gòu)分析，通過剛度計(jì)算機(jī)模態(tài)分析，改進(jìn)白車身結(jié)構(gòu)，提升微型客車白車身的動態(tài)性能。

1 白車身有限元模型建立

基于選定的微型客車白車身的結(jié)構(gòu)形式，首先對模型進(jìn)行處理如下：

1）采用板殼單元構(gòu)建白車身全部零部件，選用四邊形板殼單元對零部件進(jìn)行離散。其中，三角形單元占單元總數(shù)的9.4%；

2）采用REB2方式模擬焊點(diǎn)連接；

3）網(wǎng)格劃分：考慮到B柱以前為碰撞區(qū)域，采用10mm左右的精細(xì)網(wǎng)格，B柱以后適當(dāng)加大，采用15mm到20mm的網(wǎng)格?；谲嚿韺?shí)際數(shù)據(jù)，建立白車身的有限元模型，如圖1所示。

圖1 白車身有限元模型

2 邊界條件與剛度計(jì)算工況定義

2.1 模態(tài)與靜剛度分析邊界條件

首先對模態(tài)與靜剛度分析的邊界條件進(jìn)行定義，其中：

模態(tài)分析邊界條件為：自由，無任何約束。

靜剛度分析邊界條件定義中，本研究中的分析結(jié)合碰撞仿真共同進(jìn)行。由于碰撞主要集中在前部發(fā)動機(jī)艙處發(fā)生，本次選取乘客艙為主要分析對象。在此條件下，對汽車車身載荷狀態(tài)的彎曲與扭轉(zhuǎn)狀態(tài)下的約束與載荷進(jìn)行定義，以便進(jìn)行剛度計(jì)算：

1）彎曲剛度計(jì)算：

約束定義：在前減震器的安裝支座以及后鋼板彈簧的兩個安裝支座的中間位置的縱梁上約束六個方向的自由度。

載荷定義：大小為500kg；作用位置為：x坐標(biāo)為中間座椅H點(diǎn)的x坐標(biāo)，y坐標(biāo)為0，z坐標(biāo)為地板平面上方。其中，xyz為整車坐標(biāo)系。

2）扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算：

約束定義：在鋼板彈簧的兩個安裝支座的中間位置的縱梁上約束六個方向的自由度。

載荷定義：大小為3000N·m扭矩，作用位置為前減振器安裝支座。

2.2 剛度計(jì)算工況

2.2.1 彎曲剛度計(jì)算工況

1）前減震器安裝支座及鋼板彈簧的兩個安裝支座的中間位置的縱梁上約束六個方向的自由度；

2）將500kg載荷加在x坐標(biāo)為中間座椅H點(diǎn)的x坐標(biāo)，y坐標(biāo)為0，z坐標(biāo)為地板平面上方。

彎曲剛度加載后的示意圖如圖2所示。

圖2 彎曲剛度加載圖

2.2.2 扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算工況

1）鋼板彈簧的兩個安裝支座的中間位置的縱梁上約束六個方向的自由度；

2）將3000N.m的扭矩加在前減震器支座上。

扭轉(zhuǎn)剛度加載圖如圖3所示。

3 模態(tài)分析與優(yōu)化

3.1 模態(tài)分析與評價

圖3 扭轉(zhuǎn)剛度加載圖

對結(jié)構(gòu)動剛度影響較大的激勵頻率大部分集中于低頻區(qū)域，因此，本研究主要分析了前11階典型振型。分析結(jié)果表明，頂蓋位置有局部模態(tài)，其剛度相對整車而言偏弱。因此，考慮將頂蓋撐條的位置優(yōu)化，通過改變質(zhì)量分布，使剛度分布均勻，達(dá)到減少或消除局部模態(tài)的效果?；谏鲜鰞?yōu)化改進(jìn)，對優(yōu)化前后的結(jié)構(gòu)作對比分析，前6階振型為剛體模態(tài)，從第7階模態(tài)開始，獲得結(jié)構(gòu)模態(tài)特性分析結(jié)果如表1所示。其中，優(yōu)化前后第7階與第11階整車扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型如圖4～圖7所示。

表1 白車身結(jié)構(gòu)模態(tài)特性

圖4 第7階整車扭轉(zhuǎn)及局部模態(tài)（優(yōu)化前）

圖5 第7階整車扭轉(zhuǎn)及局部模態(tài)（優(yōu)化后）

圖6 第11階整車扭轉(zhuǎn)及局部模態(tài)（優(yōu)化前）

圖7 第11階整車扭轉(zhuǎn)及局部模態(tài)（優(yōu)化后）

從對比分析結(jié)果看，30Hz以內(nèi)，頂蓋的局部模態(tài)有所減少，出現(xiàn)的階數(shù)從優(yōu)化前的3階變?yōu)閮?yōu)化后的2階。而且，優(yōu)化后的頻率值有所提高。為此，采納此優(yōu)化方案。

3.2 靜剛度分析結(jié)果

靜剛度分析的目的是評價車身的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度。

1）白車身彎曲剛度計(jì)算結(jié)果

在彎曲工況下，位移分布如圖8與圖9所示，縱梁下平面的最大垂向變形值分別為0.992mm、0.763mm。根據(jù)彎曲剛度計(jì)算公式得到彎曲剛度為：

圖8 整車靜剛度彎曲變形圖（正視）

2）白車身扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算結(jié)果

圖9 整車靜剛度彎曲變形圖（全局）

在扭轉(zhuǎn)工況下，位移分布如圖8與圖9所示，前減振器的左，右支承處最大垂向變形值分別為7.89mm和8.35mm，因此根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算公式得：扭轉(zhuǎn)角為：0.947度 ，扭轉(zhuǎn)剛度為T/θ=3000/0.947=3167N.m。

圖10 整車扭轉(zhuǎn)變形圖（正視）

圖11 整車扭轉(zhuǎn)變形圖（全局）

4 結(jié)論

車輛所受到的激勵一般為低頻隨機(jī)振動，其中車輪引起的激振頻率一般低于11Hz，由傳動系統(tǒng)引起的激勵一般在33Hz以上，上述兩項(xiàng)激勵由于激勵分量較小，比較易于避免。由發(fā)動機(jī)引起的激勵一般在23Hz以上，該激勵分量較大。因此，若以2Hz為一個激勵范圍，車輛的前幾階模態(tài)最好處于13～31Hz的頻率范圍內(nèi)。通過本研究中的分析可知，當(dāng)前微型客車白車身模態(tài)的固有頻率處于13～31Hz的頻率范圍內(nèi)，滿足頻域要求。此外，模態(tài)分析時，盡管優(yōu)化了頂蓋撐條的位置，但是前4階關(guān)鍵模態(tài)中還是有兩階出現(xiàn)在頂蓋局部，應(yīng)當(dāng)在設(shè)計(jì)過程中引起注意。為降低其振動特性，可采用隔振措施，如適當(dāng)增加頂蓋內(nèi)飾件的厚度，抬高頂蓋部位的剛度，或者在內(nèi)飾與鈑金件之間使用粘膠，通過增加阻尼，減小振動。