汪躍中,賀鑫，董華東

(奇瑞新能源汽車(chē)股份有限公司，安徽蕪湖 241000)

0 引言

隨著汽車(chē)市場(chǎng)的快速發(fā)展，顧客對(duì)汽車(chē)操縱性、安全性、可靠性、NVH、碰撞安全、異響控制等整車(chē)性能的關(guān)注和需求越來(lái)越高[1]。而白車(chē)身作為整車(chē)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)及轎車(chē)的關(guān)鍵總成，其剛度高低是考察這些性能及品質(zhì)的重要指標(biāo)[2]。車(chē)身剛度不足會(huì)導(dǎo)致車(chē)身易變形、異響、疲勞斷裂等質(zhì)量異常，極大影響車(chē)輛的正常工作狀態(tài)及客戶對(duì)車(chē)輛的滿意度，因此車(chē)身結(jié)構(gòu)剛度特性在整車(chē)性能中起到至關(guān)重要的作用。白車(chē)身高剛度成為整車(chē)性能開(kāi)發(fā)中的趨勢(shì)，以滿足裝配和使用要求[3]。白車(chē)身剛度包括扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度，分別是指白車(chē)身在受到扭轉(zhuǎn)、彎曲載荷時(shí)，車(chē)身抵抗扭轉(zhuǎn)、彎曲變形的能力[4]，其大小直接決定轎車(chē)在實(shí)際駕駛中承受外載荷的變形程度。純電動(dòng)汽車(chē)由于要變動(dòng)下車(chē)體的骨架結(jié)構(gòu)以布置電池[5]，會(huì)極大影響到白車(chē)身的彎曲剛度，因此本文作者主要針對(duì)純電動(dòng)汽車(chē)的彎曲剛度進(jìn)行CAE分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)。

本文作者首先建立白車(chē)身彎曲剛度的理論模型，再利用HyperMesh前處理軟件建立某款純電動(dòng)汽車(chē)的白車(chē)身彎曲剛度有限元模型，轉(zhuǎn)換格式后導(dǎo)入Nastran軟件進(jìn)行模態(tài)分析，最后再用HyperView軟件考察在產(chǎn)品設(shè)計(jì)初期是否滿足設(shè)計(jì)需求；針對(duì)CAE分析結(jié)果提出5種優(yōu)化方案，最終確定能有效提高白車(chē)身彎曲剛度的最佳方案，滿足性能要求，節(jié)約產(chǎn)品開(kāi)發(fā)成本、縮短產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期，同時(shí)為白車(chē)身結(jié)構(gòu)改進(jìn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供重要依據(jù)。

1 白車(chē)身彎曲剛度計(jì)算方法

建立白車(chē)身彎曲剛度試驗(yàn)理論模型，如圖1所示[6]?；谲?chē)輛在行駛中的實(shí)際加載變形狀態(tài)及材料力學(xué)的計(jì)算公式，通過(guò)測(cè)點(diǎn)Z向的變形和點(diǎn)距離前軸的距離B、A，計(jì)算出測(cè)點(diǎn)的誤差補(bǔ)償量，車(chē)身的變形量減去誤差補(bǔ)償量得到車(chē)身彎曲撓度ω，再根據(jù)白車(chē)身左右縱梁處施加力F和車(chē)身彎曲撓度ω[4]，可得白車(chē)身彎曲剛度計(jì)算公式[7]：

(1)

圖1 白車(chē)身彎曲剛度試驗(yàn)理論模型

根據(jù)圖1所示的約束方案，公式(1)可變形為

(2)

(3)

式中：Kb為白車(chē)身彎曲剛度；F為外載荷；L為白車(chē)身軸距；B、A分別表示前、后懸與施加載荷點(diǎn)的距離；ω為F方向彎曲撓度；x為前支撐點(diǎn)與最大彎曲撓度ω點(diǎn)的距離。

2 白車(chē)身有限元模型建立

2.1 建立有限元模型

首先在設(shè)計(jì)部門(mén)提供的白車(chē)身實(shí)體模型基礎(chǔ)上進(jìn)行簡(jiǎn)化處理[8]，然后利用HyperMesh前處理軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用四邊形殼單元為主、三角形網(wǎng)格過(guò)渡的單元形態(tài)，采用Acm單元模擬點(diǎn)焊、Rigids單元模擬弧焊及螺栓連接，建立如圖2所示的白車(chē)身有限元模型，模型總質(zhì)量為650 kg。

圖2 白車(chē)身有限元模型

2.2 邊界條件和材料參數(shù)

為白車(chē)身有限元模型施加如下邊界條件，如圖3所示：

(1)約束。①約束白車(chē)身前左、右減震器座Y、Z兩個(gè)方向的平動(dòng)自由度(Δy、Δz)；②約束白車(chē)身后左、右彈簧座X、Y、Z3個(gè)方向的平動(dòng)自由度(Δx、Δy、Δz)。

(2)載荷。在通過(guò)前座椅處于軌道中間位置時(shí)點(diǎn)H的YOZ平面與門(mén)檻相交的位置，施加沿Z軸負(fù)向F=1 500 N的載荷(分別加載在左右兩側(cè))，如圖3所示。

圖3 邊界條件

該車(chē)型主要由鈑金件通過(guò)螺栓連接、焊接、粘膠等方式構(gòu)成，鈑金件及粘膠的材料參數(shù)如表1所示，焊接無(wú)需添加材料屬性。

表1 材料參數(shù)

3 仿真計(jì)算與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 Nastran簡(jiǎn)介

MSC.Nastran軟件是由MSC.Software公司推出的大型結(jié)構(gòu)有限元分析軟件，主要有靜力學(xué)分析、動(dòng)力學(xué)分析、熱分析等功能[9]。本文作者主要利用Nastran軟件對(duì)車(chē)身彎曲剛度進(jìn)行分析。首先在HyperMesh前處理軟件中建立白車(chē)身有限元模型，再轉(zhuǎn)換為bdf格式文件，最后導(dǎo)入Nastran軟件中進(jìn)行仿真計(jì)算。

3.2 仿真計(jì)算與結(jié)果分析

將在Nastran仿真軟件中計(jì)算生成的op2文件導(dǎo)入HyperView中進(jìn)行后處理工作，得到白車(chē)身彎曲剛度Z向變形如圖4所示。

圖4 白車(chē)身彎曲剛度Z向變形云圖

在白車(chē)身理論彎曲剛度計(jì)算模型基礎(chǔ)上，可得出白車(chē)身有限元彎曲剛度計(jì)算模型，即：

(4)

(5)

根據(jù)圖4所示的白車(chē)身彎曲剛度Z向變形云圖，分別找到公式(4)(5)所需的各點(diǎn)坐標(biāo)，代入計(jì)算，得到白車(chē)身彎曲剛度為12 744.99 N/mm，而針對(duì)該款車(chē)型的目標(biāo)值為14 000 N/mm，明顯不符合要求。

3.3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

在和設(shè)計(jì)部門(mén)交流討論后，針對(duì)白車(chē)身彎曲剛度不符合要求情況，提出5種結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案。

方案一：焊點(diǎn)間距優(yōu)化

將之前的焊點(diǎn)距離由100 mm更改為50～70 mm。

方案二：厚度變更

在方案一基礎(chǔ)上，將B柱內(nèi)板厚度由0.8 mm增加到1.0 mm，如圖5所示。

圖5 B柱內(nèi)板

方案三：厚度變更

在方案一基礎(chǔ)上，將B柱內(nèi)板厚度由0.8 mm增加到1.2 mm。

方案四：增加支架

在方案一基礎(chǔ)上，增加1個(gè)支架，如圖6所示。

圖6 方案四

方案五：增加支架

在方案一基礎(chǔ)上，增加2個(gè)支架，如圖7所示。

圖7 方案五

3.4 方案分析結(jié)果統(tǒng)計(jì)

按照上述白車(chē)身彎曲剛度的計(jì)算方法，依次計(jì)算5種結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案的白車(chē)身彎曲剛度值，與原始方案匯總于表3。

由表3可知：方案一至方案五均相對(duì)原始方案有所提升，即縮短焊點(diǎn)間距、增加零件厚度、增加加強(qiáng)件等方案均可有效提高白車(chē)身彎曲剛度，但提升效果不同。其中方案三，即增加零件厚度方案的提升效果最為明顯，且滿足目標(biāo)值要求。在與設(shè)計(jì)人員交流討論后，認(rèn)為該方案可行，故采用方案三對(duì)白車(chē)身彎曲剛度進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

表3 分析結(jié)果統(tǒng)計(jì) N·mm-1

4 結(jié)論

(1)利用仿真軟件建立白車(chē)身有限元模型，根據(jù)彎曲剛度計(jì)算公式得到白車(chē)身彎曲剛度值。

(2)基于原始方案的分析結(jié)果，提出5種方案，均相對(duì)原始方案彎曲剛度有所提升，且方案三最佳，滿足性能要求。

(3)通過(guò)CAE技術(shù)對(duì)白車(chē)身彎曲剛度不斷優(yōu)化，最終確定最佳方案，為該車(chē)型白車(chē)身結(jié)構(gòu)改進(jìn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供重要依據(jù)。