陳康文，吳慶捷

（1.中國航發(fā)長江動力有限公司，湖南 岳陽 414001；2.南昌航空大學 航空制造工程學院，江西 南昌 330063）

1 引言

駕駛室是汽車結構中十分關鍵的系統(tǒng)，其可靠性直接影響駕駛員的安全和舒適度。當車輛的使用工況比較惡劣時，駕駛室將受到路面和發(fā)動機等多個激勵源，致使其發(fā)生受破振動。當外界激勵與駕駛室固有頻率相近時，則會發(fā)生共振，從而產生噪音和激勵振動現象。當駕駛室的剛度不足時，則會引起玻璃損壞、車門卡死和滲水等問題，直接影響整車的安全性和可靠性。

為了校核某輕型貨車駕駛室的可靠性和穩(wěn)定性，首先基于駕駛室有限元模型對其進行模態(tài)性能分析，獲得其固有頻率，然后對其進行扭轉剛度分析，得到其變形量，以此指導其科學設計與優(yōu)化。

2 建立駕駛室有限元模型

駕駛室結構復雜，擁有眾多的零部件，為了提升效率，需對其模型進行簡化，但應保持其力學性能的一致性，因此刪除尺寸較小的特征和圓孔，忽略對其性能影響較小的零部件?；贖ypermesh 軟件[1-2]抽取各個零部件的中面并采用基本尺寸為10mm 對其進行網格劃分，然后檢查其單元質量，避免畸形單元。駕駛室的材料基本為鋼材，其彈性模量為2.1E+5MPa，泊松比為0.3，密度為7.8E+3kg/m3，建立材料屬性。點焊采用ACM2 單元模擬，螺栓采用RBE2 模擬，以此將各個零部件裝配在一起，得到駕駛室有限元模型，如圖1 所示。其中節(jié)點數為226391，單元數為22211。

圖1 駕駛室有限元模型

3 模態(tài)性能分析

3.1 模態(tài)分析原理

基于模態(tài)性能分析可獲取結構的振動性能，其無阻尼自由運動方程為[3-4]：

式（1）對應的特征值方程為：

式中：ω為結構的固有頻率。通過求解式（2）即可得到結構的固有頻率與模態(tài)振型。

3.2 模態(tài)分析結果

模態(tài)分析分為自由模態(tài)和約束模態(tài)，由于約束模態(tài)的邊界條件不確定并很難獲取，因此基于Nastran 求解器[5-6]對駕駛室模型作無約束處理，對其進行自由模態(tài)性能分析，由此得到其前三階的固有頻率分別為31.4Hz、37.9Hz 和42.1Hz。該輕型貨車發(fā)動機的激振頻率為26.7Hz，因此該駕駛室的固有頻率不會與其激勵頻率重合，不會發(fā)生共振，滿足動態(tài)特性設計要求。如圖2～圖4 所示，分別為駕駛室的前三階模態(tài)陣型。由圖2 可知，駕駛室的第一模態(tài)陣型為骨骼彎曲。由圖3 可知，駕駛室的第二模態(tài)陣型為前圍和后擋玻璃局部振動。由圖4 可知，駕駛室的第三模態(tài)陣型為頂棚局部振動。

圖2 第一階模態(tài)陣型

圖3 第二階模態(tài)陣型

圖4 第三階模態(tài)陣型

4 剛度性能分析

當車輛行駛在不平路面時，駕駛室會受到一組反向對稱的垂向作用力，此時為扭轉工況，駕駛室的零部件隨之發(fā)生變形，扭轉剛度是指在該工況下抵抗變形的能力。基于駕駛室有限元模型，約束其余車身連接點的全部自由度，在右后懸置加載Z 方向1000 的載荷，對其進行靜態(tài)分析，得到其位移云圖如圖5 所示。由圖5 可知，駕駛室的最大位移為3.47mm。駕駛室前后懸置X 方向的距離為1293mm，駕駛室前后懸置Y 方向的距離為1034mm，最大扭轉角為0.0021rad，由此得到其扭轉剛度為0.637 MNm2/rad，滿足實際工程目標值。

通過測量得到前擋風窗的變形量為1.269mm，后擋風窗的變形量為0.308mm，左側門的變形量為0.748mm，右側門的變形量為0.728mm，由此可知駕駛室在加載前后的變形量均低于2mm，符合設計要求。

如圖6 所示，為駕駛室的扭轉剛度曲線。由圖6 可知，車身底部扭轉變形曲線連續(xù)變化，無明顯突變，因此能夠滿足使用要求。

圖6 扭轉剛度曲線

5 結論

根據CAE 方法建立駕駛室有限元模型，對其進行自由模態(tài)分析，得到其前三階固有頻率分別為31.4Hz、37.9Hz 和42.1Hz，處于外界激振頻率范圍之外，因此能夠滿足振動特性要求。通過加載對其進行扭轉剛度分析，其扭轉剛度為0.637MNm2/rad，車身開口最大變形量為1.269mm，扭轉變形曲線無突變，因此符合設計要求。