馬倩昀， 馮國勝， 賈素梅， 李書利， 靳 豹

(1.石家莊鐵道大學 機械工程學院，河北 石家莊 050043; 2.長城汽車股份有限公司,河北 保定 071000)

隨著汽車技術的不斷更新和發(fā)展，顧客對汽車各方面安全性能的關注和需求越來越高[1]。而白車身作為整車車身結構設計的基礎，其剛度高低是考察這些性能及品質的重要指標[2]。汽車在行使中倘若白車身剛度不足會引起車身變形量過大，造成門窗關閉不嚴、門鎖形變、車門卡死以及玻璃破碎等現(xiàn)象，使得整個車身密封性變差，從而進一步影響車輛聲學品質；另一方面如車身剛度設計不合理，當受到外界激勵沖擊時，可能導致模態(tài)頻率與外界激勵頻率重合，發(fā)生共振，影響整車動態(tài)性能[3]。純電動汽車彎曲剛度主要受車身下體結構變動(布置電池)的影響[4]，為此對純電動汽車的彎曲剛度進行有限元計算分析。

選取左右前懸彈簧上支點、后方左右懸彈簧上支點作為約束點，選取前后左右座椅位置作為載荷加載點，首先在白車身有限元模型的基礎上分別進行約束和力的施加，然后求解白車身彎曲剛度數(shù)值，最后選取門檻梁、前段縱梁和后段縱梁作為此次評價剛度結果的測量點進行彎曲剛度結果分析。

1 白車身彎曲剛度分析

進行白車身彎曲剛度計算時，可以將車身結構簡化成如圖1所示的均勻簡支梁，在梁任意位置處施加集中的作用力F，通過彎曲剛度和垂向彎曲變形量關系式，求解彎曲剛度值。

圖1 彎曲剛度簡化圖

白車身彎曲剛度計算公式為[5-7]

(1)

式中，EI為彎曲剛度；F為施加在簡支梁上的集中力；Z為垂向撓度；L為車身前后約束點距離；a、b分別為加載前約束點和后約束點到加載點的位置；x為測量點到前約束點的位置。

為方便計算，一般選擇在前后約束中點位置處施加集中載荷，此時

(2)

將式(2)代入式(1)得

(3)

進行彎曲剛度求解時，施加的載荷力并不是單一的，通常彎曲剛度的求解為施加在車身上的總載荷力F與門檻梁或座椅處彎曲變形量的比值。即

(4)

2 白車身彎曲剛度條件的施加

2.1 白車身有限元模型的建立

根據車企提供的白車身幾何模型，通過一系列的中面抽取、幾何清理、網格劃分、材料屬性定義、1D單元連接等前處理操作建立了白車身有限元模型。白車身有限元模型如圖2所示。

圖2 白車身有限元模型

2.2 彎曲剛度約束的施加

對彎曲剛度進行分析時，選取左右前懸彈簧上支點、后方左右懸彈簧上支點作為約束點，載荷加載點選取前后左右座椅位置。如圖3所示為白車身彎曲剛度約束點以及加載點示意圖。

圖3 白車身彎曲剛度約束點以及加載點示意圖

車身彎曲剛度分析時，將其看成一根均勻分布的梁，邊界條件以及載荷施加情況與簡支梁相似，按照實際情況對其進行模擬。前懸與后懸彈簧采用SPC單元類型進行約束模擬，即約束左前懸彈簧X、Y和Z3個方向，約束右前懸彈簧X和Y2個方向，約束左后懸彈簧Y、Z2個方向，約束右后懸彈簧Z方向的平移自由度。

2.3 彎曲剛度載荷力的施加

在座椅安裝點處施加集中載荷，施加位置為前排駕駛員中心點支撐處、副駕駛座位中心支撐處及后排座椅中心點支撐處，故可將其等效為簡支梁進行載荷力的施加。

進行載荷施加時按滿員計算。

成人體重為65 kg，前排座椅質量為12.6 kg，后排座椅質量為19.6 kg，重力加速度為9.8 m/s2，則施加在座椅支撐點處的力為[8]

F1=F2=F3=1.8G

(5)

式中，F(xiàn)1為施加在駕駛員處的集中載荷；F2為施加在副駕駛處的集中載荷；F3為施加在后排座椅處的集中載荷； 1.8為相關系數(shù)；G為載荷重力。

將以上數(shù)據分別代入式(5)中，得到F1=F2=1 368.9 N,F3=3 785.5 N。

設置完畢后白車身彎曲剛度的邊界載荷圖如圖4所示。約束以及集中力設置完成后，進行彎曲載荷部分創(chuàng)建，將約束和彎曲力進行關聯(lián)后求解。

圖4 白車身彎曲剛度的邊界載荷圖

3 彎曲剛度結果計算

彎曲剛度求解時，彎曲變形量位置為加載點在車身縱梁處的投影。投影在左縱梁處的節(jié)點編號為36891，投影在右縱梁處的節(jié)點編號為33978。位移變形量如圖5所示。彎曲變形量為節(jié)點36891和節(jié)點33978在垂直方向的位移平均值，則彎曲變形量為

圖5 彎曲剛度位移變形圖

(6)

式中，δ為彎曲變形；d1、d2分別為左右兩側縱梁處Z向位移。

由圖5可知，由于車輛屬于左右對稱，因此在彎曲狀態(tài)下計算出的在Z軸處左右2個方向的形變量基本相同。單元節(jié)點36891處Z向位移d=-0.530 mm，單元節(jié)點33978處的Z向位移d=-0.535 mm，通過式(6)計算得到δ=0.532 5 mm，將δ值代入公式(4)進行求解，得到車身彎曲剛度值12 250 N/mm，大于車企提供的彎曲剛度目標值9 500 N/mm，滿足設計要求。

4 白車身彎曲剛度結果分析

選取白車身門檻梁、前段縱梁和后段縱梁作為此次評價剛度結果的測量點，間距為0～200 mm。因汽車結構左右對稱，進行測量點選取時，選取一側進行標點，另一側采取對稱方式選取，但由于網格并非對稱，對稱后還需對節(jié)點單元進行調整，選取完畢后測量點如圖6所示。

圖6 白車身剛度測量點

提交計算可得汽車車身結構在彎曲工況下觀測點Z軸處的位移變形量，根據觀測點處的彎曲位移變形量的數(shù)據可繪制出汽車車身彎曲位移變化曲線，如圖7所示。

圖7 白車身彎曲位移變化圖

由圖7可知，縱梁變形曲線和門檻梁變形曲線走勢平穩(wěn)線型光滑連續(xù)，并無任何突變和抖動現(xiàn)象，說明白車身彎曲剛度分布合理，滿足實際要求。當左右縱梁或左右門檻梁曲線應完全重合時更能說明彎曲剛度分布狀態(tài)。通過觀察發(fā)現(xiàn)，彎曲剛度左右縱梁位移形變曲線或左右門檻梁位移形變曲線兩兩并非完全重合，是由于在有限元處理時網格劃分不對稱導致，與理想狀態(tài)發(fā)生偏差，使得左右兩端單元節(jié)點發(fā)生偏移，施加在節(jié)點處的載荷力因此也不對稱，從而產生的位移變形不同。

5 結論

在建立的白車身有限元模型基礎上，基于彎曲剛度理論基礎分別對白車身約束設置和載荷的施加進行了詳細介紹，并對白車身彎曲剛度進行求解計算，得到白車身彎曲剛度。結果表明，彎曲剛度值大于車企提供的目標值9 500 N/mm；最后進行白車身剛度結果分析，選取左右縱梁和左右門檻梁為觀測點，得到彎曲剛度位移變形曲線，彎曲剛度位移變形曲線平穩(wěn)光滑，不存在突變抖動現(xiàn)象，曲線變化連續(xù)一致，從而可以說明白車身剛度分布的合理性。該仿真為車身的改進設計提供了重要參考。