某汽車白車身靜態(tài)彎曲剛度仿真分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

王克飛，羅明軍

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某汽車白車身靜態(tài)彎曲剛度仿真分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

*王克飛，羅明軍

（奇瑞商用車（安徽）有限公司工程研究院，安徽 蕪湖 241009）

基于某汽車白車身幾何模型，建立其有限元分析模型。提出一種白車身靜態(tài)彎曲剛度解析方法，對(duì)白車身進(jìn)行靜態(tài)彎曲剛度仿真分析，得到白車身關(guān)鍵點(diǎn)的Z向位移變化量，獲取了白車身彎曲變形曲線。同時(shí)結(jié)合靜態(tài)彎曲剛度解析方法，得到白車身靜態(tài)彎曲剛度，并通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行了靜態(tài)彎曲剛度驗(yàn)證。研究結(jié)果表明：白車身靜態(tài)彎曲剛度有限元分析和試驗(yàn)結(jié)果分別為13108.88 N/mm和14421.21 N/mm，相對(duì)誤差為9.10%，有限元分析和試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，可以為工程開(kāi)發(fā)人員提供參考。

白車身；彎曲剛度；仿真；試驗(yàn)

白車身靜態(tài)彎曲剛度是衡量白車身結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性的重要參數(shù)，其對(duì)汽車NVH、操穩(wěn)性及安全性有明顯影響[1]。工程設(shè)計(jì)前期，開(kāi)展白車身靜態(tài)彎曲剛度分析，對(duì)白車身設(shè)計(jì)及優(yōu)化有重要指導(dǎo)意義。

前人在車身彎曲剛度仿真和試驗(yàn)方面做了很多工作。夏國(guó)林[2]通過(guò)白車身有限元模型，分析了某白車身剛度，為該白車身的優(yōu)化和改進(jìn)提供了依據(jù)；王曉楓[3]等通過(guò)有限元仿真，得出白車身彎扭變形曲線，根據(jù)剛度分配情況對(duì)白車身進(jìn)行了輕量化設(shè)計(jì)；王志亮[4]等利用有限元軟件，通過(guò)靈敏度分析方法提出了優(yōu)化方案，實(shí)現(xiàn)了白車身的減重；梅玉林[5]等應(yīng)用經(jīng)典靜剛度分析方法對(duì)某轎車車身進(jìn)行了彎扭剛度測(cè)試，通過(guò)對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的處理，將車身彎扭剛度等效為變截面梁剛度；邵建旺[6]等通過(guò)建立的白車身剛度試驗(yàn)測(cè)量系統(tǒng)，對(duì)某白車身彎扭剛度進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試，驗(yàn)證了該白車身剛度測(cè)試系統(tǒng)和測(cè)試方法重復(fù)性較好。

本文在前人研究成果的基礎(chǔ)上，提出一種白車身靜態(tài)彎曲剛度解析方法，采用有限元方法對(duì)某白車身靜態(tài)彎曲剛度進(jìn)行了仿真分析，獲得了白車身彎曲變形曲線和靜態(tài)彎曲剛度，并利用白車身臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證。該方法可以為同類白車身開(kāi)發(fā)和改型提供參考。

1　車身整體彎曲剛度計(jì)算方法

車身彎曲剛度的計(jì)算方法為：按照試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)對(duì)車身進(jìn)行加載，獲得車身縱梁上測(cè)量點(diǎn)Z向位移變化量（以下稱ΔZ）后，首先要對(duì)左右縱梁測(cè)量點(diǎn)ΔZ進(jìn)行平均處理，然后再對(duì)約束點(diǎn)ΔZ進(jìn)行插值處理，最后再消除約束點(diǎn)局部變形對(duì)彎曲剛度的影響。其中，左右縱梁測(cè)量點(diǎn)ΔZ平均處理后的計(jì)算公式：

式中，D、D、D分別為平均處理后及左、右縱梁上測(cè)量點(diǎn)Z向位移。

前、后約束點(diǎn)插值位移計(jì)算公式：

去除約束點(diǎn)變形，消除對(duì)整體彎曲剛度的影響，調(diào)整后的測(cè)量點(diǎn)位移計(jì)算公式為：

車身整體彎曲剛度計(jì)算公式：

2　車身有限元模型的建立

2.1　網(wǎng)格劃分及模型連接

白車身幾何模型導(dǎo)入到有限元前處理軟件后，需要進(jìn)行幾何清理，主要消除多余的自由邊、T形邊和重復(fù)面，保證有限元模型的計(jì)算可靠性。車身零部件主要是薄壁鈑金件，通常采取抽取中面處理方式，網(wǎng)格劃分通常從形狀較復(fù)雜的面開(kāi)始劃分，關(guān)鍵位置網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化，網(wǎng)格基本尺寸為8×8 mm，共生成1055740個(gè)節(jié)點(diǎn)，1094821個(gè)單元，其中，四邊形單元953579個(gè)，三角形單元47920個(gè)。網(wǎng)格劃分完成后需對(duì)網(wǎng)格質(zhì)量進(jìn)行檢查，網(wǎng)格質(zhì)量要求[7]如表1所示，對(duì)不滿足質(zhì)量要求的網(wǎng)格需要進(jìn)行優(yōu)化。

表1 有限元網(wǎng)格質(zhì)量要求

車身是由零部件通過(guò)連接構(gòu)成，車身連接方式主要有螺栓連接、點(diǎn)焊、縫焊和粘膠等方式，有限元模型中分別采用BAR2、acm、RBE2和adhesives等單元模擬車身的連接。建立的白車身有限元模型如圖1所示。

圖1 白車身有限元模型

2.2 材料參數(shù)和單元屬性

材料本構(gòu)模型是有限元分析中重要的計(jì)算參數(shù)，其對(duì)計(jì)算結(jié)果有重要影響。通常采用材料拉伸試驗(yàn)獲得材料的工程應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系，工程應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系還要通過(guò)相應(yīng)轉(zhuǎn)換得到真實(shí)的應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系。通用的轉(zhuǎn)換公式[8]為

工程應(yīng)力應(yīng)變曲線與真實(shí)應(yīng)力應(yīng)變對(duì)比曲線如圖2所示。由圖2可以看出，在彈性階段，真實(shí)應(yīng)力和工程應(yīng)力基本相同；在塑性階段真實(shí)應(yīng)力大于工程應(yīng)力。

圖2 工程與真實(shí)應(yīng)力應(yīng)變曲線

根據(jù)材料拉伸試驗(yàn)建立了車身材料數(shù)據(jù)庫(kù)，將材料參數(shù)賦予對(duì)應(yīng)的零部件。另外，還需根據(jù)車身不同單元類型賦予相應(yīng)的單元屬性，通過(guò)單元類型卡片進(jìn)行定義。

2.3 邊界條件

約束方法：約束前左、前右減振器座Y、Z方向的平動(dòng)自由度和后左、后右彈簧座X、Y、Z方向的平動(dòng)自由度；

加載方法：在通過(guò)駕駛員座椅位于座椅導(dǎo)軌中間位置時(shí)H點(diǎn)的YOZ平面與門檻相交的位置分別施加垂直向下的載荷，載荷大小為F=1500 N，有限元仿真邊界條件如圖3所示。

圖3 有限元仿真邊界條件

3 車身彎曲剛度仿真結(jié)果及分析

將建立的有限元仿真模型，提交求解器計(jì)算，得到在彎曲載荷下白車身Z向位移變化云圖，如圖4所示。

由圖4可知，在彎曲載荷作用下，白車身前部向上翹起，位移變化量為正值，最大位移變化量為0.109 mm，位于前保險(xiǎn)杠橫梁處；白車身加載位置附近和后部向下彎曲，位移變化量為負(fù)值，最大位移變化量為-0.410 mm，位于加載位置附近和白車身后部；前減振器和后彈簧座約束點(diǎn)略向下移動(dòng)，位移變化量很小。

圖4 彎曲載荷下白車身Z向位移變化云圖

在縱梁上合理布置59個(gè)位移測(cè)量點(diǎn)，在后處理器中提取各測(cè)量點(diǎn)的ΔZ，在Matlab軟件中繪制出各測(cè)量點(diǎn)的ΔZ隨各測(cè)量點(diǎn)X向坐標(biāo)值變化的曲線，如圖5所示。

由圖5可知，在彎曲載荷作用下，左右縱梁ΔZ變化情況基本相同，均在加載點(diǎn)附近最大，前后約束點(diǎn)位置最小。且從前約束點(diǎn)至車身前端和從前約束點(diǎn)至加載點(diǎn)，左右縱梁ΔZ逐漸增大；從后約束點(diǎn)至車身后端和從后約束點(diǎn)至加載點(diǎn)，左右縱梁ΔZ逐漸增大。另外，在后彈簧座附近ΔZ有微小突變幅度，這與車身后部結(jié)構(gòu)及約束有關(guān)。

圖5 左右縱梁ΔZ隨X向坐標(biāo)值變化曲線

選取左右縱梁上距離前、后約束點(diǎn)前100 mm和后100 mm處的位移測(cè)量點(diǎn)進(jìn)行線性插值，利用Matlab軟件，對(duì)式(1)～(5)計(jì)算公式進(jìn)行編程求解，得出車身整體彎曲剛度，如表2所示。由表2可知，左縱梁前、后約束點(diǎn)插值位移和去除約束影響修正的測(cè)量點(diǎn)位移變化量分別為-0.049 mm、-0.047 mm和-0.230 mm；右縱梁前、后約束點(diǎn)插值位移和去除約束影響修正的測(cè)量點(diǎn)位移變化量分別為-0.050 mm、-0.045 mm和-0.228 mm；車身整體彎曲剛度為13108.88 N/m。

表2 車身彎曲剛度

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

車身彎曲剛度試驗(yàn)設(shè)備由車身靜態(tài)剛度試驗(yàn)臺(tái)、約束系統(tǒng)、加載系統(tǒng)和測(cè)量系統(tǒng)組成。約束系統(tǒng)包括活動(dòng)鉸鏈和固定鉸鏈，加載系統(tǒng)包括兩個(gè)液壓加載裝置，測(cè)量系統(tǒng)包括位移傳感器、位移顯示儀和百分表。

按照2.3節(jié)中約束方法和加載方法進(jìn)行白車身彎曲剛度試驗(yàn)，如圖6所示。前左、前右減振器座采用活動(dòng)鉸鏈固定，后左、后右彈簧座采用固定鉸鏈固定；采用兩個(gè)液壓加載裝置對(duì)在通過(guò)駕駛員座椅位于座椅導(dǎo)軌中間位置時(shí)H點(diǎn)的YOZ平面與門檻相交的位置施加沿Z軸負(fù)向的載荷，載荷大小為1500 N，載荷按分級(jí)方式進(jìn)行加載。選取車身左右縱梁上共32個(gè)位移測(cè)量點(diǎn)，通過(guò)百分表測(cè)量和位移顯示儀獲取測(cè)量點(diǎn)的位移，測(cè)量點(diǎn)ΔZ有限元仿真與試驗(yàn)對(duì)比曲線如圖7所示。

由圖7可知，車身縱梁位移變化試驗(yàn)結(jié)果與有限元仿真結(jié)果基本一致，曲線局部彎曲程度不同是由加載方式和測(cè)量點(diǎn)分布不同造成的。

根據(jù)文中車身彎曲剛度計(jì)算方法，并消除約束點(diǎn)彎曲變形的影響，得出車身整體彎曲剛度的試驗(yàn)值為14421.21 N/m，有限元分析值13108.88 N/m與實(shí)驗(yàn)值誤差為9.10%，小于可接受誤差范圍10%，驗(yàn)證了有限元分析的有效性。

圖6 車身彎曲剛度試驗(yàn)

圖7 縱梁測(cè)量點(diǎn)ΔZ仿真與試驗(yàn)對(duì)比曲線

5 結(jié)論

采用有限元方法研究了某汽車白車身靜態(tài)彎曲剛度，并通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證，得到下述結(jié)論：

1）左右縱梁向位移變化情況基本相同，均在加載點(diǎn)附近最大，前后約束點(diǎn)位置最小。且從前約束點(diǎn)至車身前端和從前約束點(diǎn)至加載點(diǎn)，左右縱梁Z向位移逐漸增大；從后約束點(diǎn)至車身后端和從后約束點(diǎn)至加載點(diǎn)，左右縱梁Z向位移逐漸增大；

2）車身整體彎曲剛度有限元分析和試驗(yàn)結(jié)果分別為13108.88 N/m和14421.21 N/m，誤差9.10%，小于可接受誤差范圍10%，有限元分析結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果基本吻合；

3）較高的車身彎曲剛度可以獲得更好的整車可靠性，車身彎曲剛度的目標(biāo)設(shè)定需兼顧車身NVH和操穩(wěn)性要求以及輕量化的性價(jià)比。

[1] 殷良艷,郭健忠,楊二衛(wèi). 白車身模態(tài)與靜剛度關(guān)聯(lián)性的研究—扭轉(zhuǎn)[J].公路與汽運(yùn),2013(6):1-5.

[2] 夏國(guó)林.轎車白車身靜剛度分析[J].汽車科技,2008(03):25-28.

[3] 王曉楓,任康. 轎車白車身剛度分析及輕量化設(shè)計(jì)研究[J].現(xiàn)代制造工程,2014(01):42-44,101.

[4] 王志亮,劉波,馬莎莎,等. 基于彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度的白車身優(yōu)化分析[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù),2008(8):1021-1024.

[5] 梅玉林,陳康陽(yáng),張健,等.車身彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度試驗(yàn)研究[J].實(shí)驗(yàn)室科學(xué),2016,19(2):20-24+27.

[6] 邵建旺,彭為,靳曉雄,等. SUV白車身靜態(tài)剛度試驗(yàn)研究[J].汽車技術(shù),2009(04):41-44.

[7] 李海峰,吳冀川,劉建波,等. 有限元網(wǎng)格剖分與網(wǎng)格質(zhì)量判定標(biāo)準(zhǔn)[J].中國(guó)機(jī)械工程,2012,23(3):368-377.

[8] 胡志遠(yuǎn),曾必強(qiáng),謝書(shū)港. 基于LS-DYNA和Hyper Works的汽車安全仿真與分析[M].北京:清華大學(xué)出版社,2011.

STATIC BENDING STIFFNESS SIMULATION AND TEST VERIFICATION OF AN AUTOMOBILE BODY IN WHITE

*WANG Ke-fei，LUO Ming-jun

(Engineering Research Institute, Chery Commercial Vehicle (Anhui) Co.Ltd, Wuhu,Anhui 241009,China)

Based on a car's body in white geometric model, the finite element analysis model was established. An analytical method for static bending stiffness of body in white is proposed to simulate static bending stiffness of white body. The Z-direction displacement change of the key points of the body-in-white was obtained and the bending curve of the body-in-white was acquired.Simultaneously, combined with static bending stiffness analysis method, the static bending stiffness of the body in white is gained, and the static bending stiffness is verified through the test. The results show that the finite element analysis and test results of static bending stiffness of body in white are 13108.88 N/mm and 14421.21 N/mm, the relative error is 9.10%. The finite element analysis and test results are basically consistent, which can provide reference for the project developer.

body in white; bending stiffness; simulation; test

1674-8085(2018)04-0060-05

U463.82+1

A

10.3969/j.issn.1674-8085.2018.04.010

2018-02-29；

2018-04-26

*王克飛（1986-），男，安徽亳州人，碩士，主要從事汽車?yán)碚撆c工程應(yīng)用、有限元仿真技術(shù)研究(E-mail:wangkefei37@126.com);

羅明軍（1980-），男，江西吉安人，博士，主要從事汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)優(yōu)化方法研究(E-mail:lmjlmh2008@163.com).