一種基于虛擬材料參數(shù)的車身剛度匹配設(shè)計(jì)方法

袁 正,范康寧,那景新,馮 慧,蘆 帥

(1.煙臺(tái)大學(xué)機(jī)電汽車工程學(xué)院,山東 煙臺(tái) 264005;2.煙臺(tái)大學(xué)建筑學(xué)院,山東 煙臺(tái) 264005;3.吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,吉林 長春 130022)

近年來,客車車身的結(jié)構(gòu)形式已經(jīng)逐步完成了由非承載式向全承載式的結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)變[1-2]．與非承載式車身相比,承載式車身不再設(shè)計(jì)獨(dú)立的車架結(jié)構(gòu),車身整體由較小截面尺寸的鋼管拼焊而成,構(gòu)成了一個(gè)大型的空間超靜定結(jié)構(gòu)[3-4]．然而,當(dāng)下針對承載式客車車身的開發(fā)設(shè)計(jì)還是大都采用與非承載式車身設(shè)計(jì)相類似的傳統(tǒng)方法,且這些方法無法完全適應(yīng)承載式客車車身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),仍存在一定的改進(jìn)空間．

靜態(tài)剛度是評價(jià)車身承載性能的一項(xiàng)重要指標(biāo)[5-7]．以靜態(tài)剛度為優(yōu)化目標(biāo)的車身設(shè)計(jì)方法已經(jīng)獲得了深入研究[8-12]．在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面,客車車身需要在右側(cè)布置乘客門,從而降低了該側(cè)車身的承載能力,這將對整車性能產(chǎn)生不利影響．課題組研究發(fā)現(xiàn):當(dāng)客車左右側(cè)的彎曲剛度之比接近載荷分布之比時(shí),車身各項(xiàng)主要性能將有明顯提升．基于這一結(jié)論,本文結(jié)合車身左右側(cè)性能互補(bǔ)的設(shè)計(jì)思想,初步提出一種基于虛擬材料參數(shù)的車身剛度匹配設(shè)計(jì)方法．

1 建模與仿真

在開發(fā)新車型的過程中,設(shè)計(jì)者首先要根據(jù)產(chǎn)品的市場定位與功能需求確定車身的硬點(diǎn)尺寸參數(shù),并據(jù)此建立車身整體的粗略線框模型,如圖1．

在此基礎(chǔ)上,參考其他現(xiàn)有車型的設(shè)計(jì)方案對其進(jìn)行細(xì)化處理(包括截面尺寸設(shè)計(jì)、桿件的布置形式優(yōu)化以及承載局部的強(qiáng)化設(shè)計(jì)等),并建立車身初始方案的CAE模型(參見圖2)．車身材料的各項(xiàng)參數(shù)如表1．

圖2 車身初始結(jié)構(gòu)的仿真模型Fig.2 Finite element model of the initial body structure

表1 材料參數(shù)Tab.1 Material parameters

通過仿真分析,計(jì)算獲得車身初始方案的各項(xiàng)主要性能參數(shù)(包括靜態(tài)剛度、低階自由模態(tài)頻率以及車身在各種典型工況下的最高應(yīng)力等)．

靜態(tài)剛度包括車身彎曲剛度與扭轉(zhuǎn)剛度,其中,彎曲剛度計(jì)算的邊界條件如圖3,扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算的邊界條件如圖4．

圖3 車身彎曲剛度計(jì)算的邊界條件Fig.3 The bending case of the bus body

圖4 車身扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算的邊界條件Fig.4 The torsional case of the bus body

計(jì)算獲得車身初始方案的彎曲剛度Kw=1.20×107N·m·rad-1、扭轉(zhuǎn)剛度KT=5.26×105N·m·rad-1．

低階自由模態(tài)主要包括一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)和一階垂向彎曲模態(tài),分析時(shí)不施加任何邊界條件．如圖5、圖6,分別為車身初始方案的一階扭轉(zhuǎn)振型與一階垂向彎曲振型圖,其頻率值分別為8.24 Hz與19.02 Hz．

圖5 一階扭轉(zhuǎn)振型Fig.5 First order torsional vibration mode

圖6 一階垂向彎曲振型Fig.6 First order vertical bending vibration mode

車身強(qiáng)度分析主要計(jì)算的是車身在滿載彎曲以及左、右前輪單輪懸空3種危險(xiǎn)工況下的最高應(yīng)力．3種工況下的邊界條件分別如圖7、圖8、圖9,通過計(jì)算得到車身初始方案在3種工況下的最高應(yīng)力為487 MPa(最高應(yīng)力位置參見圖10)．

圖7 滿載彎曲工況下的邊界條件Fig.7 The case under full load bending conditions

圖8 左前輪單輪懸空工況下的邊界條件Fig.8 The case of left front wheel suspended

圖9 右前輪單輪懸空工況下的邊界條件Fig.9 The case of right front wheel suspended

圖10 車身結(jié)構(gòu)應(yīng)力云Fig.10 Stress cloud of the body structure

為了驗(yàn)證建模方法的正確性,本文對車身骨架進(jìn)行了靜態(tài)強(qiáng)度試驗(yàn),試驗(yàn)現(xiàn)場如圖11．根據(jù)試驗(yàn)車輛的結(jié)構(gòu)方案建立有限元模型,如圖12,共包含梁單元10 157個(gè),殼單元50 490個(gè)．考慮到梁單元本身與實(shí)際結(jié)構(gòu)在剛度特性上存在差別,因而對仿真模型進(jìn)行修正處理[13]．仿真與試驗(yàn)結(jié)果對比如圖13:各測點(diǎn)的最大誤差為14.71%,平均誤差為9.2%,滿足誤差要求,從而驗(yàn)證了本文建模方法的正確性．

圖11 測試現(xiàn)場Fig.11 Test site

圖12 客車車身有限元仿真模型Fig.12 Finite element model of bus body structure

圖13 測點(diǎn)應(yīng)力比較Fig.13 Stress data obtained from test and simulation

2 車身彎曲剛度匹配設(shè)計(jì)

2.1 車身局部模塊的剛度貢獻(xiàn)度

使車身各局部模塊剛度同時(shí)發(fā)生相同比例λ的微小改變:ΔK(i)=λK(i)|i=1,2,3,…,n,此時(shí)有

針對小變形的車身而言,其靜態(tài)剛度與楊氏模量存在正比關(guān)系．通過改變各局部模塊中材料的虛擬參數(shù)(楊氏模量),對各局部模塊剛度進(jìn)行等比例調(diào)整:令模塊i中材料的楊氏模量增加λ倍,此時(shí)有ΔK(i)=λK(i)．

考慮到各局部模塊之間的耦合關(guān)系以及數(shù)值計(jì)算中存在舍入誤差(λ取值過小會(huì)導(dǎo)致舍入誤差的比重增加),為保證車身各局部剛度的貢獻(xiàn)度之和在95%～105%,經(jīng)計(jì)算驗(yàn)證,本文將λ設(shè)定為1%．

當(dāng)局部模塊i的剛度改變?chǔ)(i)時(shí),令ΔK(i)=λK(i),此時(shí)車身整體剛度的改變量為ΔKi;當(dāng)λ→0時(shí),則有ΔKi→ΔK(i),此時(shí)令Ri=ΔKi/ΔK,則有

本文將λ→0時(shí)的Ri定義為車身局部模塊i對整車剛度的貢獻(xiàn)度,其計(jì)算公式為

2.2 車身單側(cè)結(jié)構(gòu)的彎曲剛度計(jì)算與匹配設(shè)計(jì)

將車身整體沿側(cè)向分解為左右2個(gè)模塊(圖14),分別將兩側(cè)結(jié)構(gòu)的楊氏模量提高1%,并計(jì)算獲得調(diào)整后的車身彎曲剛度(表2)．

由貢獻(xiàn)度之比可知:車身左側(cè)結(jié)構(gòu)的彎曲剛度貢獻(xiàn)度大于右側(cè)結(jié)構(gòu),為使車身左右側(cè)的抗彎特性與載荷分布相匹配(該車型左右側(cè)的載荷之比近似于1∶1),需要對車身右側(cè)結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng),并適當(dāng)減弱左側(cè)結(jié)構(gòu)．

圖14 車身左右兩側(cè)的模塊分解Fig.14 The module decomposition of the left and right sides of the body

表2 調(diào)整后的車身彎曲剛度Tab.2 The adjusted body bending stiffness N·m·rad-1

主要修改如下:

(1)側(cè)圍:減少左側(cè)圍第四與第五側(cè)窗立柱之間的斜撐數(shù)量與截面尺寸．

(2)底架:增加右側(cè)油箱艙橫向斷面的斜撐數(shù)量并改變其布置形式;在右側(cè)底架的踏步模塊及衛(wèi)生間內(nèi)側(cè)增設(shè)斜撐;去掉行李艙第二斷面左側(cè)位置的斜撐．

如圖15,為修改后的車身結(jié)構(gòu)方案．重新計(jì)算車身左右側(cè)彎曲剛度之比,并對比匹配前后車身各項(xiàng)主要性能的變化情況(表3)．

圖15 匹配設(shè)計(jì)后的車身結(jié)構(gòu)方案Fig.15 Matching optimized body structure

表3 匹配前后的車身各項(xiàng)性能Tab.3 The performance of the body before and after matching

由數(shù)據(jù)對比可知,通過剛度匹配設(shè)計(jì)可以使車身的各項(xiàng)主要性能得到有效提升．

3 流程總結(jié)

本文以某待開發(fā)車型為載體,對其初始方案進(jìn)行了左右側(cè)彎曲剛度的匹配設(shè)計(jì),并根據(jù)匹配前后的性能對比驗(yàn)證了該方法的有效性,現(xiàn)將設(shè)計(jì)流程總結(jié)如下:

(1) 根據(jù)車型的硬點(diǎn)尺寸參數(shù)建立車身結(jié)構(gòu)的初始方案模型,統(tǒng)計(jì)主要載荷的分布情況,并計(jì)算獲得整車的彎曲剛度Kw;

(2) 將車身整體沿側(cè)向分解為左右2個(gè)模塊,分別將車身左右兩側(cè)材料的楊氏模量提高1%,并計(jì)算調(diào)整后的車身彎曲剛度Kwl、Kwr;

(4)對車身底架與側(cè)圍中的關(guān)鍵局部進(jìn)行剛度匹配設(shè)計(jì),使車身左右兩側(cè)的彎曲剛度貢獻(xiàn)度之比趨近與左右側(cè)載荷分布之比．

4 結(jié) 語

提出了一種基于虛擬材料參數(shù)的車身剛度匹配設(shè)計(jì)方法,并以某待開發(fā)車型為載體,對該方法進(jìn)行了深入研究．采用本文方法可以快速獲得車身左右兩側(cè)剛度性能的分布情況,再基于性能互補(bǔ)設(shè)計(jì)思想對車身左右兩側(cè)桿件的截面尺寸與布置形式進(jìn)行優(yōu)化,對車身整體進(jìn)行剛度匹配設(shè)計(jì)．通過對比匹配前后車身的各項(xiàng)性能,驗(yàn)證了本文方法的有效性,并對其設(shè)計(jì)流程進(jìn)行了總結(jié)．本文的設(shè)計(jì)方法可以指導(dǎo)設(shè)計(jì)者在車型開發(fā)的初期階段對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行主動(dòng)的剛度匹配設(shè)計(jì),對提升車身結(jié)構(gòu)的各項(xiàng)性能與縮短研發(fā)周期具有重要意義本文僅針對車身結(jié)構(gòu)的彎曲剛度匹配進(jìn)行了深入研究,針對車身扭轉(zhuǎn)剛度、側(cè)向剛度等的研究還需在今后的工作中展開．