包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)CAE分析

謝義杰

(柳州工學(xué)院,廣西 柳州 545006)

通過查閱文獻(xiàn)資料、與車企研發(fā)人員交流發(fā)現(xiàn),目前在車身結(jié)構(gòu)CAE分析領(lǐng)域(如強(qiáng)度分析、剛度分析、模態(tài)分析),其車身結(jié)構(gòu)有限元模型仍是大多不包含懸架系統(tǒng),主要原因是懸架系統(tǒng)的復(fù)雜性難以解決。而MPC(multi-point constraints,多點(diǎn)約束)技術(shù)的應(yīng)用則可解決這個(gè)難題。通過MPC技術(shù)將運(yùn)動(dòng)復(fù)雜的懸架系統(tǒng)整合到車身結(jié)構(gòu)有限元模型中,從而實(shí)現(xiàn)僅用一款CAE軟件就能夠?qū)φ囘M(jìn)行強(qiáng)度、剛度分析以及自由、約束模態(tài)分析。這種方法不僅使得力學(xué)模型更加接近實(shí)際情況,提高計(jì)算精度,而且能夠解決現(xiàn)行分析方案的局限性并簡化復(fù)雜的流程。

本文以某客車車身為例,應(yīng)用HyperWorks軟件,先通過MPC技術(shù)將運(yùn)動(dòng)復(fù)雜的懸架系統(tǒng)整合到車身結(jié)構(gòu)有限元模型中,然后進(jìn)行仿真分析,最后采用現(xiàn)行的分析方案(車身結(jié)構(gòu)忽略懸架系統(tǒng))與包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)CAE技術(shù)方案進(jìn)行分析對(duì)比,并加以驗(yàn)證。

1 包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)有限元模型

總結(jié)分析國內(nèi)外研究現(xiàn)狀,目前車輛結(jié)構(gòu)有限元仿真分析(強(qiáng)度、剛度、模態(tài))中忽略了對(duì)懸架系統(tǒng)的模擬[1-13],其計(jì)算過程、方法及計(jì)算精度等仍存在一定的改進(jìn)空間。而且日本自動(dòng)車技術(shù)會(huì)編寫的《汽車工程手冊(cè)》中明確要求車輛的強(qiáng)度、剛度的有限元計(jì)算需帶有懸架系統(tǒng)。在有限元分析中,MPC定義的是節(jié)點(diǎn)自由度的耦合關(guān)系,從而實(shí)現(xiàn)不同單元間的載荷傳遞。

1.1 MPC技術(shù)主要內(nèi)容

1) 利用有限元HyperWorks軟件庫中的特殊單元,如梁單元、彈簧單元、rbe2單元等1D單元,建立懸架系統(tǒng)的有限元模型。

2) 在有限元軟件中進(jìn)行局部坐標(biāo)系下各種鉸鏈機(jī)構(gòu)的模擬。

3) 將車身有限元模型與懸架系統(tǒng)有限元模型整合成整車有限元模型。

4) 添加載荷及邊界條件,然后計(jì)算“包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)有限元模型”并得出結(jié)果。

1.2 應(yīng)用MPC技術(shù)建立懸架有限元模型

本文客車前懸為雙擺臂結(jié)構(gòu),其有限元模型如圖1所示。構(gòu)建懸架有限元模型時(shí),需注意以下幾點(diǎn)技術(shù)要求。

圖1 前懸架有限元模型

1) 擺臂、穩(wěn)定桿以及扭桿都采用圓形截面的梁單元模擬,有利于提取各桿件內(nèi)力。

2) 各桿件連接位置采用相對(duì)應(yīng)的鉸鏈連接,鉸鏈單元為RBE2(2個(gè)節(jié)點(diǎn)重合);由于擺臂端部主鉸鏈的轉(zhuǎn)動(dòng)軸和整體坐標(biāo)系方向不一致,所以需要建立局部坐標(biāo)系,并將鉸鏈單元的節(jié)點(diǎn)分配給該局部坐標(biāo)系。模擬柱鉸鏈需放開相應(yīng)方向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度,模擬球鉸鏈需放開3個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。

3) 主銷和輪胎連接位置采用彈簧單元模擬。

后懸架采用鋼板彈簧結(jié)構(gòu),其有限元模型如圖2所示。彈性部分用bush彈簧單元模擬,彈簧單元上端采用RBE2模擬板簧定位于車架的安裝孔上,彈簧單元下端采用梁單元連接到用RBE2模擬的車橋上,并且放開繞Y軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度,RBE2下端采用SPC(single-point constraints,單點(diǎn)約束)模擬地面約束。

圖2 后懸架有限元模型

1.3 包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)有限元模型

為保證較高的計(jì)算精度,建立的車身有限元模型必須如實(shí)反映車身實(shí)際結(jié)構(gòu)的重要力學(xué)特性。通過上述MPC技術(shù)方法建立懸架系統(tǒng)模型后,將其與車身有限元模型進(jìn)行整合,最終如圖3所示。

為保證較高的計(jì)算精度,選用四邊形板殼單元對(duì)車身結(jié)構(gòu)鈑金件進(jìn)行離散,達(dá)到百萬級(jí)別單元數(shù)量(2 042 489個(gè)),單元平均尺寸為7 mm。不同焊接方式采用相應(yīng)的reb2、acm單元,車身側(cè)圍結(jié)構(gòu)膠采用adhesives單元,懸架系統(tǒng)如1.2、1.3節(jié)所述。

1.4 載荷及邊界條件

載荷分為車身結(jié)構(gòu)自重、非結(jié)構(gòu)自重(內(nèi)飾、座椅等)、乘員、設(shè)備重量、行李等,不同工況施加的載荷形式有所不同。在有限元軟件中,根據(jù)載荷邊界類型分為集中力載荷和點(diǎn)質(zhì)量載荷2種形式進(jìn)行加載。通過MPC技術(shù)建立懸架系統(tǒng)后,在懸架與輪胎連接位置定義與實(shí)際路況相符合的約束或強(qiáng)迫位移。

2 包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)CAE分析

2.1 強(qiáng)度分析

不同的工況分析根據(jù)實(shí)際載荷邊界條件進(jìn)行處理即可,本文以常見的彎曲工況為例,邊界條件如圖4所示。采用SPC進(jìn)行模擬,彎曲工況約束條件左右側(cè)相同,其中1、2、3代表移動(dòng)自由度,4、5、6代表轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。

圖4 彎曲工況邊界條件

車身結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布結(jié)果如圖5所示,由于焊接區(qū)域材料性能會(huì)發(fā)生改變,剛性單元及約束也會(huì)導(dǎo)致應(yīng)力集中的現(xiàn)象,所以主要分析非焊接區(qū)域的應(yīng)力情況。最大等效應(yīng)力為282.2 MPa,位于車身下方扭簧安裝座區(qū)域,已經(jīng)超出對(duì)應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度,再加上動(dòng)載系數(shù)及安全系數(shù)的因素、結(jié)構(gòu)的疲勞極限,其強(qiáng)度性能不滿足要求,須更換材料或者實(shí)施其他改進(jìn)措施。

圖5 彎曲工況應(yīng)力云圖(Value filter≤60)

2.2 剛度分析

與強(qiáng)度分析的計(jì)算模型、邊界條件一致,本文同樣以彎曲剛度分析為例,彎曲剛度可用車身在垂直載荷作用下產(chǎn)生的撓度大小來描述。在分析模型中采用對(duì)結(jié)構(gòu)分析無影響的1D單元plot進(jìn)行標(biāo)記、測(cè)量擾度變形,通過有限元軟件后處理HyperView統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)即可。車身支撐點(diǎn)之間的兩側(cè)縱梁擾度值測(cè)量統(tǒng)計(jì)如圖6所示。

圖6 縱梁擾度值測(cè)量統(tǒng)計(jì)

車身整體彎曲剛度K可用車身在垂直載荷作用下產(chǎn)生的撓度大小來描述,可表示為

(1)

式中：F為施加在車身支撐點(diǎn)之間的等效垂向載荷,為13.35 kN;Zmax為車身支撐點(diǎn)之間的兩側(cè)縱梁擾度最大值的平均值,為0.869 mm。由此計(jì)算得出彎曲剛度為15.37 kN/mm。

2.3 模態(tài)分析

模態(tài)分析同強(qiáng)度剛度分析的有限元模型一致,同樣是包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)。不設(shè)置任何載荷和約束,即自由模態(tài)[10-14];設(shè)置載荷及邊界條件,即約束模態(tài),其載荷是以質(zhì)量形式定義,在懸架與輪胎連接位置定義全約束。

眾所周知,自由模態(tài)前6階為剛體位移,模態(tài)頻率為0。而約束模態(tài)計(jì)算取得的前6階頻率不為0,前6階頻率的振型是懸架系統(tǒng)及其約束條件所決定的車身振型,本文以約束模態(tài)第4階(圖7)為例,模態(tài)頻率為1.34 Hz,與道路行駛過程中路面激勵(lì)頻率(1～3 Hz之間)重合,存在共振隱患。

圖7 約束模態(tài)第4階

3 技術(shù)方案分析驗(yàn)證

為驗(yàn)證MPC技術(shù)應(yīng)用到懸架系統(tǒng)的有效性及可靠性,采用不同的技術(shù)方案、不同的計(jì)算方法進(jìn)行車身結(jié)構(gòu)有限元分析,然后對(duì)2種方案的結(jié)果進(jìn)行比較。

第一種技術(shù)方案：采用現(xiàn)行的分析方案,車身結(jié)構(gòu)忽略懸架系統(tǒng)[1-13];第二種技術(shù)方案：通過有限元MPC技術(shù),在有限元軟件的局部坐標(biāo)系下建立各種鉸鏈機(jī)構(gòu)模型,實(shí)現(xiàn)車輛復(fù)雜懸架系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和傳遞載荷的仿真模擬,進(jìn)而對(duì)包含懸架系統(tǒng)的整車結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析研究。

3.1 強(qiáng)度剛度分析驗(yàn)證

車身結(jié)構(gòu)是否包含懸架系統(tǒng),也決定著不同的載荷及邊界條件,其分析結(jié)果必然存在一定的差別,本文以彎扭工況剛度分析為例進(jìn)行闡述。

彎曲工況計(jì)算得出的縱梁擾度曲線,其結(jié)果對(duì)比如圖8所示。現(xiàn)行分析方法中忽略懸架系統(tǒng),由于采用的是剛性約束懸掛點(diǎn)的靜態(tài)分析方法,所以撓度曲線在后端懸掛吊耳之間未出現(xiàn)變形,也使得計(jì)算的剛度值偏高。采用MPC技術(shù)構(gòu)建詳細(xì)的懸架系統(tǒng),其分析計(jì)算結(jié)果更加符合實(shí)際情況。

圖8 彎曲工況分析結(jié)果對(duì)比

扭轉(zhuǎn)工況下得出的各橫梁扭轉(zhuǎn)角變化曲線結(jié)果對(duì)比如圖9和圖10所示。同樣,現(xiàn)行分析方法中忽略懸架系統(tǒng),由于采用的是剛性約束懸掛點(diǎn)的靜態(tài)分析方法,所以在后端懸掛處的橫梁扭轉(zhuǎn)角基本上沒有發(fā)生變化,也使得計(jì)算的剛度值偏高。采用MPC技術(shù)構(gòu)建詳細(xì)的懸架系統(tǒng),其分析計(jì)算結(jié)果更加符合實(shí)際情況。

圖9 扭轉(zhuǎn)工況分析結(jié)果(不包含懸架系統(tǒng))

圖10 扭轉(zhuǎn)工況分析結(jié)果(包含懸架系統(tǒng))

為驗(yàn)證MPC技術(shù)整合懸架系統(tǒng)方案的可靠性是否符合實(shí)際情況,可通過校核各載荷施加準(zhǔn)確與否進(jìn)行判斷。本文以彎曲工況為例,通過提取前懸約束反力和后懸彈簧單元力可求出滿載情況下的簧上質(zhì)量,前懸約束反力和后懸彈簧單元力的分布情況如圖11和圖12所示。

圖11 前懸約束反力

圖12 后懸彈簧單元力

對(duì)上圖數(shù)值(力)求和轉(zhuǎn)換為質(zhì)量4 759 kg,再加上根據(jù)車輛簧下各部件的質(zhì)量數(shù)據(jù),可以求出整車最大質(zhì)量為5 515 kg,和實(shí)際值相對(duì)誤差僅為2%。證明包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)模型的載荷加載及邊界條件設(shè)置是準(zhǔn)確的,符合實(shí)際情況。

3.2 模態(tài)分析驗(yàn)證

車身結(jié)構(gòu)模型的簡化會(huì)導(dǎo)致仿真分析數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)之間出現(xiàn)差異[15]。車身結(jié)構(gòu)是否包含懸架系統(tǒng),也決定著不同的質(zhì)量、載荷及邊界條件,因而所求解出的固有頻率和振型是有差別的。包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)模態(tài)分析結(jié)果更符合車輛實(shí)際運(yùn)行中的振動(dòng)情況。

4 結(jié) 論

1) 采用MPC技術(shù)將運(yùn)動(dòng)復(fù)雜的懸架系統(tǒng)整合到車身結(jié)構(gòu)CAE分析模型中,從而實(shí)現(xiàn)僅在一個(gè)計(jì)算模型中能夠同時(shí)進(jìn)行強(qiáng)度、剛度分析及自由模態(tài)分析,也可設(shè)置載荷及邊界條件進(jìn)行與汽車實(shí)際振動(dòng)相關(guān)的約束模態(tài)分析。

2) 通過MPC技術(shù)建立包含懸架系統(tǒng)的車身結(jié)構(gòu)力學(xué)模型,更加符合實(shí)際載荷邊界條件,不僅提高了計(jì)算結(jié)果精度,也改善了整個(gè)分析的計(jì)算效率、方法。

3) MPC技術(shù)在有限元分析中具有通用性、拓展性,有理由相信,其應(yīng)用在汽車研發(fā)領(lǐng)域?qū)⒊蔀橐环N趨勢(shì)。