（车辆工程专业论文）车身结构分析及轻量化优化设计.pdf

江苏大学工程硕士学位论文 摘要 汽车车身轻量化技术是一项关键技术，本文运用有限元方法和试验相结 合的手段研究了改型后某军车的结构性能。通过有限元计算得到了该车在满 载弯曲、扭转等工况下的结构强度和刚度特性，并对各种工况下车身及车架 关键部位的应力、变形的分布进行了分析。同时采用传统的电测量方法测量 了车型样车在相应工况下的强度和刚度状况，并与计算值相比较，检验了该 有限元模型的可行性。在此基础上，针对车架总成进行了全参数化建模，结 构设计优化和拓扑形状优化，对车身轻量化的方法进行了研究。本文的主要 研究成果有： 1 ) 建立了该车的有限元模型，并计算和分析了弯曲和扭转工况下车身的强 度和刚度情况；通过电测试验对有限元模型进行了验证了，为后续的优 化设计提供良好的前提和基础； 2 ) 扭转工况下，车身上的应力和变形相对弯曲工况有大幅度的提高，在车 身结构设计时要引起足够重视；对车架全参数化建模，为汽车改进设计 和分析提供了一种新的思路； 3 ) 对车架模型进行结构设计优化和拓扑形状优化，并对结果进行了分析。 本论文的主要新意有： 1 ) 运用现代设计方法于汽车结构的设计和改进。 2 ) 采用全参数化建模，在前后处理中可以按照要求适时调整车架的各方面属性参数。 3 ) 使用a n s y s 软件对车架进行设计优化和拓扑优化，为车辆轻量化探索出一条可行 的思路和方法。 关键词：车身，有限元，强度，设计优化，拓扑形状优化 江苏大学工程硕士学位论文 a b s t r a c t l i g h tw e i g h ti n d e xp l a y sa ni m p o r t a n tp a r ti nb o d yd e s i g n i nt h i sp a p e rt h eb o d y s t r u c t u r ei sd e v e l o p e db yt h em e a n so ft h ef e ma n de l e c t r o n i ct e s t t h r o u g ht h ef e m s i m u l a t i o n , t h es t r u c t u r er i g i d n e s sa n ds t r e n g t hc h a r a c t e r i s t i c so f t h eb o d yc a nb eo b t a i n e di n t h eb e n dc a s ea n dt w i s tc a s ew h i l ef u l ll o a d i n g a n dt h es t r e s sd i s t i l b u t i o na n ds t a i n d i s t r i b u t i o no ft h eb o d ya n dk e yf l a m e sa l ea n a l y s i s e d 啊1 ea c c u r a c yi nm o d e l i n gi sv e r i f i e d b ye l e c t r o n i cm e a s u r e m e n tm e t h o d b a s e do nt h ev e r i f i e dm o d e l ，t h ef r a l n ei sm o d e l i n gf u l l yp a r a m e t r i c a l l yf o rs t r u c t u r e d e s i g no p r i m i z a t i o n , a n dt o p o l o g i c a ls h a p eo p t i m i z a t i o nt or e s e a r c ht h eb e d yl i g h t w e i g h t m e t h o d 1 1 l em a i nr a s e a r e ha c h i e v e m e n t sa r e ： 1 ) t h er e s u l tf r o mf e ma n de l e c t r o n i ct e s ts h o wt h a tt h et w i s tc a s ei st h em o s ts e r i o u sc a s e 2 、t h ec o m p a r i s o nb e t w e e ns i m u l a t i o na n dt e s tr e s u l t sv e r i f i e st h em o d e l i n gt of a c i l i t a t et h e f o l l o w e do p t i m i z a t i o m 3 ) m o d e l i n gf o rt h ef r a m ef u l l yp a r a m e t r i c a l l yi sa n e wa p p r o a c hf o rv e h i c l ed e v e l o p m e n t a n da n a l y s i s 4 、t h ev e r i f i e df l a m ei sa p p l i e df o rs t r u c t u r ed e s i g no p t i m i z a t i o na n dt o p o l o g i c a ls h a p e o p t i m i z a t i o nf o rt h eb o d yl i g h t w e i g h t t h em a j o ri n n o v a t i o n so f t h ep a p e ri n c l u d e ： 1 ) c a d a sw e l la sc a ei ss k i n f u n yu s e di nt h ev e h i c l ed e s i g na n dd e v e l o p m e n t 2 、m o d e l i n gf u l t yp a r a m e t r i c a l l yp e r m i t sa l lp a r a m e t e r st ob em o d i f i e di nt h ep r e - a n d p e s t p r o c e s s o r 3 ) d e s i g no p t i m i z a t i o na n dt o p o l o g i c a ls h a p eo p t i m i z a t i o nf o rt h ef l - a m eu s i n ga n s y s p r o v i d ea n e w a p p r o a c hf o rv e h i c l el i g h t w e i g h t k e yw o r d ：b o d y ，f e m , s t r e n g t h ，d e s i g no p t i m i z a t i o n t o p o l o g i c a lo p t i m i z a t i o n h 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的 怒定，露意学校保餐著向匿家有关都f l 或祝构送交论文的复印 件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权江苏大学可以 将本学位论文的全部内容缡入有关数据库进行检索，可以采用 影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 保密固 本学位论文属于，在净：我解密后适用本授权书。 不保密 学位论文作者签名：1 弓 手心年毛胃甲 。y 1 0 1 6 0 s 1 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下， 独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容以 外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品 成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以 明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名： 、旁 日期：茛一年毛月纠日 江苏大学工程硕士学位论文 1 1 课题研究背景圆 第1 章绪论 在发达国家，汽车的普及率己经达到了很高的程度。然而，中国的汽车人均拥有量远低 于发达国家的水平。但值得注意的是，我国汽车市场经过四五十年的各方面的准备，已经开 始慢慢复苏，一个巨大的汽车市场正在逐渐走向成熟。目前汽车工业已被国家确定为国民经 济的支柱产业之一。随着中国加入世界贸易组织，国外大型汽车公司相继在国内很多省市投 产或投资，这对国内汽车产业无疑是挑战和机遇，国内汽车公司如何能够打开国门迎接挑战， 是个很现实的问题，这就需要国内汽车公司，在引进国外先进设计制造技术的同时，主动 研制开发适合中国国情的汽车。本文采用有限元参数化分析方法，以某军车为研究对象，进 行应力、应变分析，并且通过实验数据对模型的准确性进行了验证，然后根据对各种评价参 数进行对比，分析了局部部件对整车的应力分布的影响。并目对汽车的重要部件之一车架进 行了结构设计优化和形状拓扑优化，为该车的轻量化设计提供了一定的理论依据和可行的设 计方法。 ， 1 2 课题研究方法和采用的软件嘲 车身骨架属于高次静不定结构，很难有解析解。为克服这个困难，常用两种方法：一 种方法是对复杂问题作出种种简化，提出假设，根据实际情况简化为个能够解决的问题 但太多的简化和假设，经常会得出不准确甚至是错误的解答；另种方法尽可能保留问题 的原貌，尝试寻求满足工程要求的近似数值解。在计算机和计算技术迅速发展的今天，后者 成为比较现实和有效的选择。目前对于进行汽车车身骨架力学性能的研究及优化设计，有限 元方法( f 叫) 已被证明是一种最成功，应用最广泛的近似分析方法。 在本课题中使用的有限元软件为a n s y s ，其计算步骤以及特点如图1 1 所示：” 江苏大学工程硕士学位论文 进程序或编制程序 修改程序 重e = 计算模型准确性判别、。 查 修改方案 f 是结构设计方蹇 竺苎至， i 番 = 五口 图1 1 有限元计算步骤 1 3 有限元法在汽车工程中的应用嘲脚 静力学和动力学仿真分析方法是研究汽车及其零部件可靠性、寻求最佳设计方案的主要 手段。对于结构和载荷复杂的汽车，难以采用经典方法，只能寻求问题的近似解，其中有限 元法的应用最成功。它将结构的物理模型抽象为有限元计算的数学模型，通过计算机和相应 的软件，求得问题的近似解。 世界各大汽车公司普遍舅硼这种手段。美国福特汽车公司在7 0 年代就使用n a s t r a n 软 件，改进应力分布。日本五十菱汽车公司在8 0 年代末已将c a e 应用到车身设计的各个阶段， 进行强度、刚度、振动、疲劳、碰撞及形状和重量的优化。进入9 0 年代有限元分析得到广 泛的应用。美国通用汽车公司、日本尼桑汽车公司、福特汽车公司都广泛采用有限元软件， 并取得了良好的效果。 在我国，长春汽车研究所的谷安涛、常国振等人最早应用有限元法对汽车车架进行了计 算分析，揭开了中国汽车工业计算机辅助工程设计的序幕。 1 4 优化设计在汽车制造领域推广应用的现状嘲嘲嘲n 川 优化设计方法在我国制造业的应用已有数十年的历史。随着计算机以及计算技术的发 2 江苏大学工程硕士学位论文 展，优化设计方法已经渗透到了各个领域，无论是在设计阶段对设备结构的重量或者机构尺 寸以及参数的确定，还是在制造阶段进行零件加工方法的选择或者生产调度安排，优化方法 均为保证产品质量、提高产品性能、节省原材料消耗以及降低成本发挥着积极作用，获得了 巨大的社会和经济效益。 但是应当指出，在汽车设计领域优化设计方法并未真正发挥效益，这主要有以下几方面 的原因 1 国内汽车企业对优化设计的重视程度不够，大多数设计人员只是盲目加大材料的尺 寸以获得高的安全系数，造成材料的浪费。 2 通用优化设计方法很多，并有众多适合于特定数学模型的优化求解软件包。但由于 工程实际问题的多变性，使得对于同一数学模型选用不同的初始设计方案以及不同的寻优方 法，可能得到不同的计算结果。这样，就直接影响着优化设计方法的推广应用 1 4 1 结构拓扑设计优化的研究现状 尽管从工程结构的有限元分析和优化设计两方面来看，均已形成了完整的理论体系，并 已涌现出了许多功能强大的软件包，但是，近年来随着计算技术以及人工智能技术的发展， 结构拓扑优化理论及方法的研究正在为各国学者所重视。 这主要有以下几方面的原因： ( 1 ) 结构形状控制方法尚未成熟，难以实现对任意工程结构优化求解中的形状描述和控 制。 ( 2 ) 设计造型、工程分析、优化求解三大工程模块的公共数据平台问题没有解决，优化 过程之间不能直接连接。 ( 3 ) 结构形状的变化会影响到载荷和边界支承条件，现在对此还没有能适应各种变化的 自动处理模式； ( 4 ) 形状优化问题的非线性程度较高，而且通常要处理应力细化这种非线性可微的优化 问题，这给求解算法带来困难，且因为多种类型的单元、设计变量和连续体应力等约束函数 所产生的形状灵敏度分析在公式推导和程序设计中很复杂。 总之，以c a d 造型系统和有限元分析系统为背景的工程结构优化设计方法，已为我国 制造业的长足进步起到了积极推动作用，随着研究的深入和商品化系统功能的完备，随着我 国制造业设计手段的提高和先进设计方法应用范围的扩大，工程结构优化设计方法必将获得 更大的社会和经济效益。 江苏大学工程硕士学位论文 1 5 立项的意义及研究内容 整车重量的减轻可以降f 氐油耗或增加载质量。本文通过对某车型进行轻量化改进，试图 找到一种有效、实用的车架改进方法，力求节省材料、减轻整车重量，为企业控制成本，也 能够为汽车行业内的相关研究积累经验，并为同类或类似车型研制积累技术资料，便于更深 一步的研究或进行改型设计。 根据文献阅读得到的结论、同时结合课题的研究需要，确定本文的研究内容如下： 1 ) 将研究对象进行实物简化，使用p r o e 软件建立了车型实体模型，运用a n s y s 软件 和有限元建模方法，采用相应单元进行离散化，建立有限元模型。 2 ) 在建立有限元模型的基础上，进行车型的静力学分析，包括强度和刚度分析，以确 定车身的受力情况。 3 ) 进行车身的模态分析，包括有限元解析模态分析和试验模态分析，确定车身有限元 建模的正确性。 4 1 在t 述基础上，提出车架的设计优化方案，并结合实际对车架进行拓扑优化，减轻 车架的重量，为汽车的轻量化设计提供了个新的方法。 4 江苏大学工程硕士学位论文 第2 章车身有限元模型 2 1 车身有限元基础理论1 2 1 n 司 有限元分析首先要将工程问题离散化为有限元计算模型。针对车型结构，基于结构和优 化的考虑，参照相关文献及工作，运用a n s y s 软件中的s h e l l 6 3 壳单元来模拟车身薄壁件， b e a m 4 和c o 她i n l 4 单元模拟车身的后钢板弹簧悬架，c ( i 惦i n l 4 单元模拟该车型的前螺旋弹 簧悬架，以此方法建立该车模型。 2 1 1 板壳单元理论及s h e l l 6 3 单元简介 汽车结构中大部分零件都是由钢板件冲压而成，因此可采用板壳单元进行结构的离散 化。板壳理论是基于克希霍夫假设，除了弯曲变形外，还有中面的变形。因而，壳体中的内 力包括弯曲内力和中面内力，且相互影响，导致描述它的微分方程更复杂。将壳体曲面划分 x 图2 1s h e l l 6 3 单元结构 为有限数量的单元，一般来说，f 电f 门都是曲面单元。但是当单元逐渐细分时，用平面组成的 一个单向或双向折板来近似壳体的几何形状，就能取得良好的效果。若在壳体上找到同一平 面的四个点，就可以采用矩形平面壳单元。其受力可以分为两类：像薄膜一样承受平面内的 应力；像薄板样承受弯曲应力。薄壳的分析计算中，其中面是曲面，其变形状态除了扭转 变形之外，还存在中面的拉、压和剪切变形。因此，薄壳单元中的内力包括弯扭应力和中面 内力两部分。s h e l l 6 3 是一种典型的壳单元，其单元结构如图2 1 所示。该单元由4 个节 江苏大学工程硕士学位论文 点组成，每个节点存在6 个自由度，它们分别是x 、y 、z 三个方向上的平移自由度，绕x 、 y 、z 轴的转动自由度。一个s h e l l 6 3 壳单元有2 4 个自由度。而且每个节点上的厚度都可以 不相等，这种参数的设置能构成一个变截面的壳单元。 运用有限元求解s h e l l 6 3 整体刚度矩阵要进行以下几个步骤： 确定单元的位移模式和单元受力分析 求解单元应力和应变方程 运用虚功原理求解单元刚度矩阵 进行坐标变换，合并单元刚度矩阵，得出整体刚度矩阵。 在求解s h e l l 6 3 的单元刚度矩阵时，由于在进行单元划分时，每个单元都很小， 可以近似的看成是矩形单元，可得到其单元刚度矩阵为 阢r = 荽肌陋】r p i b p 矿 ( 2 1 ) 2 1 2b f _ w 4 空间梁单元简介脚阍 空间梁单元是有限元中的常用单元，本文中用的梁单元为b e a m 4 如图2 2 ，该单元每个 节点存在6 个自由度：三个线位移分量和三个截面转角分量。可将任一节点i 的线位移分量 用谚 表示，三个角位移分量用移 来表示，由于每个梁单元都含有两个节点，则单元j ， - ，的节点位移列阵为 侈r = hh 嵋良巳q _ 一气巳r ( 2 2 ) 粱单元的1 2 个节点力为 日= j 巧i 彬i 尥睨巧形吻心 ( 2 3 ) 图2 2 粱单元节点力 6 江苏大学工程硕士学位论文 建立整车有陋模型后，在用有限元软件进行整车强度和刚度分析时，通过输入各梁截 面的面积、弯曲特性、扭转特性以及材料特性，程序自动生成单元刚度矩阵，计算出各节点 处的位移和应力。 2 1 3 结构整体刚度分析 结构整体刚厦方程是作用在结构上的节点载荷向量与载荷位移向量之间的关系式。组建 时，将整体坐标系下的单元刚度方程予以扩展为： 舻y ：州y ( 2 5 ) 式中矿 “、每严一按节点顺序排列并扩展为疗1 阶的单元e 的节点力向量和节点位移 向量。 k r 扩展后的h 以阶e 单元刚度矩阵。 由节点力的平衡条件可知，汇交于某节点i 的单元节点力( 内力) 的总和，应该等于 作用在该节点上的外力，即： 防y = 科”+ 嚣 ( 2 ) + = 应 ( 2 6 ) 对于整体结构，则有 矿y = 舻 ( 1 ) 十矿y ”+ = 乍) ( z 7 ) 所以 时+ 医2 ) + 协= ( 2 8 ) 网为整体坐标系下的总冈岐矩阵，对整体冈啵方程引，入边冕条群，进行约束处理，得 到以节点位移为未知数的基本方程组。解此方程组可求得整个结构的节点位移 。 2 2 有限元模型的建立 建立准确而可靠的整车有限元计算模型是项极为重要的工作。模型简化正确直接关系 到有限元计算结果的准确性，因此，建立的有限元模型应满足下列要求【1 0 l ： 足够的准确性。 良好的经济性。 7 江苏大学工程硕士学位论文 2 2 1 模型的简化 图2 3计算对象的实物照片 以某军车作为研究对象，其外形如图2 3 所示。 该车是种采用焊接、铆接以及螺栓连接等方式建立起来的空间板壳结构。在建立有限 元模型前，用p r o e 建立军车的初步实体模型。参考文献及以前的工作经验，确定模型的简 化原则如下； 略去功能件和非承载构件嗍。 将连接部位作用很小的圆弧过渡简化为直角过渡。 在不影响整体结构的前提下，对截面形状作一定的简化。 对于一些结构上的孔、台肩、凹槽、翻边在截面形状特性等效的基础上尽量简化， 对截面特性影响不大的特征予以忽略。【1 1 1 【1 2 1 1 3 】 对于车身各大片间的连接部位，采用耦合约束。 按照简化原则，运用p r o e 得到整车实体模型，将其输出为i g e s 文件，运用a n s y s 输入命令，转换为d b 文件。 所建立整车实体简化模型如图2 a 所示： 8 江苏大学工程硕士学位论文 2 2 2 模型离散化 图2 4 研究对象实体模型 图2 5 整车离散化模型 2 2 3 整车模型工况选取和边界条件的处理 2 2 3 1 模型工况的选取及约束处理 汽车车身通过前、后桥支撑在地面上，地面的反作用力通过悬架传给车体。车身骨架与 车架刚性相连，而车架通过悬架系统与车桥相连。因此不同的悬架系统对车架以及车身骨架 的强度和刚度的影响较大。若忽略悬架的约束作用，采用简单的两点支承方式，显然不符合 实际情况：同时，若不考虑悬架的结构形式如何，仅用螺旋弹簧来模拟钢板弹簧悬架，也与 实际结构不符，因为钢板弹簧除了作为弹性元件外，还起到导向作用，因此在各个方向上均 9 江苏大学工程硕士学位论文 有刚度，且在其它方向上的刚度要比垂直方向上的刚度大得多，若忽略这情况，将会导致 计算结果不正确。所以在此用螺旋弹簧和附加约束的方法来模拟钢板弹簧。后悬架系统的原 型如图2 6 a 所示，有限元简化模型如图2 6 b ；采用螺旋弹簧来模拟前悬架系统。由于车轮轮 胎的刚度要比悬架的刚度大得多，故在约束处理中忽略轮胎的变形。整车悬架系统模拟模型 如图2 7 。 葛璨 一二 5 a ：普通钢板弹簧模型b ：粱和弹簧单元模拟模型 ，表示弹性元件， 。 表示刚性粱单元，i ，2 ，3 ，4 表示单元相连接的节点 图2 6 后悬架模拟模型 整车进行有限元计算时，必须保证结构不产生刚体位移，即必须有足够的自由度约束， 以保证结构整体 刚度矩阵为满秩 阵，从而使整体刚 度方程有唯解。 其中两种常见 工况整车约束 处理如下： 弯曲工况 的约束方式1 4 】 弯曲工况下， 四个车轮的约束 为：左前轮约束三 平动自由度，右前 车架 ：表示刚性粱单元； ：表示螺旋弹簧单元；i 4 为整车的四个车轮接地点；5 1 4 为车架和悬架连接节点 图2 7 前后悬架机构的模拟模型 轮y 、z 轴平动自由度、左后轮和右后轮均约束z 方向上的平动自由度。 前悬架与车架的连接关系的处理：限制弹簧与车架的连接节点( 如图2 7 ) u i ，u ，r o t x ， r o t y ，r o t z 的自由度。 扭转工况约束方式探讨与选取【”】 l o 江苏大学工程硕士学位论文 对四个车轮的约束处理如下表： 表3 2 整车模型约束方案 车轮uuur o t , , r o t r r o t , 前左车轮 yyy 前右车轮 y 后左车轮无约束 后右车轮yy 表中u ，u ti t , 表示x y z 三个方向的自由度；r 吼，r o t , ，砌t l 表示绕x ，y ，z 轴的转动自由度y 表刁该自由度被 约柬 钢板弹簧的模拟 钢板弹簧的模拟是悬架模拟的关键，比较下面两种不同的模拟方式( 图2 8 ，图2 9 ) ， 选择方案i 。 如图2 8 为后悬架采用i 方案时的后悬架结构变形图； 如图2 9 为后悬架采用方案时的后悬架结构变形图。 图2 8 方案i 的后悬架结构变形图图2 9 方案i i 的后悬架结构变形图 在两种方案的约束条件下，车架与悬架组合模型受到的是对称载荷的作用，通过材料力 学理论知识可知，左右钢板弹簧的变形应该致。从两种约束方案的钢板弹簧模拟结构的变 形图2 8 ，2 9 中可知，方案i 左右钢板弹簧产生的变形基本一致；方案左右钢板弹簧变形 不一致。方案i 悬架的变形结果比较合理。所以本文中后悬架附加约束采用方案i o 2 2 3 2 载荷的处理o ” 作用于整车模型上的载荷主要是由车架来承担的。汽车的内部载荷有车架的自重和车身 重量。外加载荷包括乘客的重量、座椅的重量，同时还有装在底盘e 的发动机、变速箱、传 动轴、水箱、油箱、电气设备、蓄电池以及车身上的车窗玻璃等的重量。 对于车身和车架的自重，a n s y s 软件自动根据实常数将单元载荷因子的信息计入 总载荷。 对于座椅、乘客，所载仪器设备重量是通过座椅上四个支承点传递给车架【1 8 1 ，为了 江苏大学工程硕士学位论文 简化模型，取座椅下面所在的面对应的节点为该载荷的受力点，对其施加相应的外力。 对于底盘各总成的重量如发动机总成、油箱、蓄电池、方向机等，以静力等效的原 则按其在底盘上的实际位置以集中载荷的形式施加于相应联接部位的单元节点上。对于支承 发动机的两支架，根据载荷的等效移置原理，一般将发动机重量的扔放在前支架，1 3 重量 放在后支架。 当然，在建立模型时，因车架实际上是一承受空间力系的结构，有些载荷不是作用在弯 曲中心处，而是偏离一些距离，因此，必须将这些载荷用等效节点载荷来代替。 2 3 本章小结 本章主要将研究对象进行实物简化，使用p r o e 软件建立了车型实体模型，运用a n s y s 软件和比较成熟的有限元建模方法，采用相应单元进行离散化，建立有限元计算模型。 1 2 江苏大学工程硕士学位论文 第3 章静态工况计算及结果分析 3 1 有限元计算参数设置 3 1 1 梁单元的参数计算嗍 整车中采用的梁单元截面类型只有矩形一种。用矩形梁单元和弹性单元联合模拟汽车的 后悬架系统结构，图3 1 列出了两种梁单元的截面尺寸和性能参数，它是利用a n s y s 软件 中自身所携带的截面特性生成功能，通过计算得到截面的几何参数特性( 如：萤心、转动惯 量等等) 来进行用户自定义截面特性的输入。 缸圆形截面梁参数b ：矩形截面粱参数 图3 1 截面梁的断面特牲 3 1 2 整车模型参数的设置 整车有限元模型节点3 4 2 5 5 个，单元3 3 3 2 8 个，其中有梁单元7 9 个，其余为板壳单元。 共使用了3 种材料，包括0 8 钢板材料、弹簧钢( 6 0 s i 小 f n ) ，1 6 m n l 钢。悬架系统采用弹性 元件，车架部件采用1 6 m n l 钢，其它的部件均为钢板型材。 单元实常数的设置如表3 1 所示，共有1 2 组，分别对应整车各部件的厚度。 表3 1 部件单元厚度单位( 嘞) 江苏大学工程硕士学位论文 3 2 整车有限元计算结果分析嘲嘲1 圈嘲剀嘲 3 2 1 整车强度分析 1 弯曲工况下的强度分析 在满载，弯曲工况下，得到整车的应力分布，从应力分布彩图中可以知道，车身骨架以 及车身蒙皮上的应力都比较小，最大应力为6 0 i m p a ，位于钢板弹簧后吊耳与车架相连接的 位置。同时，整车的应力集中区域主要还有 发动机前后支架与车架纵梁连接的纵梁上表面，此处最大应力为2 8 9 m p a 。 车架与车厢连接的第一根支架处最大应力为4 1 o m p a 。 车身最大应力位于驾驶 室车门和车窗相联接的立柱拐 角位置。此处最大应力为 2 2 1 m p 扎 钢板弹簧后吊耳与车架 连接区域的上表面，是整车最大 应力所在位置，应力值为 6 0 1 m p i a o 车架最大应力处位于后 悬架后吊耳左纵梁上壁，大小为 i ；13 2 满载弯曲工况车架平均j 直力最= 埘啦力云图 2 3 5 m 阻如图3 2 所示。 由整车的应力分布图可以推算得到整车的平均应力约为1 4 6 v l p a 。 分析后悬架吊耳与车架连接处最大应力产生的原因，不难发现，由于模型简化过程中的 缺陷，使原本的圆角过渡变成尖角过渡，接触面积变小，因而产生大应力，所以该处的应力 值不应作为整车的实际最大应力。而应取如图3 2 所示的区域的整车的实际最大应力，该 处是整车的最大弯矩区域，其应力值为4 1 o m p a 。 2 满载扭转工况下的强度分析 在满载、左后轮悬空的工况下，进行计算得到扭转工况下的应力分布，其中整车的应力 集中区域有： 支撑车厢右边第一支架的上表面，该处为整车的最大应力所在位置。最大值为 1 4 江苏大学工程硕士学位论文 1 0 9 o m p a o 支撑车厢左边第一支架的上表面，该处的最大应力为1 0 4 m p a 。 驾驶室右门柱的最下端外表面，其应力值为1 0 2 m p a 。 车架上的最大应力处位于前悬架前吊耳处左纵梁外壁，大小为4 1 m p a 如图3 3 所示： 由整车扭转工况下的等应力分布图，可以得到整车的平均应力为6 0 o m p a 。 该工况的最大应力位于支 撑车厢的右边第一支架上，从材 料力学以及理论力学的角度分 析。左后轮悬空时，整车由前悬 架和后右刚板弹簧支撑，在右纵 梁上形成了一个单支撑悬臂梁 的危险工况，此时在支撑处附近 的扭矩最大；所以此处应力偏大 比较合理。驾驶室的右门柱与车 厢以及驾驶室相连，实物模型的 图3 3 黼扭工况车架平均应力最大黝云图 特征是带有一定弧度的曲面，有限元筷型中采用平面直接连接，曲面有较强的抗扭转能力， 因此其有限元计算结果要比实际大，同时在有限元模型中该处是三个部件相连形成尖角过 渡，所以应力比较集中，但不影响整车应力分布趋势。 3 强度分析小结 通过满载弯曲、扭转工况下的应力分析，确定该车在扭转工况下的应力较大，对该车进 行应力校核时，若该车矗扭转工况下能满足强度要求，则其在两种工况下都能满足强度要求。 考虑到该车在行驶过程中的动载荷、疲劳及材料缺陷引起的应力集中等问题，采用的安全系 数为1 5 x 2 0 = 3 ，对于该车车身结构材料0 8 钢而言，屈服应力0 , = 4 5 0 o m p a ，则车身材料 许用应力为：4 5 0 0 i 砌3 = 1 5 0 0 肌；车架采用1 6 m n l 材料，断裂极限应力o - = 5 0 9 9 6 m p a 。 各种工况下的最大应力值与许用应力比较，在扭转工况下车架的富余应力为1 7 1 0h 嗡_ ；车 身上的富余应力为4 8 肝a ，从中知道改型车满足强度要求。 整车中，车架尤其是横梁的应力值普遍较小，说明横梁应力存在较大的富余所以后面进 行了车架优化设计。 江苏大学工程硕士学位论文 3 2 2 整车的刚度分析 整车安全性能的影响因素除了整车的最大应 力外，还有整车的最大变形。在处理整车的最大变 形时，应该去除悬架变形产生的位移。具体计算最 大变形的方法是拾取变形图中的绝对最大变形和 绝对最小变形的节点号，得到整车的最大、最小变 形节点a b c d 变形前、后的绝对坐标。计算两两 相互交叉节点之间的相对距离a c 和a i d 。如图 图3 4 最大变形计算模型 3 4 所示。将变形前后的距离进行比较，得到该部件的最大绝对变形量。 = 1 4 7 c i 一彳q = 厄j 孑i 雨丽j i 再酹币忑万i 汀 一瓶i 订丽i 酉砸习 最大相对变形为：瓦。= 万8 m a x 1 弯曲工况下的刚度分析 弯曲工况下，由于该车只承受静态弯曲 载荷，所以在该工况下各个部件的应变都较 小，且以z 向变形为主，通过车架，后车厢 以及驾驶室对角线变形量来考察整车变形情 况，计算出的对角线变化量见表3 2 表3 2 满载弯曲工况对角线变化量单位：m m l ) 满载弯曲工况 对角线变化量 车架左前右后对角线 z 9 4 车架左后右前对角线2 0 6 科 车厢左前右后对角线 1 4 0 5 4 车厢左后右前对角线 1 4 4 3 2 驾驶室左前右后对角线1 4 0 5 7 驾驶室左后右前对角线1 3 9 7 从表中知道，对角线最大变形量为2 o o m ，为车架左前角点与右后角点之间对角线的变 形量。由此可见该工况下，刚度能满足要求。 2 扭转工况下的刚度分析 扭转工况是整车变形最大的种工况，最大绝对变形量为1 3 右i i i n ，位于车厢地板和驾驶 室地板连接的位置。由于采用左后轮悬空的方式，运用材料力学知识，可知第二根横梁以右 钢板弹簧后吊耳为支点形成了一种悬臂梁的危险工况，受到弯矩和扭矩的联合作用，车厢地 板是薄的铁皮，抗弯扭能力较差，因此其变形会很大。第二根横梁上方地板的变形量如图3 5 。 1 6 江苏大学工程硕士学位论文 ： 3 v 婪 制 社 节点号 图3 5 第二根横梁上方地板变形量曲线 在车架上的变形量比车身要小，其最大变形为2 4 m m ，位于钢板弹簧后吊耳上方的纵梁 上。其变形曲线图如图3 6 所示。 e 量2 4 5 雪2 4 己2 3 5 蛰2 3 斟 蛭2 2 5 p 7 8 7 7 8 07 8 17 8 4 7 8 37 8 27 7 77 7 87 7 97 8 07 7 5 节点号 图3 6 车架上最大变形量曲线图 计算该工况车架，后车厢，驾驶室对角 表3 3 满载弯扭工况对角线变化量( m ) 满载弯扭工况对角线变化量 线变化量，结果见表3 3 。 车艇：前右后对角线 3 2 6 1 分析可知，整车的变形量不大，分布较均车j 瞄_ 后棉耐角线4 0 5 6 车厢左a 口右后对角线0 , 2 1 匀，主要部件没有出现大的变形，较大变形的车厢左j 舌棉耐角线 3 2 7 9 发生的区域也较合理，因而该工况下整车刚度 驾啦酷前右后对角线 1 s 1 2 驾驶室左后右前对角线2 6 1 9 满足要求。 3 刚度分析小结 比较二种工况下的刚度计算结果，扭转工况下的变形量最大，主要原因是在扭转工况下， 左后轮悬空，这样左纵梁与左钢板弹簧前吊耳之间形成一个悬臂梁结构，同时第二横梁以右 钢板弹簧后吊耳为支点也形成了种悬臂梁的结构，左纵梁和第二横梁承受较大的弯益与扭 转，而在其上方的地板的抗扭转能力较小，使得其变形量最大。但从图示结果比较，该车的 应变也能满足刚度要求。 江苏大学工程硕士学位论文 3 3 本章小结 在本章中主要对改型车的应力和变形量进行有限元计算，通过分析确定其强度和刚度满 足要求。得出以下结论： 该车的应力和变形都能满足强度和刚度要求。 汽车在行驶中，扭转工况是一种比较危险的工况，在该工况下的车辆最大应力是满 载弯曲工况下最大应力的2 5 倍，所以在驾驶时应该尽量的避免这种工况的经常发生。 二种工况中，车架横梁存在大的富余应力，我们将对车架进行形状拓扑以及设计优 化，使质量最小化，从而对减轻整车质量。 1 8 江苏大学工程硕士学位论文 第4 章车身结构模态分析 通过对整车的应力和变形进行了分析研究可知改型后的车体结构在三种工况下都能满 足强度和刚度要求，但是汽车的行驶工况较复杂，因强度和刚度的不足而产生破坏的情况非 常少见，而最多的却是疲劳破坏，汽车各个部件的固有频率和振型是其产生破坏的根本原因。 本章运用有限元软件对改型车的车身进行了模态分析，得出其解析振动频率以及相应的振 型；通过试验的手段，对其进行了试验模态频率和振型的求解，将解析模态振型与实验模态 振型进行相关性分析，验证有限元模型的正确性，为汽车结构的优化设计提供理论指导。 4 1 模态分析的基本理论跚嘲嗍嗍 有限元的模态分析就是建立模态模型进行近似分析的过程。模态模型可通过l a g r a n g e 第二类方程建立系统的运动微分方程建立： 阻】 戈) + 【c 】 膏 + 【k l x ) = f ( 4 1 ) 对n 个自由度系统嗍及罔都是n x n 矩阵，它们构成系统的空间模型，针对本章中的研究 对象，在对本车型进行模态分析时，由于阻尼较小，所以忽略阻尼的作用，即【c 】= o ；采用 自由振动的方式建立系统的模态模型，即扩) = 0 得到 阻取 + k 酝 = o ( 4 2 ) 4 1 1 有限元模态分析脚1 嘲嘲 在有限元软件a n s y s 中，模态计算采用b l o c k _ n c z 0 s 算法。其博采众长，运算速度 快，输入参数少，特征值、特征向量求解精度高。 特征值和特征向量的求解过程，参见参考文献 2 9 1 。 在利用有限元进行模态分析时，采用的模型与应力、应变分析使用的实体模型样，但 是为了减少计算时间，将后车厢的蒙皮采用较大的单元结构进行离散化，这样既能减少不必 要的固有频率的出现，也可以提高计算的准确性。由于计算的是模型的固有频率，根据模态 计算理论，将所有集中载荷和均布载荷去掉，也不施加重力加速度，不采用悬架系统，使整 1 9 江苏大学工程硕士学位论文 个车身模型处于自由状态。 将解析模态振型与试验拟和振型进行比较，找出与试验模态振型相近的解析模态振型所 对应的模态频率。如表4 1 所示。 表4 1 车身的模态频率 有限元计算得到的另外一个模态参数就是模态振型，运用有限元后处理程序对振型进行 动画显示，如图4 5 所示是计算模型第一阶振型图。计算得到的第一阶模态振型是车身两个 侧面在其法线方向上作垂直振动，车厢顶棚作与车身侧面同相位的z 方向的小幅值垂直振动。 4 2 试验系统的组成 垫们式验系统由军车( 拆除发动机及大的附件) 、s y n c m a s t e r 7 5 0 计算机、电荷放大器、 电压表、加速度传感器、模态分析软件、$ d 3 8 0 动态分析仪和力锤( 包括力传感器) 等组成。 如图4 1 是试验系统框图。试验所要仪器汇总见表4 2 表4 2 试验仪器汇总表 筑0 p h i 计算机 广弋 动态信号 s t a r 动态 分析仪 分析软件 图4 1 试验系统框图 名称型号制造厂商 一 作用 力锤 b & k 5 2 1 0 丹麦b i ( 公司产生激励信号 加速度传感器b k 4 3 2 1 丹麦b i ( 公司 拾取响应信号 电荷放大器 b k 2 6 3 5丹麦b e ( 公司 放大激励和响应信号 动态分析仪 s d 3 8 0 美国s d 公司求传递函数 三星计算机s y n c m a s t e r 7 5 0韩国三星公司模态分析硬件 江苏大学工程硕士学位论文 4 2 1 试验步骤及方法川坷 1 被试件的支撑方式 试件的支撑方式有自由支撑、固定支撑、原装支撑。原装支撑是广泛采用的一种支撑方 式。自由支撑与固定支撑都是原装支撑的特殊情形，该安装方式就是尽量模拟现场安装条件， 如对放黄于地面的车辆进行模态试验。由于整车( 拆除发动机后) 的重量很大，在进行本试 验时，采用原装支撑。 2 激励方式的选取 激励方式有单点激励和多点激励。本试验采用单点激励多点测响应的激励方式。单点激 励方式之所以有效，是建立在振动系统的可控性和可观性假设的基础上。激励力由锤击法产 生。该激励方式就是利用激励一点，测量各点的响应，可得到频率响应函数矩阵的一列元素 日刷= 矧 c ，目定，e = l , 2 , - - - , n ) 。， 3 敲击点与测点的选取 为了全面反映车身的动态特性，同时考虑其结构特点，在车身上共布置了9 4 个测点， 形成车身的网格结构，如图4 2 所示。根据整车的结构特点，经过多次的试验敲击，确定敲 击点为车架第三根横梁中间位置上的一点，如图9 5 号点，其坐标为( x ：1 1 5 3 ；y 0 ；z ： 9 2 ) ( 该坐标为整车坐标) 。 图毛2 试验模型激励点( 9 5 号点) 、测点布置图 2 1 江苏大学工程硕士学位论文 4 数据采集 数据采集的目的是将一个连续变化的模拟量信号在时间域上离散化，然后再将时间离 散、幅值连续的信号转变为幅值域离散的数字信号，前者称为采样，后者称为量化。为了使 采样过程的信息不丢失，就要求能从采样信号的频谱中取出原始信号频谱，以保证能无失真 地恢复原始信号。这时，要求采样频率z 与原始信号的最大频率厶之间必须满足如下关系 z 2 厶 ( 4 4 ) 这就是著名的采样定律阎。 模态试验中，力传感器和加速度传感器拾取的激励信号和响应信号被送至电荷放大器。 放大器的作用一方面是增强信号，另一方面是把力传感器和加速度传感器的高阻抗输出转换 成适合f f r 分析仪的低阳抗输入。然后信号被送至s d 3 8 0 动态分析仪，用f f t 变换得到其 频谱，并根据下式计算频率响应函数 日( ) ：兰盟( 4 5 ) 、7 s ) 靠( 彩) 激励、响应信号之间的互功率谱，曲( c o ) 啕励信号的自功率谱。 试验模态分析的关键是获得高精度的频率响应函数，由于本试验采用了脉冲激励方式， 因而可以大大降低因功率泄漏产生的偏度误差。此外，又采取了对激励信号加力窗，响应信 号加指数窗，减少功率泄漏带来的误差；对结果总体平均1 0 次减少随机误差；通过接地消 除5 0 h z 的影响以及延长测量时间间隔，消除加速度滞留信号的影响等。测试时还要注意激 励信号与响应信号之间的相干函数，保证相干系数大于9 0 。直到获得满意的频率响应函数。 4 2 2 试验模态基础及模态参数辨识 般振动系统可以分为三种：物理参数模型、模态参数模型、非参数模型。 本课题中使用的模态试验模型实际上是个已知激励和响应，求解系统参数的问题。这 种问题是振动问题的反问题，属于非参数模型。试验问题的求解是一个参数辨识的过程，非 参数问题的求解是通过非参数模型进一步确定模态参数或物理参数。参数辨识的方法一般有 频率法、时域法。对结构上的某一点激励，同时测得激励点及响应点的时域信号进行运算， 求得频率响应函数，再按参数辨识方法辨识出模态参数，这种方法就是模态参数频率辨识法； 时域辨识法，它不需要将所测的响应与激励的时间历程信号变换到频率中去，而是直接在时 江苏大学工程硕士学位论文 域中进行参数辨识。该方法不受阻尼大小、模态密集程度和噪声的干扰。由于车身是一个比 较复杂的系统，在进行模态参数辨识时采用单参考点复指数法。这种方法的思路就是从系统 的脉冲响应出发，根据脉冲响应、极点以及留数之间的关系，建立自回归模型( a r 模型) ， 使问题成为对a r 模型的参数估计，求出自回归系数，构造个关于极点的p r o n y 多项式， 求出极点和留数，从而得到系统的模态参数。详细求解方法见参考文献 2 7 2 8 1 。 软件中使用的模态参数辨识计算流程如图4 3 。 图屯3 模态参数辨识计算流程 通过s d 软件公司开发的s t a rs y s t e m 软件进行模态频率的计算，得到试验模态参数见 表4 3 表4 3 车身的试验模态参数 江苏大学工程硕