车身结构刚度与模态分析及结构改进方法研究.doc

车身结构刚度与模态分析及结构改进方法研究摘要：基于有限元分析方法，对车身结构的弯曲刚度、扭转刚度和低阶模态分析方法和原理进行了研究；建立某轿车的有限元模型，根据其刚度和模态分析结果和该车身的受力特点，通过调整关键结构件的厚度参数以及修改主要接头的连接关系和截面形状，成功地使车身刚度和模态性能达到了设计要求。关键词：车身，弯曲刚度，扭转刚度，模态，有限元0 前言现代轿车适应轻量化的要求普遍采用承载式车身，它必须能为乘客提供足够的安全保障和舒适的乘坐空间，因而要求其具有足够的刚度、强度保证其装配和使用的要求以及合理的动态特性达到控制振动与噪声的目的1。在车身设计的不同阶段，车身刚度和模态分析和改进采用不同的措施和策略。在早期的概念设计阶段，通常的做法是建立车身结构概念模型，即建立板壳单元模型，用梁单元模拟由几个零件围成的封闭截面（如A柱、B柱、C柱、门槛、门框上部、窗框、以及前后纵梁与底板围成的封闭截面等），保证其几何中心和惯性矩、扭转常量等几何特性相同；用壳单元模拟大的覆盖件，如顶盖、前围板、底板；用刚性单元和弹簧单元模拟车身主要接头；以车身主断面的几何特性（包括截面形状和厚度）以及接头刚度为变量，对车身刚度和模态进行灵敏度分析，以便在整车性能目标下对截面的形状进行合理的修改，对接头的刚度进行合理的分配。国外20世纪80年代末期就开始了车身结构修改的灵敏度分析，Nicklas Bylund、Kan Ni等对接头和截面的特性对整车性能的影响进行了系统的研究，开发出了相应的计算机分析软件，且成功地应用于VOLVO车型的开发中23。国外的研究表明，仅接头对车身的刚度贡献率就可能高达60%2；福特公司对Taurus白车身的一阶弯曲模态试验表明，其中20%应变能分布在接头上，54%应变能分布在截面上；弯曲刚度试验中，12%应变能分布在接头上，32%应变能分布在截面上；一阶扭转模态试验表明，18%应变能分布在接头上，51%应变能分布在截面上；扭转刚度试验中，17%应变能分布在接头上，46%应变能分布在截面上。国内学者乔淑平、兰凤崇、雷雨成等在90年代末对轿车的参数化模型进行了大量的研究，在车身早期设计的结构形式和参数的确定等方面取得了很多有意义的结论47。因此在车身概念设计阶段建立适当精度的有限元模型，对其主要截面的几何特性以及接头刚度进行合理分配是控制车身刚度和模态性能的关键，它可以减少后续的重复工作量。在车身设计的中后期，或对现有车型的改进设计阶段，一种方法是基于模态和刚度的板厚灵敏度分析，确定结构修改的最佳位置和尺寸，在保证轻量化的前提下对车身板件厚度进行合理的调整8，国内学者朱平、韩旭等在考虑制造工艺和成本限制的前提下，应用上述方法成功地对某国产SUV进行了轻量化改进设计9；另外一种方法是根据刚度和模态有限分析或试验结果，在结构调整尽可能少的前提下，对结构进行局部修改和加强。由于车身结构修改的复杂性，工程实践中，特别是现有车型的改进设计中，提高白车身刚度和模态特性的措施大多依赖工程经验，且缺乏系统的指导思想。本文对车身结构的弯曲刚度、扭转刚度以及低阶模态有限元分析方法和原理以及车身结构改进方法进行了研究，建立某车型的有限元模，对其进行了刚度和模态分析，并给出了结构改进方案。1 车身刚度和模态有限元分析1.1 有限元分析模型的建立某国产MPV为三排座椅、后车门为滑门、后门采用后背门的承载式车身。有限元模型中不考虑前翼子板、保险杆等车身上用螺栓联结的非承载件，国外学者通过研究轿车白车身及各总成对整车扭转刚度和扭转模态的贡献率，前风挡玻璃贡献率可以高达15%10，因而采用白车身CAD数据和前风挡玻璃模型和后侧窗玻璃在HyperMesh软件中构建有限元模型，采用NASTRAN有限元分析软件进行求解。模型的建立要反映结构力学性能，反映车身结构的实际形状和相互间的搭接关系。去掉局部过度或工艺要求等对整体刚度影响不大的局部特征，忽略半径小于4的倒角，半径大于10mm的倒角采用两排网格；忽略直径小于10mm焊接定位孔和电器线束走线孔，保留螺栓连接孔和减重孔；保留较大的加强筋、翻边和凸台。玻璃和车身板件采用壳单元进行离散，单元的基本尺寸为10mm；玻璃与前风挡框以及顶盖与顶盖横梁间采用SOLID单元来模拟胶接，点焊用CWELD进行模拟，采用节点重合或RBE2单元并保证焊接节点对齐来模拟缝焊。控制单元的质量指标，如长宽比、翘曲度、雅可比、四边形壳单元最大内角和最小内角、三角形壳单元最大内角和最小内角。根据上述要求构建的有限元模型如图1所示， 共640690个节点，610664个单元，三角形单元比例小于4.9%。图1 车身有限元模型有限元模型中共包括低碳钢板、涂胶和玻璃三种材料，其材料属性如表1所列。表1 有限元模型材料属性表材料弹性模量E(MPa)泊松比密度（kg/mm3）低碳钢板2.1e50.37.8e-6涂胶15.20.491.0e-6玻璃6.9e40.32.5e-61.2 车身刚度有限元计算1.2.1 弯曲刚度计算方法车身弯曲刚度反映车身在乘员重量作用下的抵抗整体变形能力。车身弯曲刚度试验时，在车身的前后减振器座或悬架弹簧座处进行固定，然后在车身前后减振器座中心的左右门槛上施加一对垂直向下的作用力。车身弯曲刚度计算时通常把车身简化成受弯简支梁，车身弯曲刚度就是加载点的载荷和对应的垂直位移之比。 弯曲刚度有限元计算时在右后悬架减振器座中心约束X、Z向平动自由度；在左后悬架减振器座中心约束X、Y、Z向平动自由度；在前悬架减振器座中心约束Z向的平动自由度。加载位置通常选择在与前H点（前座椅的后安装点位置附近）平行的前门门槛位置上，在左右门槛局部区域各施加1kN垂直向下的作用力。弯曲刚度计算时在前门门槛下方正对加载点位置的测量点为P1 和P2，其Z 方向的位移平均值为Z1；位移的测量点P3 和P4 位于过两前减振器中心点的铅垂面与前纵梁底面截线的中心处，其Z 方向的位移平均值为Z2；在过后减振器中心点的铅垂面与后纵梁底面截线的中心处也布置两个测量点P5 和P6，其Z 方向的位移平均值为Z3。注意各考察点的Z向位移有正负之分，单位为mm。弯曲刚度计算公式为： （1） （2）注意，左右门槛上各加1KN作用力，故计算弯曲刚度的作用力F为2KN。1.2.2 扭转刚度计算方法车身扭转刚度反映汽车在恶劣路面行驶时，左右轮驶上不同高度路面时抵抗整体扭转变形能力。扭转试验时在车身的后减振器座或悬架弹簧座处进行固定；同时为了试验车身的稳定，通常在前水箱下横梁中间处用软绳将其悬挂起来；然后在车身前减振器座中心施加一对垂直、反向、大小相等的作用力，形成力偶。车身扭转刚度计算时通常把车身简化一端固定的受扭平板，车身扭转刚度就是力偶矩与左右前纵梁间扭转变形角之比，其中力偶矩等于作用力和左右前减振器座中心的横向距离（整车坐标系下Y向坐标之差）之积。扭转刚度有限元计算时在车身水箱下横梁中间位置约束Z向平动自由度；前悬架减振器座中心处不加约束，改加一对大小相等、方向相反的Z向作用力，大小为1kN；其他要求类似弯曲刚度计算方法。扭转刚度的计算公式为： （3）其中， 为前纵梁测点P3和P4点的Z向位移与对应点的Y坐标之比的平均值；为后纵梁测点P5和P6点的Z向位移与对应点的Y坐标之比的平均值，注意它们有正负之分。T为扭矩，大小为左右前悬架减振器安装中心点在整车坐标系下的Y向距离与作用力之积。弯曲刚度和扭转刚度计算时的约束和载荷施加处的局部模型如图2所示，为了避免应力集中，造成局部应力过大，采用RBE2刚性单元将加载和约束区域施加在一定范围内，其中RBE2是多点约束单元的一种。图2 刚度计算约束、载荷位置局部图13 车身模态有限元计算车身模态是车身结构本身固有的特性，因而与车身承受的载荷无关；同时，白车身结构的阻尼小于5%，属于弱阻尼结构，处于线弹性结构范围，故计算车身结构模态时只考虑无阻尼、无外载的实特征值分析。 14刚度和模态计算结果和评价141 刚度和模态计算结果根据以上计算条件，得到弯曲刚度为3114 N/mm；扭转刚度为4172 Nm/deg。弯曲刚度和扭转刚度的位移分布云图如图3所示。(a)弯曲刚度位移云图 (b)扭转刚度位移云图图3 刚度计算位移云图模态计算无任何载荷、约束条件。前六阶模态为刚性模态，其有意义的模态是反映结构相对运动形式的柔性模态，前四阶柔性模态计算结果如表2所示。表2 低阶柔性模态计算结果阶次1st2nd3rd4th振型后背门框下榻一阶扭转C柱外板“鼓胀”一阶弯曲频率10.7Hz20.7Hz22.0Hz24.1Hz模态分析中观察到两个局部模态：后背门框附近的局部塌陷模态； C柱带动侧围一起“一收一张”的局部模态。前四阶柔性模态振型如图4所示。图4 低阶模态振型图1.4.2 刚度和模态计算结果评价车身结构模态频率应错开载荷激振频率。一般轿车车身的一阶固有频率在2030Hz之间1，在此领域内，外部激振频率主要有以下几种：1) 路面不平引起的激励：高速公路和一般城市良好路面为13Hz1；2) 车轮不平衡以及悬架、转向系统本身运动引起的激励，在常用车速内，一般处于11Hz以内；3) 发动机激励： 发动机激振频率计算公式为： （4） 其中， 为发动机转速(r/min)；为发动机的气缸数目。汽车在怠速、正常行驶和加速行驶时，发动机的转速不一样，其对汽车的激励频率也不一样。如某发动机的基本转速参数为：怠速85050 r/min； 额定功率530050 r/min。因此怠速时激振频率：f1=（85050）/602=28.331.67 Hz；正常行驶时激振频率：f2=（530050）/602=176.671.67 Hz。可见，正常行驶时，发动机的激振频率已经远大于汽车的整体模态频率，不会引起汽车的共振。但在怠速时，发动机激振频率和白车身主要的整体模态频率非常接近，即使整车的整体固有频率比白车身的整体固有频率略微提高，在怠速时也很容易引起车身的共振，影响舒适性与汽车的疲劳寿命。为了保证汽车具有良好的平顺性，应使车身共振时的行驶速度尽可能远离汽车常用的行驶速度。4）高速时空气流动引起的激励，一般在200Hz以上的高频段。 综上所述，一般车身第一阶弯扭主频率应控制在2326 Hz以上，为防止第一阶弯曲模态和第一阶扭转模态的耦合效应，结构设计时希望第一阶弯曲和第一阶扭转固有频率错开2Hz 以上。低刚度必然伴随低的模态频率，从计算结果看，车身的弯曲和扭转刚度值都比较低；整体的弯曲和扭转模态频率都不高，而且存在两个频率很低的局部模态。同时扭转模态和C柱的局部模态频率很接近，容易引起模态的耦合，而使车身的性能变坏。从刚度计算的位移云图和模态计算的振型图和应变能分布图来看，结构薄弱环节主要集中在B柱、C柱、D柱的几个接头上，需要加强接头处的连接强度；对于两个低频局部模态，它们分别由C柱中间段刚度太低且缺少和侧围以及后背门框刚度不足引起的，它们是结构修改的重点；另外弯曲刚度计算时发现前门槛附近变形太大，需要修改前门槛截面、改善其附近零件的连接。白车身刚度不足将会引起车身的门框、窗框、发动机舱罩口以及行李箱开口的变形过大，影响安装在车身上的总成的相对位置，可能造成车厢密封不严甚至漏风、漏雨以及内饰脱漏等现象发生；在碰撞事故中会造成车门卡死、玻璃破碎等安全隐患，同时也影响整车的NVH、操纵稳定性等性能11；白车身结构的低阶弹性模态，不仅反映车身的整体刚度性能，而且是控制汽车常规振动的关键指标，因而必须进行车身模态分析，以避开激励源的振动频率12。因而一般在车身开发中都将车身结构的弯曲刚度、扭转刚度、低阶模态特性的有限元分析作为强制性项目进行考核13。2 车身刚度和模态改进方法研究2.1车身结构特点分析车身结构通常由功能件、内外覆盖件和结构件组成。其中，功能件不承受载荷，主要起到安装车身附件等辅助作用；内外覆件主要是面积比较大的板件，包括顶盖、底板、前围板等；结构件是空间基本闭合的梁类结构，为车身主要的承载件。典型的三厢轿车车身受力框架主要由结构件构成， 该框架上截面的几何特性和接头的刚度特性以及框架上结构件的参数（如材料、厚度等）对车身的刚度和模态特性起决定作用 。 除内外覆盖件以外，乘客舱的门槛、顶盖侧梁、前纵梁、后纵梁、侧围立柱、后窗立柱等构成了车身基本抗弯承载盒；乘客舱的前窗框横梁、顶盖横梁、座椅下横梁、门槛、侧围立柱、后风窗立柱等构成车身基本的抗扭承载盒，它们是车身刚度和低阶模态频率修改的关键结构件。一般认为白车身的扭转刚度值达到较好的水平，则可以认为其弯曲刚度也达到较好的水平，这是欧美汽车行业将车身扭转刚度指标作为产品开发的关键项的原因之一13。车身模态包括整体模态和局部模态。整体模态主要是车身全局的弯曲和扭转模态；局部模态是因为局部刚度低导致的，如顶盖外板面积大、刚度小，容易引起多而密集的局部模态，在结构设计中必须要避免局部模态与整体模态一起出现而形成耦合14。白车身结构在安装车身附件后，其整体模态变化很小， 而局部模态变化很大12，因而控制车身结构的整体模态是关键。为了保证车身结构必要的强度与刚度指标，一般的模态参数修改方案是将低阶弹性模态修提高到一定水平，一种方法是应用轻质高强度材料，如铝合金，塑料，超轻刚等，以降低关注模态的模态质量，受生产成本、材料特性以及生产工艺的限制，应用较少；一种方法是合理修改关键零件的结构形式与尺寸，以提高关注模态的模态刚度1。 通过合理修改关键零件的结构形式和尺寸，使主振型（一阶弯曲和一阶扭转）的固有频率避开常用行使工况的激励频率；对于明显的局部振型或局部变形过大，可以通过加筋、凸台、翻边、增厚、加支撑件等改变结构设计、增加局部刚度来提高其固有频率，使整车的刚度更加协调；不明显的振型可以通过喷敷阻尼材料方法来减少振动。为了均衡车身整体刚度，可考虑在某些无需密封的构件上挖减重孔，来改进低阶模态14。在模态修改时，要避免对远离振型节面的结构进一步加强，因为它们在该阶模态中不承受主要的作用力，对其进行加强反而导致车身质量的增加以及刚度分配的不合理。 2.2 车身结构改进方案根据前述车身结构的改进原则，结合该车型刚度计算位移云图和模态分析反映出的结构薄弱环节，提出了结构改进方案，主要的措施包括加强主要接头的连接、对截面进行修改、增加关键件的板厚等，详细情况如下所示。1）车门上框加强板两端延长过B柱和C柱，以便形成连续截面，并且将其厚度从0.8mm增加到2.0mm。(a)前延过B柱 (b) 后延过C柱图5 车门上框加强版改进方案2）D柱下接头增加两块加强板，使该处形成封闭的环形连接。通过单独改变该处，对车身模态进行验算表明该措施使后背门框下榻局部模态频率增加1.7Hz；一阶扭转模态频率增加0.5Hz；C柱外板“鼓胀”局部模态频率增加0.8Hz；一阶弯曲模态频率增加0.3Hz，可见加强D柱下接头对模态的改进效果非常显著。图6 D柱下接头增加加强板方案3）延长D柱上接头搭接边，改善该处力的传递；增加顶盖后横梁和D柱上加强板的厚度，以其改善后背门局部塌陷模态以及扭转刚度。图7 D柱上接头改进方案4）修改C柱截面形状和缩小C柱中间开孔尺寸；减少C柱内板边缘倒角，使其倒角过度更加平滑。(a) 原方案 (b) 改进方案图8 C柱截面形状修改示意图通过单独改变该处，对车身模态进行验算表明该措施使一阶扭转模态频率增加0.3Hz；C柱外板“鼓胀”局部模态频率增加1.7Hz；一阶弯曲模态频率增加0.7Hz。5）修改D柱截面形状更改；缩小D柱下端孔的尺寸；同时将D柱中间加强板的厚度从0.8mm增加到1.2mm，将下加强板的厚度从0.8mm增加到1.5mm。(a)修改前 (b) 修改后图9 D柱截面形状更改示意图6）修改门槛截面；取消原门槛加强板，使B柱接头下加强板向A柱、C柱延长，同时使B柱下加强板向上延长与B柱加强板搭接在一起，从而使B柱下接头形成一个连续完整的传力路径。(a)修改前 (b) 修改后图10 门槛改进方案示意图其他改进措施还包括：在滑门下部门槛处增加一块加强板以形成封闭截面；在拖曳臂安装孔下方增加一个支架，在后门槛内板和拖曳臂剪切板之间增加小连接板，改善后门槛和底板下纵梁的传力；B柱内板和车门上框内板之间采用弧焊，提高连接强度等。改进前后模态和刚度计算对比情况如下所示。表中还列出了一款参考样车竞争车Dodge Caravan（简称DC）的测试数据。表3 改进前后模态计算对比表模态分析后背门框下榻一阶扭转C柱外板“鼓胀一阶弯曲原方案10.7Hz20.7Hz22.0Hz24.1Hz改进后20.4Hz25.2Hz27.7Hz29.6HzDC22.2Hz30.5Hz表4 改进前后刚度计算对比表刚度分析弯曲刚度扭转刚度原方案3114N/mm4172Nm/deg改进方案5102N/mm7678Nm/degDC3174N/mm7359Nm/deg以测点的X坐标为横坐标(mm)；弯曲刚度曲线以测点的Z向位移(mm)、扭转输以测点绕X轴的转动(radians)分别为纵坐标。沿着车身底部纵向侧零件（即前后纵梁、前后底板下纵梁、门槛下边梁等下方测点）输出该进前后的位置-变形曲线如图11和图12所示。图11 车身弯曲刚度位置变形曲线对比图图12 车身扭转刚度位置变形曲线对比图虚线为改进前的变形曲线。从上可知车身变形变小，且更加均匀。改进后重量增加4.3%，略高于“DC”。结构改进方案要兼顾车身轻量化的要求。经过上述改进方案的实施后，车身的刚度和模态特性得到大幅度的改善。实车实验表明了该方案的合理性。3 结论根据车身结构的承载特点和设计目标，在对车身的刚度和模态性能进行有限元分析基础上，通过调整车身受力框架上的关键结构件的材料和厚度参数，以及对主要接头处的连接关系和截面形状的修改是提高其模态和刚度性能的最有效的措施。参考文献：1 张平，雷雨成，高翔，等. 轿车车身模态分析及结构优化设计J. 汽车技术，2006，(4)：5-8.2 Nicklas Bylund， Lule. 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