【《汽车车身有限元模型建立及静动态性能分析》6000字】

汽车车身有限元模型建立及静动态性能分析目录TOC\o"1-3"\h\u6274汽车车身有限元模型建立及静动态性能分析 1153571.1白车身有限元模型建立 2285021.1.1几何清理 2212151.1.2网格单元尺寸、质量标准选取 4273171.1.3焊点单元及其他连接方式单元的模拟方式选择 6272161.1.4网格划分及属性赋予 10109691.2白车身刚度分析 12115581.1.1白车身弯曲刚度计算原理 1253021.1.2白车身弯曲刚度条件及加载方式 1392371.1.3弯曲工况计算结果分析 15121541.1.4扭转工况计算原理 16321791.1.5扭转工况刚度分析 18110051.1.6开口变形量分析 20244921.3白车身模态性能分析 22当前，有限元分析技术的发展为汽车结构分析带来了强有力的工具。有限元分析通过把一个连续的结构用网格单元离散为若干个部分。在整体受到力或者力矩的载荷和边界约束时，通过研究每个独立的单元受力等情况，可以更加精准的了解并分析汽车结构的每一个部分。在进行轻量化分析前，需要根据实验标准得到白车身原有的刚度、模态等静动态性能。有限元模型建立的质量关乎静动态分析结果的可信度，根据工程经验以及分析要求建立准确的有限元模型至关重要。图1.1为有限元模型建立的过程。图1.1有限元模型建立流程Fig.1.1Finiteelementmodelingprocess1.1白车身有限元模型建立本文研究对象由635个钣金件通过焊接、螺栓、胶粘连接组合而成。建模工作约占整个工作的时间的70%左右。要想建立整个白车身的有限元模型，需要对组成车身的每个钣金件都进行有限元建模。由于这些钣金件大部分结构很复杂，所以建模的工作量很大，占用的时间也很长。为了得到精确而又能够保证计算效率的有限元模型，需要对钣金件进行结构的简化和处理。一个精准的CAE模型是进行工程分析的基础[41]。为了保证刚度以及载荷传递的准确性，本次建模过程将非承载式白车身及车架部分作为整体部分进行建模和分析。从以下几个方面进行：（1）对CAD模型进行几何清理，主要包括翻边、螺栓孔等处的简化；（2）网格单元尺寸、雅可比、翘曲比的选择；（3）焊点类型、位置、尺寸的选择；（4）赋予不同部件相应的属性。1.1.1几何清理本文分析的白车身有限元模型由600多个钣金件焊接而成，且表面形状复杂。例如不规则的加强筋、加强槽和翻边、孔洞等。为保证建模精度的同时减少建模时间，需要对其表面进行一定的简化处理。其简化标准为：（1）孔（方孔和圆孔）如果D<10mm：去除孔；如果10mm<D<20mm，并且L/D>4，去除孔，否则至少在孔周围布置6个单元；如果D>20mm，则孔的特征保留。在孔的周围需保留三排单元，如图1.2-1.3所示。图1.2孔的简化Fig.1.2Holeofsimplified（2）圆角与倒角如果倒角R小于7mm。去除倒角。如果R<40mm，那么尺寸单元R/4；如果R>=40mm，那么尺寸单元按10mm×10mm；如图1.4所示。图1.3孔的周围单元排布RFig.1.3ThearrangementofunitsaroundtheholeRR图1.4圆角和倒角的处理RFig.1.4Filletandchamferhandling1.1.2网格单元尺寸、质量标准选取（1）网格密度网格的质量对计算结果有一定的影响，虽然质量差的网格在某些分析那个可能也能反映工程改进的趋势，但在有些分析中如疲劳分析、碰撞分析等对网格要求比较高的分析中，结果误差比较大，同时为了和CAE行业默认的做法相接轨，体现工程问题的严谨性，以及不同的分析人员之间结果的一致性，需严格执行相关建模的标准。网格密度的大小影响着计算时间成本以及分析结构的准确度，选择一个合适的网格密度至关重要。（2）网格类型及标准常用的网格类型有三种：1）板类单元适用于薄板类部件；2）梁类单元；3）梁板混合类单元。本次建立的非承载式白车身有限元模型大多由薄板类部件组成。根据结构应力分析要求，本次建模选用二维单元CQUAD4和CTRIA3。其中CQUAD4单元包含四个节点；CTRIA3单元包含三个节点。在规则表面应使四边形单元尽可能多，在不规则过渡区域应使用三角形单元。具体遵循以下原则：对驾驶室总成、车架总成进行分析时的网格基本尺寸为10mm；对于零部件级计算，在计算机资源允许的情况下，优先采用较小尺寸的单元；考虑应力问题的分析中，在应力梯度比较大的时候，此时应减少单元的尺寸；整个模型中网格的大小尽量均匀。网格质量要求遵循下表：表1.1网格质量Table1.1Gridquality翘曲度≤15°歪斜度≤60°雅克比≥0.6长宽比≤5CQUAD4单元最小内角45°CQUAD4单元最大内角135°CTRIA3单元最小内角15°CTRIA3单元最大内角105°（3）过渡区域网格的划分为防止在过渡区域即形状突变区域出现应力集中。网格划分需要遵循以下原则：在螺栓连接部位需要在孔洞周围建立washer单元；点焊焊接边和存在应力集中的过渡翻边应至少保留2排单元；边界（圆弧边上）上单元不要出现三个单元共用一个节点，否则会出现应力不连续的问题。1.1.3焊点单元及其他连接方式单元的模拟方式选择一维单元在有限元建模过程中起着部件连接作用，如焊接、螺栓连接、铆钉连接、球铰运动副、旋转运动副等。其要求比壳单元和体单元要复杂，也是容易忽略和出现问题的部位。其中常用的焊点单元有刚性单元RBE2、ACM单元、Cweld单元、Weld单元等。白车身通常由大量的薄板类部件和梁类部件组成。这些部件通过一维单元如焊点、焊缝、螺栓连接。不同连接方式的选择对于计算时间和分析结果精度有很大影响。考虑到计算时间成本与轻量化分析的可信度。本次建立的模型中点焊位置采用ACM单元。ACM单元是由若干个REB3单元连接到薄板单元网格节点上，中间由实体单元连接。相比其他类型焊点可以减少应力集中现象，缺点是计算时间较长。图1.5为ACM单元的典型结构。图1.5ACM焊点的典型结构Fig.1.5TypicalstructureofACMsolderjoints本文建立的白车身模型共包括9384个焊点单元。根据实际焊接单元大小，选择直径为6mm的焊接单元。根据CATIA的point点定位，采用节点到节点的连接方式建立焊点模型。焊点位置示意如图1.6所示。图1.6车身焊点分布示意Fig.1.6Bodysolderjointdistributiondiagram在车架和车身连接处以及车身部件连接处存在很多螺栓连接。螺栓连接可以分为板类之间的连接、板类和实体单元的连接、实体单元之间的连接[18]。本次建模过程中模拟螺栓连接处采用刚性单元Rbe2。将要进行连接的两个部件的螺栓孔周围的节点用Rbe2单元进行模拟。具体如图1.7所示。在前后悬架安装位置以及车身开口位置，为了模拟车轮安装位置。在静动态分析中更能够模拟车身受到的实际工况，使用CBeam和CBar单元模拟悬架位置如图1.8所示。CBar和CBeam单元是不变属性的简单梁，在刚度分析变形过程中可使用CBAR或CBEAM单元对开口变形处和简单横梁单元进行模拟如图1.9所示。在开口变形处通过测量车身受力前的尺寸和受力后的尺寸变化可以得到其开口处的变形量。图1.7螺栓连接模拟Fig.1.7Boltedsimulation图1.8CBeam单元模拟的前悬架Fig.1.8CBEAMunitsimulatesthefrontsuspension图1.9CBar单元模拟的开口变形参考线Fig.1.9OpendeformationreferencelinesimulatedbyCBARelement1.1.4网格划分及属性赋予对CATIA模型进行几何清理以及简化后对各个部件进行二维网格划分，本次建模大多数部件采用四边形网格单元，在过渡部分和复杂零件表面采用三角形单元，三角形单元不超过二维网格单元的总数。建立的车身主要总成零件如图1.10所示。（a）顶盖总成（b）侧围墙板总成（c）地板总成图1.10车身主要总成零件有限元模型Fig.1.10Finiteelementmodelofbodymainassemblyparts最终建立白车身有限元模型如图1.11所示图1.11白车身有限元模型Fig.1.11Bodyinwhitefiniteelementmode对建立好的白车身有限元模型进行属性的赋予，白车身部件的属性包括材料及其属性、厚度尺寸、卡片选择。本次建模中首先建立材料属性卡片，白车身所用到的部分材料种类及属性如表1.2所示。表1.2材料属性Table1.2materialattribute材料名称密度kg/m3泊松比弹性模量GPaAl1.7e-90.372000Steel_BIW7.82e-90.2921000glue1.1e-90.4970spring7.85e-90.3210001.2白车身刚度分析白车身的静态性能一般指在给定静载荷的工况下，车身的弯曲刚度和扭转刚度的总称，是车身的承载性能在抵御外部载荷时的表现。其具体表现是车身在受到弯曲应力或者扭转力矩时，车门、车窗以及车底梁的变形量在应用许可的范围内，确保汽车的正常安全使用，并且不影响轿车的行驶性能，舒适性，操作性等性能，并满足汽车的相关安全标准。简而言之，在静应力的作用下，车身的相关结构强度及刚度不失效，并能保持良好的疲劳性能和使用寿命等。1.1.1白车身弯曲刚度计算原理图1.12简支梁受力原理Fig.1.12Forceprincipleofsimplysupportedbeam满载汽车行驶在均匀路面上或者静止时，所受的载荷主要是垂直向下的，发生的变形主要是弯曲变形，此种工况即为车身的弯曲工况。弯曲工况的计算原理可以类比于简支梁。其受力如图1.12所示。假定车身具有同样的张力，在白车身中间部位加载一个集中载荷，测量车身的纵向挠度即可计算车身刚度[42]。计算公式为： (1.7)其中，Zmax为白车身底部最大纵向位移。ΣF为车身加载力总和。1.1.2白车身弯曲刚度条件及加载方式图1.13弯曲刚度边界条件示意图Fig.1.13Schematicdiagramofbendingstiffnessboundaryconditions图1.14弯曲工况载荷方式加载示意图Fig.1.14Bendingloadmodeloadingdiagram约束车身的边界条件有很多种，为了与车身结构匹配以及更好的模拟车身简支梁的特性。此次边界条件为约束左前车轮位置安装点z自由度；约束右前车轮位置安装处yz自由度；约束左后车轮位置安装点yz自由度；约束右后车轮位置安装点xz自由度。其约束示意如图1.13所示。由于非承载式白车身大部分弯曲工况下载荷由车架部分承担，故本次弯曲刚度分析加载方式为在车身中部下方的车架上左右各加载大小为1000N的力，为防止出现应力集中现象，在加载点处采用Rbe单元将周围节点集中一点进行加载。其加载位置如图1.14所示。1.1.3弯曲工况计算结果分析将加载好边界条件与载荷的有限元模型导出成bdf格式的文件，使用Nastran软件进行计算得到应力应变分布云图。如图1.15所示为白车身在弯曲工况下的Z向位移云图，在车身中部力的加载位置出现最大纵向挠度值为0.5709mm。在车身纵向位移分布上，此白车身有限元模型展现了类简支梁特性，距离中部力加载点位置越远的部件，纵向挠度越小。在车身后部由于有存在尾门开口，且开口面积较大出现了车厢部分上翘。图1.15白车身弯曲工况变形云图Fig.1.15Deformationcloudimageofbodyinwhiteunderbendingcondition为了更直观的看出白车身的弯曲位移结果，在x轴上绘制纵向挠度变化曲线如图1.16所示，选取白车身纵梁部分上若干个测量点，其测量点和Z向位移如表1.3所示。从白车身在弯曲工况下的纵向挠度变化在Y方向变化趋看出，纵向挠度变化平滑没有明显突变和波动，符合简支梁弯曲特性。故可以用公式1.1计算白车身弯曲刚度，挠度最大值为0.5709mm计算可得白车身弯曲刚度为3503N/mm。由于弯曲工况大部分由白车身车架部分承担，故对比同类型车型弯曲刚度为3000N/mm，可认为弯曲刚度符合目标值。Table1.3Deformationdataofmeasuringpointinbendingcondition图1.16弯曲工况挠度变化曲线Fig.1.16Deflectionchangecurveunderbendingcondition1.1.4扭转工况计算原理当汽车行驶在凹凸不平的路面上时，车身处在扭转工况下受到一对大小相等方向相反的力，使白车身整体和白车身开口处变形。在低速情况下可以将此问题看做静态问题。对于非承载式白车身而言，白车身的扭转刚度相比弯曲刚度更值得关注[43]。白车身的失效形式以扭转疲劳为主，当扭转刚度不足时，车身在外力作用下将发生较大的扭转变形，反复加载后局部薄弱点就可能疲劳失效。如果车身扭转刚度不足，行驶时车身变形较大，可能导致整车各部件之间发生摩擦异响；尤其是背门框和侧门框会产生较大的洞口变形量，影响车辆动态密封性能。白车身扭转刚度对整车操稳性能也有明显影响，本次扭转刚度分析采用的是将白车身前轴和后轴作为刚体，分析扭转变形的过程中，使前轴相对车身发生偏转，白车身在扭转变形的过程中会产生前后轴相对扭转角。扭转刚度计算可以根据这个扭转角按照以下公式计算[44]： (1.2)其中：GJ为扭转刚度，T为前轴受到的扭矩，为前后轴产生的扭转角。前后轴间相对扭转角示意如图1.17。图1.17轴间扭转角Fig.1.17InteraxialtorsionAngle1.1.5扭转工况刚度分析为了更好的模拟车辆在不平路面上非承载式白车身受到的扭转工况，使车身两侧出现大小相等方向相反的纵向挠度。采用以下边界条件和力加载方式：边界条件：约束后轮模拟安装位置YZ自由度，前轴中心点Z自由度。加载条件：前轮左右模拟安装点分别加载大小为1000N且方向相反的力。设置完成后提交Nastran计算，分析完成后查看车身变形云图及底部纵向变形云图如图1.18所示，选取纵梁左右两侧均匀分布的测量点查看其Z向位移。结果如表1.4所示，绘制扭转角变化曲线，根据扭转角计算车身扭转刚度。图1.18测量点位置及底部纵向变形示意图Fig.1.18Measuringpointpositionandbottomlongitudinaldeformationdiagram表1.4白车身相对扭转角Table1.4BodyinwhiterelativetorsionAngleID左侧纵梁Z向挠度/mmID右侧纵梁z向挠度/mm相对扭转角（d）448181.68E-011382847-1.81E-010.032152073439961.35E-011381940-1.32E-010.0263121428211.12E-011380784-1.84E-010.02120302513983958.47E-021379553-1.19E-010.014561226403239.82E-021378421-9.58E-020.01390700613967011.64E-011377129-1.34E-010.021332005379401.81E-011375926-1.57E-010.03858677813955573.80E-011374797-3.08E-010.0492850213942675.40E-011373456-4.64E-010.07191397513927717.59E-011372274-6.41E-010.10031836913918451.02E+001371011-9.24E-010.13890498313903021.36E+001368841-1.25E+000.18709328513887031.67E+008021-1.60E+000.23474391113864781.22E+001365092-1.21E+000.31707479213851871.59E+001363158-1.55E+000.36852199313832243.08E+001360819-1.9730.433869104根据车身底部纵向挠度变化绘制相对扭转角变化曲线如图1.19所示，可以看到车身扭转角变化曲线变化平滑，没有突变符合刚体间相对扭转变化特性。图1.19位置-扭转角曲线Fig.1.19Position-torsioncurve根据式1.2，本次计算的白车身轴距为3990mm，底部轮间距为1750mm。故计算扭转刚度为16625Nm/deg。不同的扭转刚度加载方式得到的白车身扭转刚度值差别较大，按类似加载方式的乘用车白车身的扭转刚度值一般在12000Nm/deg—20000Nm/deg。由于本次分析的非承载式白车身有独立车架的存在，故其扭转刚度较好。1.1.6开口变形量分析白车身开口位置是指前后挡风玻璃开口处和侧面车门车窗开口处。与弯曲刚度不同，汽车在扭转工况下开口位置会出现一定的变形量。如果变形量较大会对开口处的密封性产生影响，产生漏风漏水等影响舒适性甚至安全性的影响。根据企业标准对白车身开口变形量的要求应不大于5mm。在扭转工况下对开口处建立变形量参考位置如图1.20所示，其中L1、L2为前风挡位置，L3、L4为驾驶员门位置，L5、L6为乘客门位置，L7、L8为后尾门位置。开口处变形结果如表1.5所示，变形量最大为1.244mm，小于5mm，变形量很小、变形程度较好。图1.20扭转工况开口变形量参考位置Fig.1.20Referencepositionofopeningdeformationundertorsioncondition表1.5扭转工况下白车身开口变形量Table1.5Theopeningdeformationofbodyinwhiteundertorsionalcondition位置初始值/mm变形后/mm变形量/mm前风挡L11816.2621817.2611.001L21821.0881820.088-1左前驾驶员门L31466.4211466.341-0.08L41551.4111551.4480.037右前乘客门L51961.0801961.684-0.396L62215.0552215.4280.73后尾门L7231