博古架模型精選(九篇)
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第1篇：博古架模型范文
關鍵詞：薄板沖壓件；白車身；剛度；強度；模態
中圖分類號：U463.83 文獻標志碼：A 文章編號：1005-2550（2013）02-0053-04
傳統的客車車身骨架由折彎成型的矩形截面梁縱橫交叉焊接而成，長期以來可以滿足車身設計的基本要求。但是，隨著人們對車輛乘坐舒適性和輕量化要求的提高，傳統的車身結構越來越難以滿足更加多樣的性能要求。主要存在的問題是整車協調性較差，設計中對問題往往采取局部加強的方法，這使得車重越加越大。而采用薄板沖壓件式白車身則能較好的解決所出現的問題。但是需要在設計階段能夠預測汽車的結構強度、剛度以及振動特性，對車身結構的固有頻率進行分析，并可通過結構參數的調整和改進結構設計以達到避開激勵源頻率的目的[1-3]。
本文針對某型新型客車的薄板沖壓件骨架式白車身，利用Hyperworks軟件建立起白車身有限元模型，并通過仿真計算得到了白車身的扭轉剛度、各工況下的應力分布情況以及白車身的前六階模態，同時對仿真計算結果進行了分析和探討。為后繼相關的CAE分析優化工作和車身的動態優化設計打下了基礎。
1 白車身有限元模型的建立
在建立白車身有限元模型時，首先將在UG中建好的白車身CAD模型轉換成標準的IGES格式，導入到Hyperworks中進行簡化重構，修正并簡化白車身幾何模型。簡化的原則是：
（1）最大限度的保留零件的主要力學特征；
（2）刪除小孔和一些小的特征面；
（3）將小面合并成大面，并且，相鄰面都要共用一條輪廓線，以保證各個面劃分出的網格在邊界處是共用節點的，不會在邊界上出現節點錯開現象[4]。經過上述的修正和簡化后，本文所研究的白車身CAD模型如圖1所示。
然后用HyperMesh模塊，采用Shell單元，對白車身的幾何模型進行有限元網格劃分。對于形狀規則的部件，可以自動生成有限元網格；而對于一些形狀復雜的部位，則需要進行局部細化，并用optimize進行網格調整，如果還達不到要求，還可以利用split進行網格手工分割來使有限元網格質量達到要求。在此過程中，可遵循從部分到整體的原則，即將車身骨架分塊為車架、前圍骨架、左側圍骨架、右側圍骨架、地板骨架、頂蓋骨架、后圍骨架和蒙皮等八個集合，分別進行有限元建模。
對于蒙皮，采用50 mm邊長的單元進行網格劃分。在保證蒙皮有限元模型如實地反映客車車身實際結構的重要力學特性前提下，對蒙皮的幾何模型作必要的簡化：
（1）略去蒙皮結構上的非承載件；
（2）對蒙皮的形狀作適當的調整，如：將圓角過渡轉化為直角過渡；
（3）對于一些結構件上的孔、凸起、翻邊酌情予以省略，使表面形狀盡量簡化。
再將各個集合的有限元模型通過焊點單元組裝起來，其中選用rigid單元對節點自由度耦合來模擬焊點、鉚釘和螺栓連接。
最后對各單元賦予材料屬性和厚度，建成后的白車身有限元模型如圖2所示。
2 白車身主要剛度和強度性能參數計算
對白車身剛度和強度性能參數進行仿真計算是評價白車身質量的有效途徑。通過各種相關的CAE分析可以在設計階段就對白車身設計是否滿足條件作出判斷，然后根據分析結果有針對性地修改設計以協調好車身各方面性能。
2.1 白車身扭轉剛度計算及分析
當車身上作用有反對稱垂直載荷時，結構處于扭轉工況，此時車身左右承受載荷不等，使車身產生扭轉變形。扭轉剛度用來表征車身在凹凸不平路面上抵抗斜對稱扭轉變形的能力，可以用來作為度量這種變形的評判尺度，其計算公式為：
式中：L為軸距；T為扭矩；？茲為軸間相對扭轉角。
在純扭轉工況下，在車架左右縱梁上對應的前軸處施加980 Nm扭矩（通過施加左上右下的集中力來實現，且不考慮白車身自重及其它載荷），在車架左右縱梁上對應后軸處施加約束，使車身骨架產生純扭轉變形。其計算應變圖結果如圖3所示。
根據分析計算結果，可以得到車架前軸左對應點的位移為0.676 mm。其中，左右兩對應點的距離為806 mm，前后軸對應點的距離為3 530 mm。
白車身的扭轉剛度Kt可由下式計算得到：
式中：Kt為扭轉剛度，N/m2（°）；T為扭矩，Nm；F為載荷，N；L為力臂，m；d為測點處到輪距中心線的距離，m； l為軸距，m；？茲為扭轉角，°；H為測點的垂直位移，m。
若以前懸掛支撐處的扭轉剛度作為車身的扭轉剛度，則其計算公式可簡化為：
計算可得車身扭轉剛度為：
國內外統計數據表明，半承載式客車車身扭轉剛度一般在20～40 kN?m2/（°）為合理，本文中白車身的扭轉剛度值在安全范圍內，這表明薄板沖壓件骨架式S55商務客車車身結構剛度達到了設計要求。
2.2 白車身強度計算及分析
客車在行駛時一般承受著復雜多變的載荷，因此在車身結構設計及分析時，必須考慮到實際使用行駛中的最大載荷，使得車身骨架既不發生屈曲變形也不失效，并且承受隨機載荷時也不產生疲勞裂紋等。
2.2.1 靜態彎曲工況下應力計算及分析
靜態彎曲工況計算目的在于研究滿載情況下車身骨架的抗彎強度。白車身骨架質量和載荷乘以動載系數（本文動載系數取2.5），方向垂直向下，以模擬客車在平坦路面上以較高速度行駛時產生的對稱垂直動載荷。
為簡化計算，設滿載情況下作用在車身骨架上的載荷有：車身骨架的質量、乘客及座椅質量、地板質量、行李質量、車架各總成及發動機質量、附加物（空調、備胎等）等。
對前后懸架系統采用條件等效的辦法進行約束，即使用彈簧單元對扭桿彈簧和鋼板彈簧進行模擬。
完成以上邊界條件和約束條件的設置后，利用軟件自帶的計算模塊對白車身有限元模型進行仿真計算，得到該工況下白車身的應力分布，如圖4所示。
從圖4中可以獲取本工況下各局部總成上應力的最大值及其位置，如表1所示。
從表1可以看到，車身的最大應力出現在右后輪的輪包上，達到了211 MPa。導致這種情況的原因是后輪輪包上布置了座椅的支撐點，而支撐處與輪包的小面積接觸，導致局部應力過大。實際安裝時，可以在座椅支撐點上添加預埋板，能夠在較大程度上削弱應力集中的現象。其他部位的應力均較低，所以整個白車身結構在此工況下是安全的。
2.2.2 彎曲扭轉組合工況下應力計算及分析
在對白車身進行應力仿真計算時，通常需要考慮5種工況，但由于彎扭組合工況是車輛運行的極限工況，因此，通過對該工況的應力仿真計算足以反映白車身在其它工況，如加速工況、減速工況和轉彎工況下的白車身最大應力分布趨勢。本文僅進行彎扭組合工況下的白車身應力仿真計算[5]。
當汽車低速行駛在崎嶇不平的道路上時，車身受到比較劇烈的扭轉工況。大量試驗證實，靜態扭轉試驗和動載試驗所測得的骨架薄弱部位是一致的。因此，靜態扭轉時骨架上的大應力點，可用來判定動載時的大應力點。將車身骨架質量和載荷乘于動載系數1.25（方向垂直向下），并將兩后輪固定，一個前輪單輪懸空而另一個前輪抬高，模擬客車在不平道路上行駛時的彎扭組合效應。在本文中，采取后兩輪固定，左前輪抬高80 mm，而右前輪降低80 mm來模擬這種彎扭工況。
完成以上邊界條件和約束條件的設置后，利用軟件自帶的計算模塊進行仿真計算，得到該工況下白車身的應力分布，如圖5所示。
從表2可以看出，車架上應力集中主要分布在發動機罩側后部拐角處，最大應力達到了283 MPa，但通過分析發現，該處過大應力集中主要是在進行有限元模型簡化時，將圓角過渡改為直角過渡導致的。而在正常的工藝處理中，該處不會出現應力集中。另外，鋼板彈簧安裝處及兩側縱梁上的應力也較大。但由于彈簧與車架連接處有很大的緩沖，且其屈服極限較大，而且最大應力為190 MPa，沒有超過材料的屈服極限。因此，整個白車身結構在該工況下是安全的。
通過對以上工況的計算結果進行分析可知，白車身強度滿足要求，但是幾個高應力區域應引起注意，特別是車架的高應力區域包括：車架縱梁與橫梁的連接處，地板骨架行李箱處及座椅和地板骨架連接處，以及發動機罩處和后輪包處，在優化設計時應予以關注。
3 白車身模態計算及分析
白車身振動模態分析不僅可用來分析車身性能，還可以直接對其結構設計形成指導。結合懸掛系統固有頻率、發動機怠速及經常工作轉速對應的爆發頻率等綜合分析，可判定車身結構的穩定性和NVH性能。
根據表3的計算結果分析得到，白車身結構一階基頻較高，大小為8.99 Hz，說明車身剛性較好；大小處于8～10 Hz之間，有利于避開低頻激振頻率；綜合各階頻率大小來看，頻率間隔較大，分布較均勻，有利于減少低頻共振；綜合各階振型來看，白車身結構剛度分布基本均勻合理。
4 結語
本文利用功能強大的Hyperworks有限元分析軟件建立了新型薄板沖壓件骨架式白車身結構的有限元模型，并對其剛度和在典型工況下的強度以及動態特性參數進行了仿真計算。通過分析，反映了白車身應力分布趨勢，揭示了白車身強度薄弱的環節及危險部位，明確了新型白車身結構在動態性能上的優勢，為結構優化設計提供了參考，并可為該白車身的進一步輕量化設計打下堅實基礎。
該有限元仿真分析方法對于準確研究分析車身的靜態剛度、強度和動態特性具有很重要的實用價值，為車身的結構設計提供了有價值的參考。
參考文獻：
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[2] 盧耀祖，周中堅.機械與汽車結構的有限元分析[M].上海：同濟大學出版社，1996：242-247.
[3] 于國飛.HyperWorks在汽車白車身模態分析中的應用[J]. 振動、測試與診斷，2012，32（1）：138-140.
[4] 楊莉，朱壯瑞，張迎濱，等. 輕型客車車身CAE技術研究[J]. 制造業自動化，2004，26（6）：62-65.