重卡用遮阳罩改型设计分析

郝琪，陈宏煌

（湖北汽车工业学院汽车工程系，湖北十堰442002）

0 引 言

随着国家基建项目的不断增加和城市间货物运输量的增大，重型卡车近几年市场销量稳步增长，如东风公司的前4后8的天龙系列，重汽HOWO系列等。由于重卡车型较大，驾驶室前风窗玻璃面积可达2m×1.5m。考虑日光照射影响驾驶员正常驾驶，通常乘用车在驾驶室内部设有遮阳板，根据需要驾驶员手动转动放下或收回。但是由于重型卡车前挡风尺寸宽，阳光入射角度大，反光区域宽；同时，重卡驾驶室高度高，驾驶员伸手难以够到顶棚安装处，因此重型卡车的遮阳罩通常设在驾驶室外，安装在车顶可固定处，不影响驾驶员视野，其外形多样，主要满足遮阳、除霜的要求。

国家对乘用车遮阳板有相应的性能指标的国标要求，但重卡用遮阳罩暂无相应国标，参考乘用车国标，满足视野和设计要求，某重卡用原遮阳罩尺寸为2.3m×0.3m。产品中间均布4个支座，通过8个螺栓孔和左右两侧各1个支撑与车顶棚连接，支座中安装有支撑杆保证支撑强度和刚度。由于使用方要求轻量化设计，同时要求去除两边的支撑安装。原结构改型设计如图1所示。改型方案去除了安装支座之间的连接杆，去除了左右两端安装孔位置和支撑杆，同时改变了安装支座之间的距离。由于整体刚度有较大调整，因此开模前进行数值模拟分析，研究改型设计的可行性。

1 有限元分析模型的建立

遮阳罩本体结构较为简单，抽取中面以壳单元建立模型，原方案厚度为4mm，改型模型厚度为4.5mm。材料均为ABS材料，弹性模量为2.4GPa，泊松比为0.4，密度为1.2kg/m3，材料的屈服极限近似为45MPa。螺栓连接孔中心与周围节点建立刚性连接单元，模拟螺栓，约束连接中心所有自由度。原方案不计两侧支撑杆、安装连接杆及4个支座，遮阳罩本体质量为3.83kg。改型方案不计4个支座，遮阳罩本体质量为3.05kg。根据车辆使用工况，主要考虑2种情况下改型产品的性能指标：一是车辆高速行驶工况，风载对遮阳罩的影响（自重影响较小，忽略不计）；二是考虑车辆高速行驶时，遮阳罩是否有可能产生共振，振动引起的振幅是否在设计允许的范围内。

2 风载作用下性能分析

式中：P为风载压强，Pa；CW为风阻系数，通常取0.3～0.4，文中取0.4；V为相对车速，km·h-1，文中取80km·h-1，为无风计算。

风对遮阳罩产生载荷视为均布压强，与前进方向反向，其大小为[1]

计算结果如表1、图2所示。2种方案的风载产生的应力值均远小于材料的屈服极限，强度设计安全。产生位移，改型设计由于去除两端支撑，最大位移出现在两端，改进方案为5mm，超出为原设计方案的400%，但在设计允许范围内。即使车速提高至120km·h-1，经计算遮阳罩的强度、刚度仍在许用范围内，该工况下结构设计安全。

表1 风载工况结算结果

图2 风载工况的应力与位移云图

3 约束模态分析

计算约束模态，原方案约束中间4对螺栓孔和两端2个螺栓孔刚性连接中心的全部自由度。改型方案约束4对螺栓孔刚性连接中心的全部自由度。原方案 1～3阶频率为34.54Hz、34.83Hz、57.21Hz，振型见图3，均为安装螺栓间不同形式的弯曲变形。改型方案前9阶频率分别为11.765Hz、11.766Hz、29.46Hz、31.57Hz、31.59Hz、38.96Hz、48.87Hz、56.08Hz、56.09Hz，左右两侧振型对称，振型如图4所示。

图3 原方案前3阶约束振型

从模态分析可以看到，改型方案会出现共振的频率范围加大，尤其是低频区出现新的共振频率，如1～5阶。原方案也会有一些改型方案没有的共振频率，但发生的频率相对要高一些。由于结构的改变，整体振型发生较大改变。其中改型方案的1、2、4、5、8、9阶振型都是因为遮阳罩两端去除安装支撑、两侧刚度较低引起的不同振型。3、6、7阶振型是由于中间2组螺栓间距离较大激发的1阶弯曲、1阶扭转和2阶弯曲。由于改型方案的共振激发频率较低，而重型卡车驾驶室的激励主要有路面激励、车轮激励、车架激励和发动机激励，传动轴激励等[2]。路面激励一般由道路条件决定，目前在高速公路和一般城市较好路面上，此激励频率多为1～3Hz，对低频振动影响较大。车轮激励通常在1～30Hz之间，一般低于11Hz，该激励分量较小。城市中一般车速控制在50～80km·h-1，车速小于150km·h-1时动轴不平激励频率低于21Hz，此激励分量较小。6缸4冲程发动机的怠速激励频率为35Hz，正常行驶发动机2200r·min-1时激振频率为110Hz。因此，改型设计的低频共振频率存在一定的激发可能，而模态分析所得的特征向量并不是共振时的真实振幅，只是在求解有限元方程归一化时对应特征值的一组特征解，它只是一个相对值，因此要分析清楚共振时的振幅大小，需要进一步做频率响应分析。

图4 改进方案前9阶振型

4 频响分析

由于遮阳罩所受激振力只可能通过支座从驾驶室传来，频响的激振点选在支座附近。由于结构对称，分析在1/2范围内进行。原方案中一侧多出一个单边支撑，考虑单点激励，激励方案有5种，如图5所示，同时考虑10个螺栓连接处同时产生激励，为激励方案6。改型方案的单点激励方案为4种，同时考虑8个连接点同时激励，为激励方案5，如图6所示。观察点点位的选取根据模态分析结果2种方案选取危险位置均为7个，由于结构改变，危险点的位置略有区别，如图5所示。激励力大小为X、Y、Z方向同时激励1N的单位力，实际情况随激励力的增加位移可以正比增加。根据实际工况的激励情况，分析激励频率为0～200Hz。频响分析结果见表2～3，原方案点1在激励方案1中的振幅响应幅值曲线见图6a，该点在69Hz的激振频率下振幅振幅为0.23mm，在略低的58Hz和高频158Hz时的振幅相对其他频率时略高，但均在0.1mm以下。改进方案点7在激励方案1中的振幅响应幅值曲线如图6b所示，该点在39Hz的激振频率下振幅出现最大振幅为1.62mm，在92Hz和高频162Hz时的振幅相对其他频率时略高，达到0.36mm和0.27mm，但相比39Hz时较小，因此该方案下39Hz工况为重点考察内容。其他曲线不再一一列举。

图5 频响分析方案

表2 原方案频率响应结果

表3 改型方案频率响应结果

图6 激励方案1下的振幅响应幅值曲线

从原方案频响分析结果看，各激励方案下引起最大响应振幅的激振频率整体较高，均在56Hz以上。如前所述基本超过外界激励频率，且与发动机正常行驶激励错开，加之悬置隔振，引起共振的几率极小。进一步研究最大激振响应振幅，出现在激振方案1的观察点1的位置，在三向单位力共同激振下，共振幅值为0.23mm，由于驾驶室隔振上传至车顶棚的激振力较小，按厂方提供数据，不超过50N，引起的激振振幅小于5.2mm，在设计允许范围内。其它激振位移均小于此值，不存共振引发的振动刚度问题。同时整体激励同时作用，由于彼此的约束限制，在原模型中各点最大振幅未超过激励方案1中的点1振幅。

而改型方案中最危险的情况发生在激励由激励点1处传入的工况，该工况下点7位置处的响应振幅最大。最大影响共振频率为39Hz，响应幅值达到1.6mm。观察模态分析与该频率对应的振型图可以看出，该阶振动为改型方案的第6阶频率，表现为中间2组螺栓之间遮阳罩发生扭曲。按50N激振力核算，位移达36mm。其次激励由激励点4处传入的工况，也在该阶频率（39Hz）点7位置处引起较大振幅，按50N激振力核算，位移为14.7mm。这2处均为遮阳罩中点。此外在激励方案3的工况时引起点4最大振幅为0.62mm，按50N核算，共振振幅为13.8mm；同时该点在组合激励作用的激励方案5中56Hz的激振振幅为0.567mm，按50 N核算，共振振幅为12.7mm。该工况是由于取消两侧安装而产生，但相对而言激发所需的激励频率较高，激发几率较小。考虑安全因素，建议保留两端的安装孔位置。

综合以上分析，改型方案在中、低频区的共振振幅较大，存在共振的可能性。恶劣情况出现在遮阳罩中点，两侧取消安装支撑的共振振幅在允许范围内。因此改型设计可以取消两端的安装支撑，但中间两对螺栓之间距离过大，需调整支座安装位或增加遮阳板整体刚度，增设加强筋。厂方根据计算分析结果，重新改型设计，增设加强筋预留第五安装支座位置，同时保留了两端安装孔的位置，如图8所示，避免模具一次成型后带来经济损失。改型后的遮阳罩本体质量为3.1kg。

图8 最终设计重物

5 结 论

通过对遮阳罩改型设计方案的风载校核、模态分析和频响分析其引起的最大位移，实际道路激励通过车轮传至车架及车身，激励频率在频响研究的范围内，所引起的位移不会超过本文中研究得到的振幅幅值，因此频响分析覆含了路谱分析的极限情况。通过以上分析找到改型设计中存在的设计问题，提出解决方案，不计由于去除四对螺栓安装连接杆产生的大幅减重，遮阳罩本体质量仍减少19%，改型结构满足风载和振动特性的要求，避免了经济损失。

[1]余志生.汽车理论[M].北京∶机械工业出版社，2009.

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