高原型重型汽车驾驶室的有限元分析

张永宁，黄建国，董云川，胡 睿，林 琳

（1.云南省机械研究设计院；云南省机电一体化应用技术重点试验室；云南省先进制造技术研究中心，云南 昆明 650031；2.云南力帆骏马车辆有限公司，云南 大理 671005）

0 引言

近年来，我国中高档重型载货汽车成为主流，一是高效、高档和舒适，二是环保、安全、节能。因此，企业通过 “计算机辅助设计+试验验证与改进” 的产品开发模式，才能增强中高档重型汽车自主开发能力、开发水平和速度。高原型重型汽车驾驶室是一款专门针对高原型重型汽车开发的。高原环境地区山多、路弯，对于水电工程建设等野外作业行驶环境恶劣，复杂的路面条件将给驾驶室带来更大的冲击载荷、弯曲载荷、扭转载荷等。因此重型卡车驾驶室的受力情况复杂，为避免高原型重型汽车驾驶室在投产后出现了局部损坏和驾驶室共振问题出现，提高质量缩短开发周期，在研发阶段对高原型重型汽车驾驶室数模进行了有限元分析校核。通过各部件和零件进行优化设计，为驾驶室的结构设计提供了改进建议，满足高原使用的特点。

1 驾驶室白车身CAD 建模[1,2]

将概念的车身几何模型导入到三维CAD 软件中，通过与龙骨框架固有的空间装配关系来完成白车身几何建模。完成后整个驾驶室白车身模型共有104 个零件组成，其中，白车身外形零件包括： 后围上板、后围下板、左侧围上挡内板、右侧围上挡内板、顶盖、左侧围后外板、右侧围后外板。

2 驾驶室白车身有限元建模[3]

建立该型驾驶室车身的白车身有限元模型时，只考虑车身的整体尺寸大小以及一些主要的形状特征，留出车窗、车门的设计空间。通过有限元软件前处理来进行网格划分，所采用的单元为壳单元。控制网格的划分长度参数为20mm，局部较细的圆角则指定划分长度为10mm。

考虑到驾驶室模型比较复杂，建模工作量大，因此在保证驾驶室结构力学特性不变的情况下，我们采用刚性单元处理[4]。因此，本文对焊点以主、从面绑定的刚性单元模型来近似处理。

本课题车身结构中常用钢板是厚度是1.0、1.2、1.5、2.0、2.5、3.0 、4.0mm。车身使用的钢板材料属性抗拉强度、屈服极限、弹性模量、泊松比等由厂家提供。

3 驾驶室白车身扭转刚度有限元分析[5]

目前评价重型汽车驾驶室静力学性能的关键指标是扭转刚度，考查在不平路面上行驶的驾驶室扭转实际工况。因为在各种静态工况中，以汽车单轮通过障碍或凹坑时的扭转工况最为恶劣，故对车身的静力分析也大多是针对这种扭转工况。

在计算扭转刚度的时候我们根据现实中的一些情况选择了两种简化模型，即： 在正常平坦道路上匀速行驶及极限情况下行驶。

3.1 平坦道路上匀速行驶

将扭转工况一模型提交有限元软件求解器求解，经过计算分析所得数据结果如下：

图1 扭转工况下的变形云图

通过图1 可知，驾驶室白车身在扭转工况一下，最大位移为2.069mm，主要是在驾驶室前风窗上部及顶盖前部。

从CAE 应力云图中可以看出驾驶室白车身最大的应力为96.47MPa，远没有达到卡车驾驶室钢板屈服强度的极限（高于240MPa）。局部的应力基本都在50MPa 左右。因而，从上述图可以说整个结构都是满足设计要求的。

图2 扭转示意图

整车评价及数据处理结果： 扭转刚度： UZ1、UZ2为加载点左右两端的Z 向位移量。提取加载点的Z 向位移值：

UZ1+UZ2=0.567+0.599=1.166

求得扭转角如下：

Θ=arctan [(UZ1+UZ2) /L]

=arctan (1.469/1200) =0.055°

扭矩载荷为：

Mt=FL=1300N*1.2m=1560N·m

则求得的扭转刚度为：

3.2 整车评价及数据处理结果

（1） 开口变形。车身上大的开口主要有车门、车窗。车身洞口部分的变形大，会造成车门开关困难，对灰尘和和雨水的密封性不好等不良状况，因此，车身洞口部分的变形大小也是衡量车身刚度的参考因素，对上述部位的主要测量指标如图3 所示。

使用有限元软件测量工具分别测量门口及窗口变化 前 后L1，L2，L3长 度值，并将测量所得值汇于表2。

图3 门口及窗口变形示意

表1 各部位扭转变形量要求(汽车工程手册-试验篇)

表2 驾驶室各部位扭转变形量

通过对表2 数据观察可知，在扭转工况下，驾驶室的扭转变形均匀，前风窗窗框对角线长度的变化量分别只有1.27mm、1.22mm，车门窗框对角线长度最大变化量只有0.14mm。对照表1 各部位扭转变形量要求可知，驾驶室在扭转工况下的变形是满足要求的。

3.3 极限扭转状况

图4 驾驶室整体应力云图

将扭转工况模型二提交有限元软件求解器求解计算，经过计算分析所得数据结果，通过图4 观察应力分布图可以看出绝大部分的位置在极限扭转工况下还是在屈服极限以下的，但是在车身个别的位置也出现了应力过大远超过材料的屈服极限的位置。主要的应力集中区域出现在前风窗左、右上部，顶盖与侧围内板连接处、前围与中地板连接处等部位，这些地方在车身实验中也是容易开裂的地方。

4 驾驶室白车身模态分析[6]

4.1 白车身约束模态分析

载荷作用会导致结构的固有频率改变，想要正确地分析，任何产生预应力的载荷都需要考虑在内。因而约束模态更能反应驾驶室的动态特性，可以更好的反应出驾驶室实际工作时的振频与振幅。

图5 约束模态分析模型

在驾驶室白车身模型4 个安装点处进行空气弹簧建模，空气弹簧刚度值为： 80N/mm，阻尼值为： 2100Ns2/m。通过软件内置弹簧/减振器建模工具进行弹簧建模，得到如图5 的约束模态分析模型。其中，图中4 个圈处即为空气弹簧所在位置，弹簧下端约束6 个自由度，上端放开6 个自由度。

驾驶室的约束模态分析在求解时采用Lanczos 法[7]求解，经过计算其前12 阶固有频率见表4。

4.2 模态分析评价

车架和发动机的振动对载货车驾驶室影响最为强烈。对该车型预选发动机的基本转速参数做了统计如下：①怠速转数： 600±50r/min；②最大扭矩转数： 1400～1600r/min；③额定功率： 2200r/min。因此发动机对汽车的激励频率为：

怠速转数时激振频率： f= （600±50） /60×2±1.67=20±1.67=18.33-21.67；最大扭矩转数时激振频率: f=(1400-1600)/60×2=46.67-53.33Hz；正常行驶时激振频率: f=2200 /60×2=120Hz。

表4 16阶固有频率表

4.3 评价结论

按照法规及相关参考进行合理的分析与评价得到以下结论：

（1）发动机经常工作频率（120Hz）已经远大于驾驶室弹性模态频率，正常行驶时不会引起共振。而该驾驶室的一阶扭转频率为18.959Hz，与发动机怠速时激振频率（18.33-21.67Hz） 较接近，怠速时产生共振的可能性较大。

（2）构成驾驶室的几大分总成：前围、后围、地板、顶盖和侧围在在中、低频域内，结构振型光滑，未出现局部振动，说明整体刚性相对较强。

5 结束语

本文建立了在研发时高原型重型汽车驾驶室有限元模型，应用有限元软件对其基本力学性能进行了分析。分析结果确定，驾驶室强度及刚度均可满足使用要求，达到设计目标。模态分析发现怠速时易与发动机产生共振，为企业进行改进和制定解决方案提供参考。

[1] Akira Yamaguchi,Gosuke Wakana.Spot-weld Layout Optimization for Body Stiffness by Topology Optimization[J].SAE technical paper,2008.

[2] 邬晴晖.车身点焊结构有限元分析方法研究[J].机电工程技术，2005，3.

[3] 周传月，滕万秀，张俊堂.工程有限元与优化分析应用实例教程[M].科学出版社，2005.

[4] 王玉超，王力，宋俊.利用CWELD 和RBE2 模拟焊点模态及刚度分析[J].现代制造工程，2009，4.

[5] 邹骥.重型卡车驾驶室结构优化方法的研究[D]. 吉林大学硕士论文，2009.

[6] 曹树谦，张文德，萧龙翔.振动结构模态分析[M].天津:天津大学出社，2002.

[7] 程铭，鲍际平，吴阳年.载货汽车驾驶室基本力学性能有限元分析[J].农业装备与车辆工程，2007，8.