某越野車車身結(jié)構(gòu)強度有限元分析與平順研究碩士學(xué)位論文.doc

第1章 緒論某越野車車身結(jié)構(gòu)強度有限元分析與平順性研究碩士學(xué)位論文第1章 緒論1.1研究背景及意義汽車這一被人們稱之為“創(chuàng)造時空價值的現(xiàn)代化加速器”的交通工具，正越來越大的改變著人類的社會生活。它的生產(chǎn)能力代表了一個國家制造業(yè)整體發(fā)展水平。而我國汽車工業(yè)經(jīng)過改革開放三十多年的艱難探索，從開始的引進(jìn)技術(shù)、合資生產(chǎn)到現(xiàn)在擁有自主品牌的國產(chǎn)車。在規(guī)模和品種方面不斷縮小了與世界先進(jìn)汽車制造業(yè)的差距。但是在科技含量，保護(hù)環(huán)境，人文關(guān)懷層面我們和國外先進(jìn)汽車制造業(yè)還有很大的差距。如何縮短我們新車型的研發(fā)周期；如何保證安全性能的前提下降低企業(yè)成本；如何提高乘客的舒適性及整車的平順性，是亟待解決的難題，也是制約中國汽車行業(yè)發(fā)展的“瓶頸”所在。隨著人們生活水平的提高，汽車已不在是一種奢飾品而走進(jìn)千家萬戶，成為人們出行所選的重要的交通工具之一。這就使得越來越多的用戶關(guān)注汽車的乘坐舒適性和安全性，因此這兩項指標(biāo)(舒適性、安全性)也成為了現(xiàn)代汽車設(shè)計中兩大焦點問題。車身作為汽車的主要承載部件，它承受著來自道路激勵、載重貨物自重和顛簸慣性載荷等各種力的作用。良好的車身結(jié)構(gòu)是汽車安全性的重要保證。特別是越野車，它經(jīng)常處于極其惡劣的工作環(huán)境，如低溫、低壓、壞路甚至是無路的條件下處行駛。該車所載的儀器設(shè)備需要一個相對穩(wěn)定的環(huán)境。因此，在新車型的設(shè)計階段，對車身結(jié)構(gòu)和整車性能在各種路況下行駛的平順性和通過性是否符合人們的要求，而進(jìn)行動力學(xué)仿真計算是非常必要的。隨著計算機技術(shù)的發(fā)展，CAD/CAE技術(shù)在汽車行業(yè)得以廣泛的應(yīng)用，使得對車身這一大型結(jié)構(gòu)的計算成為可能。以國內(nèi)某汽車研制中心所開發(fā)的新型三軸越野車為對象，利用有限元數(shù)值分析技術(shù)和動力學(xué)仿真技術(shù)，解決了手工計算根本無法解決的問題。通過車身建模、動靜態(tài)分析計算，獲得該越野車承載特性和模態(tài)特性的參數(shù)，找出車身強度的薄弱環(huán)節(jié)和危險部位，為結(jié)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計和新車型的研究提供了理論依據(jù)。另外，三軸車的平順性一致以來都很差，而且對三軸車平順性研究又比較少。因此對三軸車平順性進(jìn)行仿真研究，對提高和改善駕駛員和乘客的舒適度都具有重要的實際意義。再者，針對越野車的實際使用工況，進(jìn)行越障和跨溝壕試驗，對越野車通過性能的評價提供了理論參考?？偠灾?，基于CAE技術(shù)的計算與仿真，對縮短新車型的研發(fā)周期，降低企業(yè)的生成成本都有實際的意義。1.2國內(nèi)外車身研究現(xiàn)狀1.2.1國內(nèi)車身研究現(xiàn)狀國內(nèi)在車身 CAE 方面的研究已有不少學(xué)者做了大量有意義的工作。早在二十世紀(jì)七十年代末，長春汽車研究所的谷安濤教授等人建立了車架的有限元模型，并進(jìn)行了分析計算1。當(dāng)時研究工作主要集中在車架分析及用梁單元模擬大客車骨架來計算車身的強度。隨著計算機技術(shù)的發(fā)展，有限元在車身結(jié)構(gòu)分析上得到了更為廣泛的應(yīng)用。合肥工業(yè)大學(xué)的曹文剛教授等人建立了全承載客車車身骨架結(jié)構(gòu)的量體混合有限元模型，對應(yīng)力場、位移場和低階模態(tài)進(jìn)行計算與分析，找出了結(jié)構(gòu)剛度和強度的薄弱環(huán)節(jié)。并通過電測試驗結(jié)果驗證了所建立的有限元模型的正確性。2喬淑平等人用有限元法對某轎車白車身的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行研究3。從輕質(zhì)量、高剛度角度出發(fā)建立了細(xì)化的網(wǎng)格模型，找出對整個白車身剛度影響比較敏感的零部件，并在綜合考慮各種因素情況下提出改進(jìn)剛度的方案。上海交通大學(xué)的胡志遠(yuǎn)博士等人建立某國產(chǎn)輕型客車車身剛度有限元分析模型,確定有限元模型的邊界條件及分析載荷,并對有限元模型進(jìn)行試驗驗證4。吉林大學(xué)的陳志勇博士等人在客車車身的有限元模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行了模態(tài)分析，并通過試驗驗證了計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，表明所建立的車身有限元模型能夠很好的反應(yīng)原車身結(jié)構(gòu)的振動特性 5。江蘇大學(xué)朱茂桃教授等人對某車輛車身進(jìn)行了計算模態(tài)分析,得到其計算振頻以及相應(yīng)的振型,并通過試驗得到試驗?zāi)B(tài)頻率及振型,對計算模態(tài)和試驗?zāi)B(tài)進(jìn)行振型相關(guān)性分析,將有限元的動態(tài)分析與試驗數(shù)據(jù)有機地結(jié)合起來,驗證了車身有限元模型,為車身結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了依據(jù)6。合肥工業(yè)大學(xué)的高玉華博士運用優(yōu)化設(shè)計與硬件在環(huán)分析相結(jié)合的方法，提出硬件在環(huán)白車身優(yōu)化設(shè)計方法，建立硬件在環(huán)轎車白車身優(yōu)化設(shè)計流程，并進(jìn)行了基于不同優(yōu)化目標(biāo)的白車身硬件在環(huán)優(yōu)化設(shè)計7?？偠灾?，國內(nèi)對客車和轎車車身結(jié)構(gòu)強度和剛度的分析已做了大量工作，取得了可喜的成績，但是對越野車的車身安全性的研究卻做的很少。另外由于軟硬件對模型規(guī)模的限制，模型的網(wǎng)格細(xì)化程度不夠，因而結(jié)構(gòu)的剛度特別是強度的計算結(jié)果還比較粗略，與工程實際結(jié)果有一定的差距。1.2.2國外車身研究現(xiàn)狀70 年代以來，隨著高速大容量計算機的出現(xiàn)和美國宇航局結(jié)構(gòu)分析程序 NASTRAN 的成功開發(fā)，美國幾家大的汽車公司開始了汽車結(jié)構(gòu)設(shè)計的革命，運用有限元技術(shù)對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜、動態(tài)分析。福特公司在當(dāng)時采用了 NASTRAN 軟件中的板、梁單元模擬車身，對其進(jìn)行靜態(tài)分析，從而找到了車身結(jié)構(gòu)的高應(yīng)力區(qū)，并對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。日本五十菱汽車公司在80年代末已將有限元技術(shù)應(yīng)用到車身設(shè)計的各個階段，從最初設(shè)計階段的粗略模型到設(shè)計中、后期的細(xì)化模型，分析的范圍包括強度、剛度、振動、疲勞及形貌和質(zhì)量的優(yōu)化。豐田中央研究所（Toyota Central R&D Labs.,Inc.）與密歇根大學(xué)（University of Michigan）總結(jié)了車身設(shè)計的特點，提出了車身結(jié)構(gòu)分析的理念。他們利用CAE分析平臺，可以實現(xiàn)車身結(jié)構(gòu)的非線性分析、簡化梁結(jié)構(gòu)的強度和剛度的分析，以及局部車身的振動和噪聲分析等。89福特汽車公司的相關(guān)設(shè)計人員進(jìn)行了車身有限元模型和概念模型的彎曲剛度、低階模態(tài)頻率分析。10 A. Beevers和 S. M. Steidler以某客車為研究對象，利用BEAM梁單元建立車身骨架有限元模型，在車身骨架上相應(yīng)約束位置創(chuàng)建邊界條件和根據(jù)作用力的分布施加載荷，對客車車身進(jìn)行了水平彎曲、緊急制動、極限扭轉(zhuǎn)和急轉(zhuǎn)彎四種工況的分析計算。得出了車身結(jié)構(gòu)強度和剛度薄弱環(huán)節(jié)。在此基礎(chǔ)上，有對客車后門的某個連接點進(jìn)行了疲勞壽命的分析，最后找出了連接點連接形式與疲勞壽命的關(guān)系。11總之，在國外各大汽車公司，有限元分析已貫穿車身設(shè)計的整個過程。在車身結(jié)構(gòu)設(shè)計的不同階段，依據(jù)不同的分析目的，選用不同的單元和邊界條件進(jìn)行車身結(jié)構(gòu)分析。分析所用網(wǎng)格的細(xì)化程度在數(shù)量上已經(jīng)達(dá)到百萬之多。通過多年的經(jīng)驗和數(shù)據(jù)積累，已經(jīng)形成工程分析規(guī)范。虛擬試驗已逐步取代實車試驗。概括起來，國外各大汽車公司車身 CAE 分析的特點是：（1）應(yīng)用范圍廣。包括車身的結(jié)構(gòu)強度、剛度和模態(tài)分析、塑性變形分析,復(fù)合材料分析、疲勞壽命與可靠性分析、碰撞與安全性分析、氣動或流場分析。（2）模型的細(xì)化程度高，而且對結(jié)構(gòu)的細(xì)化研究也相當(dāng)深入。特別是對結(jié)構(gòu)受力明顯的部位。（3）自動化程度高 歐美、日本的各大汽車公司利用有限元分析軟件，并結(jié)合各自的CAD系統(tǒng)進(jìn)行開發(fā)，達(dá)到了高度的自動化。節(jié)省了研究人員大量的工作時間，大大提高了工作效率。（4）CAE分析貫穿于汽車設(shè)計的整個過程。1.3國內(nèi)外平順性研究現(xiàn)狀近年來，隨著計算機技術(shù)和圖形學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，虛擬樣機技術(shù)得到了廣泛的應(yīng)用。虛擬樣機技術(shù)又稱為動態(tài)仿真技術(shù)，是指在產(chǎn)品設(shè)計開發(fā)過程中，將分散的零部件設(shè)計和分析技術(shù)(指在某單一系統(tǒng)中零部件的CAD和FEA技術(shù))揉合在一起，在計算機上建造出產(chǎn)品的整體模型，并針對該產(chǎn)品在投入使用后的各種工況進(jìn)行仿真分析，預(yù)測產(chǎn)品的整體性能，進(jìn)而改進(jìn)產(chǎn)品設(shè)計、提高產(chǎn)品性能的一種新技術(shù)?；谔摂M樣機技術(shù)的多體動力學(xué)仿真軟件，其中以ADAMS軟件最有代表性。它采用虛擬樣機技術(shù)，將大位移、非線性分析求解與用戶界面相結(jié)合，并提供與其它CAE軟件如控制分析軟件MATLAB、有限元分析軟件ABAQUS等的集成擴展設(shè)計手段。 它把分散的零部件設(shè)計與分析技術(shù)結(jié)合在一起，以提供一個全面了解產(chǎn)品性能的方法，并通過仿真分析中的反饋信息來指導(dǎo)設(shè)計。研究平順性的目的是為了控制振動的傳遞，查明汽車振動系統(tǒng)中各部件的特性。行駛平順性通過乘員的舒適程度來評價，因此行駛平順性研究的是“人一車一道路”構(gòu)成的振動系統(tǒng)。汽車在行駛過程中，路面的隨機不平度以及發(fā)動機的振動、傳動系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)和輪胎的轉(zhuǎn)動，都會引起振動。振動由輪胎、懸架、座椅等彈簧或阻尼元件作用逐漸衰減后再傳至車內(nèi)，通過駕駛員和乘客的身體反應(yīng)和內(nèi)心感受給出綜合評價。12輸入：路面不平度、車速、動力總成振動系統(tǒng)：彈性元件、阻尼元件、車身輸出：傳至人體的加速度，懸架彈簧動撓度評價指標(biāo)：加權(quán)加速度均方根值，車輪與路面的動載荷1.3.1國內(nèi)平順性研究現(xiàn)狀當(dāng)進(jìn)入21世紀(jì)，世界汽車工業(yè)正朝著安全、節(jié)能、環(huán)保、舒適的方向發(fā)展，尤其是乘坐舒適性(即汽車的平順性)已經(jīng)成為汽車技術(shù)發(fā)展的四大課題之一。在國內(nèi)外汽車市場競爭日益激勵的今天，如何在汽車設(shè)計階段就能對汽車的平順性進(jìn)行準(zhǔn)確的預(yù)測和評估，縮短設(shè)計周期，降低生產(chǎn)成本，已經(jīng)成為市場競爭取勝的關(guān)鍵。因此汽車平順性技術(shù)的研究日益受到國內(nèi)外汽車設(shè)計專家的重視1314。哈爾濱工業(yè)大學(xué)的王連明等人建立了整車系統(tǒng)的動力學(xué)模型,運用隨機振動理論給出了振動形態(tài)、懸架動撓度、車輪動載荷、座椅加速度等參量的計算方法15。南京理工大學(xué)的孫耀16和鄭州大學(xué)的李成、張萬枝等人利用多體動力學(xué)軟件ADAMS建立兩軸車的仿真模型，在隨機路面和脈沖路面下進(jìn)行仿真17，但在計算加權(quán)加速度均方根時未將頻率加權(quán)函數(shù)考慮在內(nèi)。浙江大學(xué)的王乾廷和周曉軍根據(jù)越野汽車的結(jié)構(gòu)特點和平順性試驗方法建立越野車模型,研究了不同越野車型在多種路面下的平順性18。沈陽金杯客車制造有限公司的趙珩通過理論分析,建立了路面對四輪汽車輸入的時域模型，先是對平順性的進(jìn)行仿真計算，然后對懸架進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計19。吉林大學(xué)的李秀梅利用SIMULINK建立了基于被動懸架和基于半主動懸架的1/2三軸車七自由度數(shù)學(xué)模型，利用Lab VIEW軟件搭建車輛平順性試驗測試系統(tǒng)，開發(fā)了車輛隨機輸入平順性試驗設(shè)計軟件20。南京理工大學(xué)的姚亮21由CAD軟件導(dǎo)入車身模型，在ADAMS中完成三軸車的裝配。利用Visual Basic編制了不同的路面文件并進(jìn)行仿真，但在后處理求解加權(quán)加速度均方根值時也忽視了頻率加權(quán)函數(shù)。本文在ADAMS/CAR中建立三軸車仿真模型，在隨機路面和脈沖路面下進(jìn)行不同車速的平順性仿真分析，并考慮到越野車長期工作在極端惡劣環(huán)境中，行駛在壞路甚至是無路的工況下，進(jìn)行了該車通過石階和溝壕的仿真試驗。1.3.2國外平順性研究現(xiàn)狀在平順性的研究方面，國外已經(jīng)進(jìn)行了半個多世紀(jì)的努力，早在1935年就有汽車平順性的相關(guān)文獻(xiàn)。1948年Janeway提出的Janeway準(zhǔn)則和1957年Dieckman提出了K系數(shù)法22來對平順性做出評價，這兩者在那個階段都很有影響力，然而卻難以用來評價隨機振動對汽車平順性的影響。這主要是因為這兩者的試驗都是在振動試驗臺上以正弦激勵的形式輸入。1968年 ,Pradko和Lee提出了吸收功率法（Absorded Power）來對平順性做出評價，也頗有影響力，其中“吸收功率”為一數(shù)量值，輸入給人體各個方向的吸收功率可以直接相加。231976年，Griffin教授提出的“總體乘坐值法”24比較全面，而且使用范圍特別廣。美國福特公司早在20世紀(jì)80年代就已在其開發(fā)的輕型車上采用了虛擬樣機技術(shù)，之后，通用公司、克萊斯勒公司以及德國、日本等國的汽車公司，都紛紛開始研究與運用虛擬樣機技術(shù)。并把它應(yīng)用在整車的平順性研究上。國外也有許多汽車設(shè)計師在對汽車的乘坐舒適性進(jìn)行研究，取得了很多科研成果。GOBBI，G.MASTINU和DONIESLLI等人按照多體動力學(xué)基本原理，將汽車用純數(shù)學(xué)微分方程振動模型代替汽車物理樣車進(jìn)行整車性能的研究，這個模型可以對汽車很多重要性能進(jìn)行模擬，可以通過修改各種零部件參數(shù)來實現(xiàn)對整車平順性的優(yōu)化設(shè)計25。M.Demic,和J.Lukic針對隨機振動對車輛平順性的影響進(jìn)行了研究26。1997年，T.Yoshimura等采用了“天棚阻尼器”和模糊邏輯控制對一個六自由度非線性系統(tǒng)進(jìn)行平順性研究。Perseguim Odilon T， Neto A Costa, Argentino Marcos A等人通過動力學(xué)仿真軟件建立了整車懸架的多體動力學(xué)模型和主動懸架的液壓系統(tǒng)，對主動懸架進(jìn)行了可行性分析，仿真結(jié)果表明，采用液壓懸架比采用被動懸架的車輛有更好的平順性。271.4 本文研究內(nèi)容根據(jù)上文所介紹的車身有限元分析和整車平順性仿真的重要性，利用大型結(jié)構(gòu)通用的有限元軟件和動力學(xué)仿真軟件，分別建立車身有限元模型和動力學(xué)模型，基于有限元法和動力學(xué)理論對該越野車進(jìn)行了車身的模態(tài)、剛度、強度分析以及整車的平順性研究。主要的研究內(nèi)容如下： (1)通過分析車身結(jié)構(gòu)的力學(xué)特性分析得出，該越野車和一般的車不同。車身蒙皮是主要的承載件，而骨架只是輔助支撐作用。在ABAQUS軟件中，對整個模型進(jìn)行材料屬性、截面屬性、約束、邊界條件、載荷和分析步等定義進(jìn)而完成車身有限元模型的創(chuàng)建。(2)針對汽車行駛的不同路況，對車身進(jìn)行了水平彎曲、極限扭轉(zhuǎn)、緊急制動和緊急轉(zhuǎn)彎四種工況下的有限元計算。得出了車身骨架、蒙皮的應(yīng)力和位移分布。為車身的結(jié)構(gòu)強度和剛度設(shè)計提供了理論參考。（3）根據(jù)該越野車動態(tài)性能要求，又考慮到車身結(jié)構(gòu)和載荷的對稱性。取車身的一半進(jìn)行研究。對一半車身進(jìn)行了正對稱和反對稱模態(tài)分析，提取前30階固有頻率和振型向量。計算得出了車身低階的固有頻率和振型向量。（4）對越野車車身進(jìn)行了極限扭轉(zhuǎn)狀況下的時間歷程向量分析。當(dāng)越野車右前輪壓過石塊時，車身出現(xiàn)向左扭轉(zhuǎn)的情況。所以在車身右前端與車架連接位置施加一個隨時間變化的強制位移。得出使車身材料屈服時，車身右前端的抬起高度。（5）在ADAMS/CAR軟件中建立了三軸車九自由度系統(tǒng)力學(xué)模型，應(yīng)用狀態(tài)空間分析法確定了系統(tǒng)的狀態(tài)方程。由于路面不平度是引起車輛振動最主要的激勵形式，根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)，創(chuàng)建C、D級隨機輸入路面和三角凸塊脈沖路面。在不同車速和不同路面工況下對該車的平順性進(jìn)行仿真。參照國家平順性評價指標(biāo)，對仿真結(jié)果進(jìn)行分析并得出該車的平順性的評價結(jié)果。（6）對該款越野車進(jìn)行了包括通過垂直臺階和水平壕溝的動力學(xué)仿真分析，得出質(zhì)心位置的垂直位移曲線和加速度變化曲線。依據(jù)美國越野車輛試驗評價標(biāo)準(zhǔn)，對該車通過一定垂直臺階和水平壕溝能力做出評價。1.5 本章小結(jié)本章闡述了課題的研究背景與意義，介紹了車身有限元分析和整車平順性研究的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，并且概括性的說明了本論文的研究內(nèi)容。- 67 -第2章 車身結(jié)構(gòu)的有限元分析越野車車身要求具有較高的強度、剛度和較好的耐用性。進(jìn)行車身結(jié)構(gòu)的有限元分析之前，首先根據(jù)所研究車型的具體情況，建立車身的有限元模型。這部分工作是耗時而且繁瑣的，模型合理性關(guān)系到對問題的求解規(guī)模和計算結(jié)果準(zhǔn)確性。2.1 車身幾何模型越野車車身造型以直線為主，棱角分明，威武雄壯。車身模型如圖2.1所示，駕駛室和乘員艙連為一體，全金屬結(jié)構(gòu)。其主要有車身蒙皮和內(nèi)部骨架兩大部分構(gòu)成。外表蒙皮采用超高強度鋼，主要由上U型板和下V型板焊接而成。車內(nèi)部的動力艙隔板、乘員艙隔板、乘員艙后門框鋼板與車身蒙皮焊接在一起。板的厚度與幾何形狀示意圖如表2.1所示。車身底部通過高強度螺栓與車架連接，動力艙底板與車架有固定的連接位置，乘員艙底板通過每側(cè)的三個支架與車架連接。如圖2.2所示車身骨架模型，骨架由不同截面梁相互搭接構(gòu)成框架結(jié)構(gòu)，車身骨架焊接在車身蒙皮上，骨架與車身共同承載整個車身的重量。車身蒙皮鋼板有較強的承載能力，同時內(nèi)部骨架起輔助支撐作用。圖2.1 車身蒙皮結(jié)構(gòu) 1-動力艙蓋板邊緣板；2-動力艙隔板；3-前擋風(fēng)窗邊框；4-駕駛艙頂板；5-乘員艙頂板；6-上U型板；7-乘員艙后門框；8-乘員艙車窗側(cè)板；9-乘員艙斜側(cè)板；10-乘員艙左側(cè)底板第三處支架；11-下V型板；12-乘員艙左側(cè)底板第二處支架；13-乘員艙左側(cè)底板第一處支架；14-駕駛艙門框；15-乘員艙隔板；16-動力艙側(cè)板；17-動力艙左側(cè)底板第二處連接位置；18-動力艙左側(cè)底板第一處連接位置；19-動力艙斜側(cè)板；20-動力艙散熱罩邊框。表2.1 車身鋼板厚度與形狀名稱包括部分板厚/mm示意圖上U型板左/右側(cè)車窗側(cè)板8乘員艙頂板駕駛艙頂板下v型板左/右側(cè)斜板10乘員艙底板動力艙底板乘員艙隔板6動力艙隔板10后門框板8第一處支架10第二處支架第三處支架圖2.2 車身骨架模型1-右側(cè)發(fā)動機承重梁；2-前擋風(fēng)窗邊框支撐梁；3-車頂橫梁；4-車頂縱梁；5-車底橫梁； 6-乘員艙立柱；7-乘員艙斜立柱；8-車底縱梁；9-駕駛艙斜立柱；10-駕駛艙縱梁表2.2 骨架主要梁截面參數(shù)名稱截面形狀截面尺寸/mm發(fā)動機承重梁方管梁1001006風(fēng)窗邊框梁U型梁60303駕駛艙縱梁U型梁60303車頂橫梁U型梁60303車頂縱梁U型梁60303車底橫梁U型梁120604車底縱梁L型梁100605乘員艙斜立柱U型梁60303乘員艙立柱U型梁60303駕駛艙斜立柱U型梁603032.2 車身有限元模型有限元模型是有限元分析的基礎(chǔ)，它的質(zhì)量直接影響到有限元分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。建立越野車車身有限元模型時，既要如實的反應(yīng)車身實際結(jié)構(gòu)的力學(xué)特性，又要考慮采用較少的單元和節(jié)點數(shù)目，以保證較高的計算精度和較小的求解規(guī)模。2.2.1 模型的簡化 越野車車身結(jié)構(gòu)復(fù)雜，建立詳細(xì)的車身有限元模型是一項相當(dāng)繁重的工作。車身上的一些非承載件，設(shè)計它們的目的是為了防塵保護(hù)和美觀實用，而不是從提高剛度強度方面考慮的。由于它們的質(zhì)量較輕，也不起到加強和連接作用，對車身整體的剛度和強度響應(yīng)不大，所以在盡可能反應(yīng)車身結(jié)構(gòu)受力特點的基礎(chǔ)上，忽略了這些非承載件。例如：汽車前部的防塵罩、車門把手、動力艙蓋板和工具箱。忽略的工藝小孔包括動力艙散熱罩邊框上的安裝孔和乘員艙斜側(cè)板位置的座椅安裝孔，駕駛艙及乘員艙內(nèi)飾安裝孔。忽略了一些僅是為了工藝上避讓一些管路、線束而設(shè)的小尺寸的凸臺和筋。忽略了對梁的剛度和強度影響不大的棱邊倒角。2.2.2 單元類型的選擇在建立有限元模型時考慮到車身結(jié)構(gòu)多為空間的薄殼板件，選用四邊形殼單元(S4)模擬。這是一種具有4個節(jié)點的四邊形有限薄膜應(yīng)變線性完全積分殼單元，它考慮了薄膜模式和面內(nèi)彎曲問題，具有較高的精度。在不規(guī)則的拐角區(qū)域或者不易使用四邊形單元的地方選擇三角形殼單元(S3)進(jìn)行模擬，這是一種具有3節(jié)點的三角形有限薄膜應(yīng)變線性殼單元。三角形單元和四邊形單元相比較，在保證形狀較好(沒有很小的銳角)的情況下，即使兩種單元變形不會產(chǎn)生很大差別，應(yīng)力分布也會很大差別。當(dāng)三角形最小銳角很小時，結(jié)點位移偏差較大1。所以車身蒙皮的選擇主要以四邊形殼單元為主，三角形殼單元為輔。選擇殼單元模擬的優(yōu)點是能相對真實的反應(yīng)出連接處的情況，缺點是前處理時間工作量大，計算時間長。2第一章車身骨架是由不同截面形狀的梁組成。由于梁的橫截面上的尺寸遠(yuǎn)小于其軸向尺寸，并且沿長度方向的應(yīng)力是最主要的考慮因素。在有限元中是用一根通過截面型心的直線來代替具有一定橫截面尺寸的梁。因此選用梁單元(B31)進(jìn)行模擬。它及適用于模擬剪切變形起主要作用的深梁，又適用于模擬剪切變形不太重要的細(xì)長梁。用梁單元建模具有模型簡單，求解速度快等優(yōu)點，但是前處理中要為每根梁定義截面形狀、梁的切線方向和截面軸方向，工作量特別大。2.2.3 單元尺寸對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行離散時，所采用的單元尺寸對模擬車身結(jié)構(gòu)力學(xué)特性的準(zhǔn)確程度非常重要。在確定單元尺寸大小時，存在計算精度和時間之間的矛盾。從計算精度方面來說，單元尺寸越小，節(jié)點數(shù)越多，計算精度就越高，但是這樣計算時間長，成本較高。當(dāng)單元尺寸減小的一定程度時候，車身有限元模型對結(jié)果的準(zhǔn)確性提高幅度會很小，然而計算成本卻急劇的增加。因此，在離散實際結(jié)構(gòu)時，一定要平衡好這一對矛盾。車身蒙皮鋼板選用的單元尺寸為：20mm20mm ,骨架梁單元的尺寸是20mm 。單元數(shù)量如表2.3所示 表2.3 單元和節(jié)點數(shù)目模型總節(jié)點總單元S4單元S3單元B31單元數(shù)目126056126033122781133419182.2.4材料屬性車身蒙皮鋼板是一種超過強度鋼，內(nèi)部骨架的材料為Q345。材料的重要參數(shù)如表2.4所示。表2.4 材料參數(shù)名稱材料名稱屈服強度MPa彈性模量/MPa泊松比密度車身蒙皮12002100000.3車身骨架Q3453452.2.5車身與骨架的連接 車身蒙皮鋼板與骨架是焊接在一起的，在分析過程中它們之間牢固的粘結(jié)著，不考慮彼此之間有分離的情況。為了建立骨架與鋼板的剛性連接關(guān)系，使用ABAQUS軟件中的Tie約束的方式，這種約束可以用來模擬焊接等剛性連接關(guān)系，被連接的兩個面可以有不同的幾何形狀和網(wǎng)格。2.2.6 定義載荷車身的主要載荷包括車身自重、發(fā)動機和傳動箱載荷、負(fù)載設(shè)備、空調(diào)載荷、車窗玻璃、乘員和座椅。如圖2.3所示 圖2.3 車身受力圖示意圖載荷大小、作用位置和作用方式如表2.4所示 表2.4 載荷大小與分布載荷名稱載荷大小/N數(shù)量作用位置作用方式車身自重446881車身各個節(jié)點位置體積力（body force）發(fā)動機和傳動箱161211發(fā)動機承重梁線載荷（line load）負(fù)載設(shè)備58801乘員艙頂部圓孔附近均布載荷（pressure）乘員和座椅93112下v型板的斜側(cè)板上均布載荷（pressure）每塊玻璃39208車窗下邊框上殼邊載荷（shell edge load）空調(diào)載荷10781乘員艙頂部中心線均布載荷（pressure）2.3 車身有限元分析的技術(shù)指標(biāo)2.3.1 強度指標(biāo)根據(jù)強度準(zhǔn)則，強度是指機器或機械零件抵抗斷裂、表面接觸疲勞和塑性變形的能力。車身的主要失效形式是局部發(fā)生斷裂或塑性變形。對于由塑性材料組成的車身，因在外力作用下，車身處于三向復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)，所以按第四強度理論計算車身應(yīng)力，其強度條件為 （3-1）式中、為主應(yīng)力，許用應(yīng)力的計算公式為： （3-2）其中為材料的屈服極限，為許用安全系數(shù)，輕型越野車車身骨架安全系數(shù)2，輕型越野車車架安全系數(shù)3。為了保證該越野車的足夠安全，選用車身鋼板安全系數(shù)，車身骨架安全系數(shù)，把安全系數(shù)代入（3-2）得出車身蒙皮鋼板的許用應(yīng)力=600MPa，車身骨架=230MPa。2.3.2 剛度指標(biāo)剛度是指零件抵抗彈性變形的能力。越野車在靜止或者行駛的情況下由于自重和負(fù)載的作用使車身產(chǎn)生彈性變形不得超過允許的限度，稱之為車身的剛度要求。剛性準(zhǔn)則的一般表達(dá)式（廣義的彈性變形量小于等于許用變形量）為 （3-3）式中y 為許用變形，目前，車身結(jié)構(gòu)的剛度應(yīng)該滿足什么樣標(biāo)準(zhǔn)尚無定論，也沒有同類車型的越野車剛度評價標(biāo)準(zhǔn)，選用載貨汽車車架和后置發(fā)動機的客車變形量的最大值都不得超過10mm456做為參考標(biāo)準(zhǔn)。車身剛度的另一種研究方法是開口變形率7。它是對角線的變化值與對角線的原始長度的比值。如圖2.4、2.5所示車身左側(cè)第一處車窗和乘員艙后門框?qū)蔷€a、b示意圖。當(dāng)開口出現(xiàn)變形的時候，一條對角線變長，另一條會變短。無論對角線變長還是變短，取變化最大的研究開口變形率。開口變形的大小決定了緊急情況下車門能否開啟。若開口變形過大可能造成車門開啟困難，在緊急情況下不利于乘客的逃生。另外大的變形會擠壓擋風(fēng)玻璃，使得玻璃更容易破損。也會造成車體密封不嚴(yán)，會出現(xiàn)灰塵、雨水和噪聲的滲入。 圖2.4 第一處車窗 圖2.5 乘員艙后門框2.4 水平彎曲工況2.4.1 載荷與邊界條件越野車靜止或者勻速行駛在平坦的路面時，由于路面的支反力和車身自重的作用使車身產(chǎn)生靜彎曲。這一模型類似于經(jīng)典的簡支梁結(jié)構(gòu)，梁的一端固支，另一端鉸支，在梁的中部加一個垂直向下的作用力。梁相當(dāng)于車身，車輪相當(dāng)于固定點，作用力大小取決于車身各處的靜載荷和垂直加速度的值。越野車在滿載的情況下進(jìn)行水平彎曲計算，所受的力包括：車身自重、車窗玻璃、重力發(fā)動機和傳動箱、空調(diào)和負(fù)載、乘員和座椅等。車身與車架采用高強度螺栓連接，在連接位置施加約束。如圖2.6所示車身底板俯視圖，車身底板與車架連接位置左右兩側(cè)各五處，左右位置相同，圖中只標(biāo)出來右側(cè)位置。箭頭指向汽車前進(jìn)方向。連接位置1、2位于動力艙底板，對應(yīng)的是汽車右前輪。連接位置3、4、5是乘員艙底板右側(cè)的三處支架，用來與車架連接，對應(yīng)越野車的中、后輪。整車的坐標(biāo)系的原點如圖2.6所示，x軸經(jīng)過車身底板的縱向中軸線， y軸經(jīng)過第二處支架的中心， z軸垂直于車底板向上。水平彎曲工況的約束條件是：左前輪約束y、z方向平動自由度；右前輪約束z方向平動自由度；左后兩個車輪處約束x、y、z方向平動自由度；右后兩個車輪處約束x、z方向平動自由度。圖2.6 車身底部約束位置示意圖1-動力艙底板右側(cè)第一處約束位置；2-動力艙底板右側(cè)第二處約束位置；3-乘員艙底板右側(cè)第一處約束位置；4-乘員艙底板右側(cè)第二處約束位置；5-乘員艙底板右側(cè)第三處約束位置2.4.2 強度計算結(jié)果與分析如圖2.7所示彎曲工況下車身應(yīng)力分布圖，高應(yīng)力區(qū)主要集中在車身與車架的螺栓連接點處， Mises應(yīng)力最大值為135.6MPa，位于車身底部左側(cè)第一處支架上如圖2.8所示，其余部位應(yīng)力值相對較小。如圖2.9所示乘員艙頂板應(yīng)力云圖，由于車身頂部空調(diào)和負(fù)載設(shè)備的重力作用，使得乘員艙頂板對應(yīng)位置橫梁與縱梁交接位置出現(xiàn)了較大的應(yīng)力，其Mises應(yīng)力值為126.9MPa。圖2.10為乘員艙車窗側(cè)板Mise應(yīng)力云圖，乘員艙側(cè)板與頂板交接處也出現(xiàn)了較大的應(yīng)力值，其值為110.3MPa，其原因一方面是空調(diào)和負(fù)載的重力作用，另一方面是頂板和側(cè)板的交接處類似于簡支梁的根部，當(dāng)在簡支梁的一端施加作用力時，結(jié)果是梁的根部應(yīng)力最大，受力的位置位移最大。如圖2.11所示動力艙隔板應(yīng)力，Mises應(yīng)力的最大值為49.6MPa，應(yīng)力主要分布在隔板的下側(cè)邊緣與車身連接的位置。如2.12所示乘員艙隔板應(yīng)力圖，Mises應(yīng)力的最大值10.49MPa，應(yīng)力主要分布的區(qū)域在隔板門框下側(cè)的內(nèi)邊緣。如圖2.13所示后門框應(yīng)力圖，最大Mises應(yīng)力值為35.92MPa，出現(xiàn)在門框的內(nèi)側(cè)尺寸突變的位置。水平彎曲工況下車身鋼板Mises應(yīng)力最大值為135.6MPa，遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力600MPa，所以車身強度是安全的，并且有較大的安全富余。圖2.14為車身內(nèi)部骨架的Mises應(yīng)力圖，應(yīng)力最大值為28.76MPa，出現(xiàn)在駕駛艙斜側(cè)板處。即使是最大的應(yīng)力值也遠(yuǎn)小于梁材料的許用應(yīng)力230MPa。所以此種工況下車身骨架有較大的強度富余。 圖2.7 車身應(yīng)力分布圖 圖 2.8 應(yīng)力最大的支架 圖2.9 乘員艙頂板應(yīng)力圖 圖 2.10 乘員艙車窗應(yīng)力圖 圖2.11 動力艙隔板應(yīng)力圖 圖2.12乘員艙隔板應(yīng)力圖圖2.13 后門框應(yīng)力圖 圖2.14 內(nèi)部骨架應(yīng)力分布圖2.4.3 剛度計算結(jié)果與分析在水平彎曲工況下該越野車最大位移發(fā)生在乘員艙頂板空調(diào)和負(fù)載設(shè)備之間的位置。如圖2.15車身位移云圖所示，合位移最大值為3.098mm。如圖2.16、2.17和2.18所示車身在水平彎曲工況下x、y、z方向位移圖。x方向位移的最大值是-0.1886mm（負(fù)號表示與規(guī)定的方向相反），出現(xiàn)在乘員艙隔板中間靠上的位置。y方向位移的最大值為-0.5832mm，出現(xiàn)在左車窗側(cè)板的中部。z方向位移的最大值為-3.098mm，出現(xiàn)在乘員艙頂板中軸線上。如圖2.19所示乘員艙頂板位移圖，最大合位移為3.098mm。如圖2.20所示乘員艙隔板位移云圖，最大合位移為0.3799mm，出現(xiàn)的隔板門框上邊緣的中間部位。車身鋼板的最大位移值3.098mm小于參考的評價標(biāo)準(zhǔn)10mm，所以判斷水平彎曲工況下車身鋼板的剛度合格，而且有較大的剛度富余。圖2.12為車身內(nèi)部骨架的位移云圖，梁合位移的最大值為3.031mm，圖中指出了發(fā)生最大位移梁所在的位置。出現(xiàn)在乘員艙頂板從后往前第四段橫梁上。產(chǎn)生最大位移的原因一方面是空調(diào)重力、負(fù)載和鋼板自身的重力作用，另一方面乘員艙頂板的兩個方向跨度都較大，即離支撐點的距離較遠(yuǎn)，造成這些位置的剛度相對薄弱。車身骨架x、y、z方向位移的最大值分別為-0.00576mm，-0.529mm，-3.031mm。車身骨架的最大變形量為3.031mm也小于參照評價標(biāo)準(zhǔn)10mm，所以車身骨架剛度合格。 圖 2.15 車身合位移圖 圖2.16 車身x方向位移圖 圖2.17 車身y方向位移圖 圖2.18 車身z方向位移圖 圖 2.19 乘員艙頂板位移圖 圖2.20 乘員艙隔板位移圖 圖 2.12 內(nèi)部骨架位移分布圖水平彎曲工況下，主要開口部位的變形，如何計算的？如表2.5所示。 最大變形量僅為0.11mm，出現(xiàn)在乘員艙后門框，其相應(yīng)的變形率0.00614%。這一變形量遠(yuǎn)不會影響車門的開閉。表2.5 主要變形部位的開口變形量工況位置原長/mm變化量的絕對值/mm相對變化率/%水平彎曲駕駛艙門框1216.10.060.0049乘員艙第一風(fēng)窗框5160.0370.072乘員艙第二風(fēng)窗框5460.0180.00329乘員艙第三風(fēng)窗框5460.0130.00238乘員艙第四風(fēng)窗框5460.0440.0073乘員艙后門框1788.960.110.006142.5 極限扭轉(zhuǎn)工況2.5.1 載荷與邊界條件 汽車行駛在崎嶇不平的道路上時，由于路面的不平度使得車身承受非對稱支撐下的靜態(tài)扭轉(zhuǎn)載荷。在扭轉(zhuǎn)工況下，動載荷在時間上變化緩慢，所以車身的扭轉(zhuǎn)特性可以看做是靜態(tài)的。實驗證明，靜載荷和動載荷所測得的車身薄弱環(huán)節(jié)是一致的4。因此，以越野車在滿載情況下右前輪懸空為例,就車身所在極限扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力和位移分布進(jìn)行計算。極限扭轉(zhuǎn)工況下的載荷與車身在水平彎曲工況下相同，在此不再重述。右前輪懸空的極限扭轉(zhuǎn)工況的約束條件是：約束左前輪y、z方向的平動自由度；為了模擬右前輪懸空的情況，釋放右前輪的所有自由度；約束左后兩個車輪x、y、z方向的平動自由度；約束右后兩個車輪x、z方向的平動自由度。2.5.2 強度計算結(jié)果與分析如圖2.13，2.14所示，極限扭轉(zhuǎn)工況下車身上的最大Mises應(yīng)力值為337.9MPa，大于靜彎曲工況下的應(yīng)力，且出現(xiàn)在車身右側(cè)第一處支架上。如圖2.15所示，動力艙底板的Mises應(yīng)力最大值為215.8MPa，出現(xiàn)在動力艙底板的左側(cè)螺栓連接位置。該連接位置與乘員艙右側(cè)的第一處支架承擔(dān)了主要的由于右前輪懸空而產(chǎn)生的多余載荷。由于對車身約束狀況的不同，車身的其它部位應(yīng)力均有所改變，但是都小于支架和動力艙底板位置。如圖2.16所示，乘員艙車窗所在鋼板Mises應(yīng)力最大值為103.5MPa。極限扭轉(zhuǎn)工況下車身鋼板的最大Mises應(yīng)力值337.9MPa，小于許用應(yīng)力600MPa，所以車身鋼板有較大的強度安全裕度。如圖車身骨架的最大Mises應(yīng)力值為22.55MPa，位于前擋風(fēng)玻璃框的右側(cè)。其值小于許用應(yīng)力230MPa,所以此種工況下車身骨架具有較大的強度富余。圖2.13 車身的應(yīng)力分布圖圖2.14 支架的應(yīng)力分布圖圖2.15 動力艙底板圖2.16 乘員艙車窗應(yīng)力圖 圖 2.17內(nèi)部骨架應(yīng)力分布圖2.5.3 剛度計算結(jié)果與分析右前輪懸空的極限扭轉(zhuǎn)工況下，由于自重和發(fā)動機載荷的作用使得車身的右前端向右下偏斜。如圖2.18所示，整車的最大合位移仍然出現(xiàn)在乘員艙頂板負(fù)載設(shè)備和空調(diào)之間的位置，位移值為3.813mm。整車x方向的位移最大值-0.045mm，出現(xiàn)在車的右前端。y方向位移的最大值為2.329mm，出現(xiàn)在車頂后部。z方向位移最大值為-3.329mm，也就是整車最大合位移發(fā)生的位置。圖2.19為乘員艙頂板位移云圖，在極限扭轉(zhuǎn)工況下最大的垂直位移出現(xiàn)在這塊鋼板上。與靜彎曲工況（圖2.11）相比，最大的位移點不是在頂板的中軸線上，而是向右側(cè)有所偏移。車身鋼板的位移的最大值3.813mm，小于剛度的參考評價標(biāo)準(zhǔn)10mm，所以判斷該車身剛度合格，并且有較大的剛度富余。如圖2.20所示內(nèi)部骨架的位移圖，合位移的最大值為3.779mm，圖中指出了發(fā)生最大位移梁所在的位置。骨架x、y、z方向位移的最大值分別為-0.043mm，2.312mm，-3.298mm。位移的最大值3.779mm，小于剛度的參考評價標(biāo)準(zhǔn)10mm，所以判斷該車骨架剛度合格，并且有較大的剛度富余。 圖 2.18 車身位移云圖圖 2.19 乘員艙頂板位移云圖 圖 2.20 內(nèi)部骨架位移分布圖在極限扭轉(zhuǎn)工況下車身各個開口部位的變形量如表2.6所示。通過這些數(shù)據(jù)明顯可以看出，乘員艙后門框的開口變形量的絕對值和相對變化率與其它開口部位相比較大，其值為1.53mm，相對變化率的最大值僅為0.085%，這一變形量不會影響車門的開閉。表 2.6 主要變形部位的開口變形量 工況位置對角線原長/mm變化量絕對值/mm相對變化率/%扭轉(zhuǎn)工況駕駛艙門框1216.10.40.032乘員艙第一風(fēng)窗框5160.040.0078乘員艙第二風(fēng)窗框5460.020.036乘員艙第三風(fēng)窗框5460.010.018乘員艙第四風(fēng)窗框5460.040.0073乘員艙后門框1788.961.530.0852.6 緊急轉(zhuǎn)彎工況2.6.1 載荷與邊界條件汽車在滿載的情況下緊急轉(zhuǎn)彎，車身除了受到乘客及車輛載荷外還受到橫向的慣性力的作用。慣性力對車身鋼板及骨架施加較大的彎矩作用，尤其當(dāng)以較快的車速轉(zhuǎn)彎時慣性力更大。另外慣性力的大小還與轉(zhuǎn)彎半徑和車載質(zhì)量有關(guān)，轉(zhuǎn)彎半徑越小，車載質(zhì)量越大，轉(zhuǎn)彎時的橫向慣性力就越大。轉(zhuǎn)彎工況與水平彎曲工況的載荷絕大部分相同，唯一不同的是要在車身的橫向添加一個向左的加速度（0.4g）來模擬右轉(zhuǎn)彎所產(chǎn)生的向左慣性力。該工況假設(shè)中后輪完全側(cè)滑的極限狀態(tài)。其邊界條件是：約束左前輪x和z方向的平動自由度；約束右前輪x、y、z方向的平動自由度；約束后兩排車輪的z方向平動自由度。2.6.2 強度計算結(jié)果與分析如圖2.21所示，車底板應(yīng)力云圖，上邊是車的左側(cè)，下邊是車的右側(cè)，左邊是前進(jìn)的方向。越野車緊急右轉(zhuǎn)彎的工況下車身整體的應(yīng)力水平比較低，最大Mises應(yīng)力值為187.5MPa，出現(xiàn)在動力艙底板左側(cè)前端的螺栓連接位置，如圖2.22所示。其原因一方面是向左的慣性力作用下車身有向左的運動趨勢，另一方面是行駛方向的突然改變，車身有向前運動的趨勢，再加上發(fā)動機載荷的作用，使得動力艙的左側(cè)前端應(yīng)力值較大。另外，在乘員艙底板左側(cè)螺栓連接位置的應(yīng)力也明顯大于底板右側(cè)。最大Mises應(yīng)力值187.5MPa小于鋼板材料的許用應(yīng)力600MPa，所示車身鋼板的強度合格，并且有較大的富余。車身內(nèi)部骨架的應(yīng)力值相對較小，最大Mises應(yīng)力值29.39MPa，出現(xiàn)在駕駛艙左側(cè)圍斜立柱上，其余部位的Mises應(yīng)力值較小，如圖2.23所示。在轉(zhuǎn)彎工況下，Mises應(yīng)力的最大值29.39MPa小于梁材料的許用應(yīng)力230MPa，所以車身骨架強度合格，且有較大的強度富余。 圖 2.21 車身應(yīng)力分布圖 圖 2.22 動力艙底板應(yīng)力分布圖 圖 2.23 內(nèi)部骨架應(yīng)力分布圖2.6.3 剛度計算結(jié)果與分析從圖2.24可以看出整個車身的最大合位移值為3.22mm，出現(xiàn)在乘員艙頂板空調(diào)和負(fù)載設(shè)備之間的位置。如圖2.25所示，乘員艙頂板的位移云圖，與水平彎曲工況相比位移量提高了4%。車身x方向位移最大值為-0.0242mm，出現(xiàn)在乘員艙隔板中間靠上的區(qū)域。y方向位移的最大值為-1.415mm，出現(xiàn)在左車窗側(cè)板中部。z方向位移的最大值為-3.113mm，出現(xiàn)在乘員艙頂部，合位移的最大處。考慮到最大的位移值3.22mm小于參考的剛度評價標(biāo)準(zhǔn)10mm，所以判斷車身鋼板的剛度合格，而且有較大的富余。圖2.26為內(nèi)部骨架位移云圖，最大合位移值3.139mm，出現(xiàn)在乘員艙頂板從后往前第四段橫梁上。此位置出現(xiàn)最大位移量是因為橫梁的跨度較大，再加上空調(diào)和鋼板重力的影響，使得該處剛度相對薄弱。車身骨架x、y、z方向位移的最大值分別是-1.764mm、-1.297mm、-3.046mm。車身骨架合位移的最大值3.139mm遠(yuǎn)小于參考的剛度評價標(biāo)準(zhǔn)10mm，所以判斷車身骨架的剛度合格，而且有較大的富余。圖 2.24 車身位移分布圖圖 2.25 乘員艙頂板位移圖圖 2.26 內(nèi)部骨架位移分布圖開口部位的變形如表2.7所示。通過這些數(shù)據(jù)明顯可以看出車身在轉(zhuǎn)彎工況下主要開口部位的變形量都比較小，仍然是后門框的變形量較大，值為0.35mm。其相對變化率為0.0195%，這樣的變形量不會影響車門的開閉。表2.7 主要變形部位的開口變形量 工況位置原長/mm變化量的絕對值/mm相對變化率/%轉(zhuǎn)彎工況駕駛艙門框1216.10.10.0082乘員艙第一風(fēng)窗框5140.040.0078乘員艙第二風(fēng)窗框5460.0210.038乘員艙第三風(fēng)窗框5460.0120.0021乘員艙第四風(fēng)窗框5460.0440.0081乘員艙后門框1788.960.350.01952.7 制動工況2.7.1載荷與邊界條件由于慣性力的作用，汽車在緊急加速或制動時車身及其骨架將承受縱向載荷的作用?？v向載荷的大小取決于車體質(zhì)量和制動加速度這兩大參數(shù)。緊急制動工況計算主要考慮車身的最大制動加速度0.75g為什么給0.75g，假設(shè)所有車輪全部抱死的情況。與水平彎曲工況的載荷施加方式絕大部分相同，需要增添一個方向向前縱向加速度0.75g，來模擬制動情況。緊急制動工況下的位移邊界條件是：約束左前輪x、y、z三個方向的平動自由度；約束右前輪x、z方向的平動自由度；約束左后兩個車輪的x、y、z三個方向的平動自由度；約束右后兩個車輪的x、z方向的平動自由度。所有車輪都約束了x方向的平動自由度用來模擬車輪在緊急制動工況下抱死的情形。2.7.2 強度計算結(jié)果與分析如圖2.27顯示車身底板Mises應(yīng)力，上邊是車的左側(cè)，下邊是車的右側(cè)，左邊是前進(jìn)的方向。越野車在制動工況下的Mises應(yīng)力最大值為146.1MPa，出現(xiàn)在動力艙底板的螺栓連接處。與水平彎曲工況相比，應(yīng)力值提高了7%。由于緊急剎車所產(chǎn)生的慣性力使最大應(yīng)力位置前移。如圖2.28所示，動力艙底板應(yīng)力云圖，最大的應(yīng)力值出現(xiàn)在底板左側(cè)前端的螺栓連接位置。圖2.29為車身頂板應(yīng)力云圖，最大Mises應(yīng)力值為128.2MPa，出現(xiàn)在車身骨架橫梁與縱梁搭接的位置，并且位于空調(diào)安裝位置的下方。如圖2.30所示，車身底板第一處支架的Mises應(yīng)力最大，值為139.4MPa，因為這個位置正好處于空調(diào)安裝位置的下方，整個質(zhì)量較大，產(chǎn)生的慣性力也較大，所以導(dǎo)致此處的應(yīng)力值最大。發(fā)生在螺栓連接位置附近。車身鋼板Mises應(yīng)力最大值為146.1MPa，小于許用應(yīng)力600MPa，所以在制動工況下車身鋼板的強度是合格的。 車身內(nèi)部骨架的最大Mises應(yīng)力分布在駕駛艙斜側(cè)梁上，最大應(yīng)力值為35.23MPa，圖2.31已指出其所在位置。另外車頂橫梁與側(cè)圍立柱搭接的位置也出現(xiàn)了較大的應(yīng)力，其Mises應(yīng)力值為10.73MPa。與梁材料的許用應(yīng)力值230MPa相比，整體骨架的應(yīng)力值都比較小，所以得出在制動工況下車身骨架的強度合格，并且有較大的富余。圖2.27 車身應(yīng)力分布圖圖 2.28 動力艙底板應(yīng)力分布圖 圖2.29 車身頂板應(yīng)力 圖2.30 支架的應(yīng)力分布圖 圖 2.31 內(nèi)部骨架應(yīng)力分布圖2.7.3 剛度計算結(jié)果與分析在緊急制動工況下整個車身的最大合位移為3.114mm，如圖2.27，2.28所示，仍然發(fā)生在乘員艙頂部空調(diào)和負(fù)載設(shè)備之間位置，也是在頂板的中軸線上?？梢姶朔N工況下整車的位移并不大。由于緊急制動所產(chǎn)生的向前的慣性力使得乘員艙隔板和動力艙隔板都有不同程度的向前鼓起，如圖2.29為乘員艙隔板x方向的位移值為-0.487mm，負(fù)號表示與定義的坐標(biāo)