【文章內(nèi)容簡介】 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。 強(qiáng)度計算結(jié)果與分析，，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。，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。，小于許用應(yīng)力600MPa，所以車身鋼板有較大的強(qiáng)度安全裕度。，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(qiáng)度富余。 車身的應(yīng)力分布圖 支架的應(yīng)力分布圖 動力艙底板 乘員艙車窗應(yīng)力圖 圖 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(jī)載荷的作用使得車身的右前端向右下偏斜。，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。，出現(xiàn)在車的右前端。，出現(xiàn)在車頂后部。，也就是整車最大合位移發(fā)生的位置。，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（）相比，最大的位移點(diǎn)不是在頂板的中軸線上，而是向右側(cè)有所偏移。，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。，圖中指出了發(fā)生最大位移梁所在的位置。骨架x、y、。，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 車身位移云圖圖 乘員艙頂板位移云圖 圖 內(nèi)部骨架位移分布圖。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，%，這一變形量不會影響車門的開閉。表 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)工況駕駛艙門框乘員艙第一風(fēng)窗框516乘員艙第二風(fēng)窗框546乘員艙第三風(fēng)窗框546乘員艙第四風(fēng)窗框546乘員艙后門框 緊急轉(zhuǎn)彎工況 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（）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。 強(qiáng)度計算結(jié)果與分析，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，出現(xiàn)在動力艙底板左側(cè)前端的螺栓連接位置。其原因一方面是向左的慣性力作用下車身有向左的運(yùn)動趨勢，另一方面是行駛方向的突然改變，車身有向前運(yùn)動的趨勢，再加上發(fā)動機(jī)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)。，所示車身鋼板的強(qiáng)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，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。在轉(zhuǎn)彎工況下，所以車身骨架強(qiáng)度合格，且有較大的強(qiáng)度富余。 圖 車身應(yīng)力分布圖 圖 動力艙底板應(yīng)力分布圖 圖 內(nèi)部骨架應(yīng)力分布圖 剛度計算結(jié)果與分析，出現(xiàn)在乘員艙頂板空調(diào)和負(fù)載設(shè)備之間的位置。，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%。，出現(xiàn)在乘員艙隔板中間靠上的區(qū)域。，出現(xiàn)在左車窗側(cè)板中部。，出現(xiàn)在乘員艙頂部，合位移的最大處。，所以判斷車身鋼板的剛度合格，而且有較大的富余。，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、。，所以判斷車身骨架的剛度合格，而且有較大的富余。圖 車身位移分布圖圖 乘員艙頂板位移圖圖 內(nèi)部骨架位移分布圖。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。%，這樣的變形量不會影響車門的開閉。 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)彎工況駕駛艙門框乘員艙第一風(fēng)窗框514乘員艙第二風(fēng)窗框546乘員艙第三風(fēng)窗框546乘員艙第四風(fēng)窗框546乘員艙后門框 制動工況由于慣性力的作用，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。縱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)。，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，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。 強(qiáng)度計算結(jié)果與分析，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。，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。，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。，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。，車身底板第一處支架的Mises應(yīng)力最大，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。，小于許用應(yīng)力600MPa，所以在制動工況下車身鋼板的強(qiáng)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。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。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(qiáng)度合格，并且有較大的富余。 車身應(yīng)力分布圖圖 動力艙底板應(yīng)力分布圖 車身頂板應(yīng)力 支架的應(yīng)力分布圖 圖 內(nèi)部骨架應(yīng)力分布圖 剛度計算結(jié)果與分析，，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。可見此種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，負(fù)號表示與定義的坐標(biāo)方向相反，出現(xiàn)在乘員艙隔板中部偏上的位置。，最大位移值出現(xiàn)在隔板頂部中心的位置，也是整個車身x方向位移最大的位置。，出現(xiàn)在乘員艙車窗側(cè)板中部區(qū)域。，位于整車合位移的最大區(qū)域。，所以車身鋼板的剛度合格。，出現(xiàn)在從后往前第四段橫梁上。骨架x、y、負(fù)號表示與規(guī)定的方向相反。，小于10mm這一剛度評價標(biāo)準(zhǔn)。圖 車身位移分布圖圖 乘員艙頂板位移圖 圖 乘員艙隔板x方向位移圖圖 動力艙隔板x方向位移圖圖 內(nèi)部骨架位移圖。通過這些數(shù)據(jù)明顯可以看出，各個開口變形量和相對變化率都比較小，出現(xiàn)在乘員艙后門框，%。相對變化率最大的部位是乘員艙第四風(fēng)窗框，%。在制動工況下車身開口變形量不足以影響車門的開閉，更不會 壓碎玻璃。 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/%制動工況駕駛艙門框乘員艙第一風(fēng)窗框514乘員艙第二風(fēng)窗框546乘員艙第三風(fēng)窗框546乘員艙第四風(fēng)窗框546乘員艙后門框 本章小結(jié)本文通過對越野車車身結(jié)構(gòu)在四種工況下（水平彎曲、懸空、轉(zhuǎn)彎、制動）的有限元靜態(tài)分析。查明了車身在各種工況下的應(yīng)力分布和變形情況，并研究了各個工況下的約束和加載方法。從分析結(jié)果看，越野車車身有強(qiáng)度和剛度都滿足要求，而且都有較大富余量。**用一個表將各種載荷工況的應(yīng)力和位移計算結(jié)果歸納總結(jié)第3章 車身結(jié)構(gòu)的動力學(xué)分析 車身結(jié)構(gòu)要有良好的動態(tài)特性。開展車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率及振型分析，可以預(yù)測車身與動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、路面激勵等發(fā)生相互影響的可能性,從而通過結(jié)構(gòu)的合理設(shè)計避開共振頻率。模態(tài)分析方法分為解析模態(tài)法和試驗?zāi)B(tài)法兩種。通過有限元計算得到模態(tài)參數(shù)的方法稱為解析模態(tài)法，基于對實驗采集的系統(tǒng)輸入、輸出信號作分析處理得到模態(tài)參數(shù)的方法稱為試驗?zāi)B(tài)法。相比較試驗?zāi)B(tài)法，解析模態(tài)法的優(yōu)點(diǎn)是周期短、成本低，而且可以為試驗?zāi)B(tài)指出關(guān)鍵振動區(qū)域，使得測試點(diǎn)的布置不在盲目。用模態(tài)分析的結(jié)構(gòu)確定后續(xù)的動力響應(yīng)分析的時間步長，對車身在于極限扭轉(zhuǎn)工況下進(jìn)行動力學(xué)計算。 車身固有特性計算個自由度系統(tǒng)的振動微分方程為： （31）式中，和分別是結(jié)構(gòu)質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣。和 分別為系統(tǒng)各點(diǎn)的加速度響應(yīng)向量，速度響應(yīng)向量，位移響應(yīng)向量和激振力向量。車身是一種彈性結(jié)構(gòu)，而彈性結(jié)構(gòu)的振動又是連續(xù)體的振動，位移是連續(xù)的，且具有無限多個自由度。經(jīng)過對車身進(jìn)行有限元離散化后，連續(xù)系統(tǒng)就離散成有限個自由度系統(tǒng)的振動。由于模態(tài)是系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有特性，與外部載荷條件無關(guān)，又因為結(jié)構(gòu)阻尼對模態(tài)頻率及振型影響很小，因此系統(tǒng)的固有頻率和振型可以通過下式求解。 （32）自由振動時各節(jié)點(diǎn)做簡諧運(yùn)動，其位移可以表示為： (33) 式子中，為各節(jié)點(diǎn)的振幅向量，即固有振型；為該振型對應(yīng)的固有頻率；是相位角。將（33）代入（32）就得到對應(yīng)的特征方程為： （34）由于各節(jié)點(diǎn)的振幅不可能去為零，所以式（34）中的矩陣行列式必須為零，由此求得解結(jié)構(gòu)的固有頻率方程為： (35)方程（35）的解法就是解線性問題的特征值，可以用子空間迭代法、廣義雅克比法等方法求解。對于車身這樣的大型結(jié)構(gòu)，通常關(guān)心的是低階的固有頻率和振型。設(shè)車身結(jié)構(gòu)離散化以后有個自由度，則結(jié)構(gòu)的剛度矩陣和質(zhì)量矩陣都是階方陣，由此可以求出個固有頻率（0,1,2……）。表示最低階頻率。在對大型結(jié)構(gòu)進(jìn)行對稱特征值求解問題時，主要算法有Lanczos算法和子空間迭代法。兩種算法的都有各自特點(diǎn)和適應(yīng)條件，從效率方面來說，Lanczos方法對于計算大量自由度的系統(tǒng)模態(tài)時有更快的速度，當(dāng)自由度低于20時，子空間迭代法效率更高。從精確性和終止原則方面比較，Lanczos方法在計算特征值時，真正到達(dá)設(shè)定誤差點(diǎn)才終止，通常情況下，相對誤差的量級為1E12， Lanczos方法的計算精度要高于子空間迭代法。子空間迭代法終止的條件是判斷從這一次迭代直到下次迭代中特征值相對的變化，如果這種變化小于或等于1E5，就認(rèn)為已經(jīng)收斂，計算結(jié)束。另外，Lanczos方法不能應(yīng)用于有雜交單元的模型中，比如橡膠單元和分布藕合單元，也不能應(yīng)用于扭曲結(jié)構(gòu)的計算分析，因為這類問題的剛度矩陣不是正定的?？紤]到車身模型和自由度的規(guī)模，為了能夠達(dá)到較高的計算精度，故選擇Lanczos算法求解車身的固有頻率和振型向量。 模態(tài)分析有限元模型車身具有結(jié)構(gòu)對稱性，即車身結(jié)構(gòu)的一部分可以看做是由另一部分關(guān)于某個面對稱轉(zhuǎn)化而得到。得到的結(jié)構(gòu)與原有的真實結(jié)構(gòu)在形狀、物理性質(zhì)和約束條件等方面具有完全一致的特性。對這些結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，利用結(jié)構(gòu)對稱性可以大大降低有限元的規(guī)模，減少有限元前、后處理的工作量，節(jié)省計算機(jī)資源和求解時間，提高求解精度。[1] 將車身沿著縱向?qū)ΨQ面刨開，車身的縱向?qū)ΨQ面是過車身的坐標(biāo)原點(diǎn)且垂直于車身底板的假想平面。取左半車身為研究對象(左右相同)建立有限元模型。定義材料彈性模量、泊松比、密度等屬性。車身蒙皮鋼板用殼單元模擬，內(nèi)部骨架梁用梁單元模擬，鋼板與骨架剛性連接在一起。分別使用正對稱邊界條件和反對稱邊界條件，正對稱邊界條件是與對稱面垂直的位移為零，該面上兩個坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動位移為零。反對稱邊界條件是對稱面上兩個坐標(biāo)軸的線位移為零，及繞與該面垂直的坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動位移為零。在車身底部螺栓連接位置約束車的所有自由度，限制車身的剛體位移。， 左半車身及約束 左半車身及約束 左半車身有限元模型 左半車身有限元模型 單元和節(jié)點(diǎn)數(shù)目模型總節(jié)點(diǎn)總單元S4單元S3單元B31單元數(shù)目651406456963435223911 模態(tài)特性的計算對于車身這樣具有幾十萬個自由度的大型系統(tǒng)，求出其全部固有頻率和振型向量是非常