基于對標(biāo)分析的某駕駛室結(jié)構(gòu)優(yōu)化

王 浩，葉日良，程 偉，熊其玉，張代勝

Wang Hao, Ye Riliang, Cheng Wei, Xiong Qiyu, Zhang Daisheng

（合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 合肥 230009）

0 引 言

輕卡的工作環(huán)境大多復(fù)雜多變，在這種情況下汽車比較容易發(fā)生破壞，駕駛員也會覺得非常疲勞。在汽車設(shè)計(jì)的過程中，駕駛室作為非承載部件，其舒適性很大程度上受到固有頻率的影響。為進(jìn)一步熟悉駕駛室本身的頻率特性，為產(chǎn)品的開發(fā)、改進(jìn)、創(chuàng)新，提供可靠的依據(jù)，文中以某輕卡駕駛室的模態(tài)分析為主線開展研究，采用Benchmarking方法，與標(biāo)桿車模態(tài)性能對標(biāo)分析，得到樣車駕駛室模態(tài)性能的不足之處，確立后期優(yōu)化目標(biāo)，進(jìn)行優(yōu)化，通過提出系統(tǒng)解決方案，為駕駛室結(jié)構(gòu)部件設(shè)計(jì)提供有效的參考依據(jù)，并且能夠避免該型輕卡在試驗(yàn)生產(chǎn)中出現(xiàn)的振動噪聲問題。很大程度上減少公司的成本風(fēng)險，為公司今后的發(fā)展奠定堅(jiān)實(shí)的技術(shù)基礎(chǔ)。

1 駕駛室結(jié)構(gòu)優(yōu)化理論

駕駛室采用薄壁板件結(jié)構(gòu)，在不改變車架結(jié)構(gòu)拓?fù)潢P(guān)系的情況下，影響其質(zhì)量的主要因素為板殼厚度。以板殼厚度為設(shè)計(jì)變量，以車架結(jié)構(gòu)質(zhì)量為優(yōu)化目標(biāo)，車架輕量化結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型，一般可表示為滿足

式中，P為優(yōu)化的屬性；DVi為設(shè)計(jì)變量；Ci為與設(shè)計(jì)變量相關(guān)的線性因子；C0為常數(shù)；Ai為第i個設(shè)計(jì)單元的截面積；Li為第i個設(shè)計(jì)單元的長度；γi為第i個設(shè)計(jì)單元的材料密度；x為設(shè)計(jì)變量向量；sj(x)為單元強(qiáng)度；，分別為單元強(qiáng)度上下限；gj(x)為結(jié)構(gòu)剛度；，分別為結(jié)構(gòu)剛度上下限，其他動力性能與幾何特性約束表示方法相同。

根據(jù)車架有限元分析及試驗(yàn)結(jié)果，確定車架優(yōu)化問題即目標(biāo)函數(shù)、設(shè)計(jì)變量、約束條件，采用 OptiStruct中尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì)對駕駛室進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，駕駛室優(yōu)化設(shè)計(jì)流程見圖1。

因駕駛室車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化屬于多約束非線性優(yōu)化問題，采用可行方向法的迭代算法對其進(jìn)行迭代求解。在可行域內(nèi)，從可行點(diǎn)x(k)出發(fā)，找到一個可行下降方向s(k)和適當(dāng)?shù)牟介Lα(k)使

2 駕駛室有限元分析及試驗(yàn)

2.1 有限元模型

該型輕卡駕駛室零部件主要由沖壓板件通過焊接而成，厚度都處在 0.5～3.0 mm之間，因此采用板殼結(jié)構(gòu)模型結(jié)合板粱結(jié)構(gòu)模型來模擬?？紤]到建模的準(zhǔn)確性及計(jì)算的方便，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕幚恚海?）刪除小的讓位臺階和圓角；（2）在輕卡駕駛室車頂蓋和側(cè)圍連接的位置處，保證三角形單元不超過 10%的基礎(chǔ)上可適當(dāng)多使用三角形單元來滿足質(zhì)量要求；（3）對整體結(jié)構(gòu)性能影響很小的圓孔建模時可將其刪除，較大的孔可采用剛性單元rigid單元進(jìn)行模擬。

用hypermesh建模時單元類型選pshell，螺栓連接一律采用 rigid單元模擬，焊點(diǎn)單元采用spotweld單元模擬。經(jīng)過以上處理最終建立的樣車駕駛室有限元模型如圖2。

整個駕駛室殼體有97259個殼單元、100691個節(jié)點(diǎn)，其中三角形單元占總單元數(shù)的7%，共計(jì)6808個，駕駛室白車身實(shí)際質(zhì)量為210 kg，計(jì)算模型質(zhì)量為208 kg。

模型建立后采用optistruct軟件計(jì)算了駕駛室的前8階自由模態(tài)，結(jié)果見表1，圖3為駕駛室前2階計(jì)算模態(tài)振型圖。

表1 模態(tài)計(jì)算前8階頻率及振型描述

2.2 樣車及其標(biāo)桿車試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

該型輕卡樣車駕駛室及其標(biāo)桿車駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)測試采用自由模態(tài)方式。在模態(tài)試驗(yàn)專用試驗(yàn)吊架上用4根相同的橡皮繩將駕駛室白車身懸掛起來，使白車身處于完全自由狀態(tài)。為保證試驗(yàn)過程及結(jié)果可靠有效，要求整個懸掛系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)低于2 Hz。測試中激振點(diǎn)的選擇一般遵循的原則是選取剛度較大的車頭或后懸置位置，然后要求激振器與測試對象的連接要緊固。本次輕卡樣車駕駛室及標(biāo)桿車駕駛室激振點(diǎn)都選擇在駕駛室尾部，傾斜放置，如圖4所示。

按照事先畫好的駕駛室線框圖，將其導(dǎo)入到模態(tài)分析軟件中，定義好車身幾何點(diǎn)，同時根據(jù)車身實(shí)際結(jié)構(gòu)狀況確定所有測點(diǎn)。測點(diǎn)布置原則為外力作用點(diǎn)、重要響應(yīng)點(diǎn)、部件或結(jié)構(gòu)的交聯(lián)點(diǎn)等位置一般都應(yīng)選為測點(diǎn)，所布測點(diǎn)連線應(yīng)能顯示駕駛室白車身形狀。單點(diǎn)激振下，兩次試驗(yàn)共采集了樣車140個響應(yīng)點(diǎn)及標(biāo)桿車130個響應(yīng)點(diǎn)的頻響函數(shù)和相干性曲線。車身線框圖及測點(diǎn)位置見圖 5（此處僅以標(biāo)桿車為例，樣車類似）。

通過試驗(yàn)分析可獲得大量動態(tài)特性數(shù)據(jù)，將上述測試中得到的模態(tài)數(shù)據(jù)文件導(dǎo)入DHMA模態(tài)分析軟件，可得到駕駛室的前 6階頻率及振型如表2、表3。

表2 樣車駕駛室試驗(yàn)?zāi)B(tài)參數(shù)

表3 標(biāo)桿車駕駛室模態(tài)參數(shù)

從表2和表3中可以看出，各階模態(tài)對應(yīng)的阻尼都在1.62%之下，基本滿足模態(tài)分析中阻尼為零的假設(shè)。

圖6是對振型相關(guān)性的矩陣校驗(yàn)，采用的是模態(tài)置信準(zhǔn)則（MAC）來估計(jì)，通過信號校驗(yàn)，前16階模態(tài)是互不相干的獨(dú)立模態(tài)，因此可以判定測試信號數(shù)據(jù)的相干性非常好，可靠性很高。

將樣車駕駛室模態(tài)計(jì)算頻率與試驗(yàn)測試結(jié)果進(jìn)行對比。表 4給出了相同振型下，模態(tài)計(jì)算頻率與試驗(yàn)頻率數(shù)據(jù)的對比。

表4 模態(tài)計(jì)算與試驗(yàn)頻率數(shù)據(jù)對比

比較樣車駕駛室模態(tài)計(jì)算頻率與試驗(yàn)頻率，可以看出：計(jì)算頻率和試驗(yàn)頻率的誤差基本在±5%以內(nèi)，對比有限元模態(tài)分析與試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析的前10階振型圖可以發(fā)現(xiàn)各階模態(tài)振型基本吻合。這說明了計(jì)算用的樣車駕駛室白車身有限元模型的結(jié)構(gòu)特征能有效地反映駕駛室的實(shí)際結(jié)構(gòu)特征，驗(yàn)證了前期所建樣車駕駛室有限元模型的正確性。因此，樣車駕駛室白車身有限元模型可以用于結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析計(jì)算。

3 對標(biāo)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 優(yōu)化分析

表5給出了樣車與標(biāo)桿車駕駛室的模態(tài)頻率及振型的對比。

表5 駕駛室模態(tài)參數(shù)對比

樣車駕駛室白車身的基頻為 21.75 Hz，一階彎曲頻率為26.63 Hz，整車一階扭轉(zhuǎn)頻率為35.75 Hz，一階彎扭頻率為86.13 Hz，該駕駛室的扭轉(zhuǎn)頻率較高，反映出該駕駛室的扭轉(zhuǎn)剛度較大。局部模態(tài)的頻率值高于整體模態(tài)的頻率值，因此駕駛室整體剛度較好。80 Hz以上，模態(tài)頻率較為密集，整體模態(tài)和局部模態(tài)混雜在一起，表現(xiàn)為既有整體振型又有局部振型，或單獨(dú)或共同出現(xiàn)，其中頂蓋與底板尾部振動幾率較大。

標(biāo)桿車駕駛室白車身的基頻為 29.63 Hz，一階扭轉(zhuǎn)頻率為 36.88 Hz，一階彎曲頻率為 46.38 Hz，該駕駛室的彎曲頻率較高，反映出該車的彎曲剛度較大，剛度試驗(yàn)也證明了這一點(diǎn)。該車整體模態(tài)值較高，局部模態(tài)分散。50 Hz以上，模態(tài)頻率較為密集，同樣是整體模態(tài)和局部模態(tài)混雜在一起，表現(xiàn)為既有整體振型又有局部振型。局部模態(tài)分布呈現(xiàn)出前部弱，中后部強(qiáng)，上車身弱，下車身強(qiáng)的態(tài)勢，其局部振型多為頂板、側(cè)圍和地板。

通過分析可知，兩臺駕駛室的低階模態(tài)清晰可辨，而高階模態(tài)多為局部模態(tài)或混合模態(tài)。根據(jù)模態(tài)分析的評價原則，對駕駛室振動的主要貢獻(xiàn)來自前幾階整體模態(tài)，所以文中僅研究低階模態(tài)的對標(biāo)。輕卡駕駛室的模態(tài)性能對整車的動態(tài)特性和NVH性能有重要影響，駕駛室的第一階整體模態(tài)是衡量設(shè)計(jì)水平的重要指標(biāo)，在質(zhì)量和尺寸相近的前提下，該模態(tài)頻率越高則剛度越大，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)就越合理。

考慮到與駕駛室低階模態(tài)存在耦合，可能的外界激勵主要有怠速工況下的發(fā)動機(jī)激勵，且激勵頻率為

其中，n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)，怠速時為700 r/min；z為發(fā)動機(jī)缸數(shù)；t為發(fā)動機(jī)沖程數(shù)。

計(jì)算可得頻率為23.3 Hz，因此，樣車駕駛室在怠速工況下容易引起共振現(xiàn)象，從而降低駕駛室乘坐舒適性及使用壽命，可以確定后續(xù)結(jié)構(gòu)優(yōu)化的目標(biāo)為提高樣車駕駛室的基頻。

3.2 優(yōu)化結(jié)果

結(jié)合實(shí)際問題，同時考慮到輕量化的巨大作用，本次優(yōu)化目標(biāo)分別為mass（質(zhì)量響應(yīng)）、freq1（一階模態(tài)頻率響應(yīng)）。優(yōu)化前駕駛室的模型質(zhì)量為208 kg，設(shè)計(jì)空間即約束上限設(shè)為200 kg。為了避免引起共振，樣車駕駛室的一階固有頻率必須提高。

優(yōu)化模型卡片建立完成后，對模型進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，得到駕駛室一階頻率隨迭代次數(shù)的變化曲線，如圖7所示。

由圖 7可以看出，樣車駕駛室一階模態(tài)頻率的變化較大，在第 4次迭代后數(shù)值趨于穩(wěn)定，保持在26.6 Hz左右（初始值為21.29 Hz），也就是說，第4次迭代后一階頻率26.6 Hz有效地避開了發(fā)動機(jī)激振頻率23.3 Hz，為了達(dá)到優(yōu)化目的，最終優(yōu)化結(jié)果取第 4次迭代后的各變量尺寸，同時對第4次迭代尺寸優(yōu)化結(jié)果很滿意。

通過尺寸優(yōu)化后的駕駛室的一階頻率為 26.6 Hz，有效避開了發(fā)動機(jī)激勵頻率，優(yōu)化后的駕駛室質(zhì)量為198.7 kg，降低了9.3 kg，優(yōu)化一階模態(tài)的同時做到了輕量化。

4 結(jié) 論

（1）通過對標(biāo)分析法解決了某輕型卡車駕駛室斷裂的難題，同時在不損害高度、強(qiáng)度的前提下也降低了駕駛室約5%的質(zhì)量，達(dá)到了輕量化的效果。

（2）試驗(yàn)驗(yàn)證了有限元模型及對標(biāo)分析優(yōu)化方法的準(zhǔn)確性，為今后的汽車傳動系扭轉(zhuǎn)優(yōu)化提供了指導(dǎo)作用。

（3）基于對標(biāo)分析的結(jié)構(gòu)優(yōu)化具有針對性與快速性，比盲目改進(jìn)汽車結(jié)構(gòu)效果要好，能夠快速有效地進(jìn)行優(yōu)化，節(jié)約了汽車廠家的制造與改進(jìn)成本。

[1]張霆. 輕型商用車駕駛室模態(tài)研究[D]. 2007.

[2]李德葆. 實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析及其應(yīng)用[M]. 北京：科學(xué)出版社，2001.

[3]郭茂林. 國外商用卡車駕駛室設(shè)計(jì)技術(shù)綜述[J].中國汽車工程學(xué)會，2003, (10).

[4]張勝蘭, 等. 基于HyperWorks的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)技術(shù)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008.

[5]楊小衛(wèi)，劉詠萱，周孔亢，等. 車輛駕駛室頂板振動的影響分析[J]. 機(jī)械工程學(xué)報，2009, (8).

[6]郭一鳴，汪建安. 乘用車參考樣車靜態(tài)參數(shù)的對標(biāo)分析[J]. 湖北汽車工業(yè)學(xué)院學(xué)報，2010, (3).

[7]付澤. 國外載貨車駕駛室設(shè)計(jì)技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J]. 交通世界，2006：44-49.

[8]朱才朝, 張晉，張偉敏. 摩托車車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J]. 汽車工程，2009,31,（1）：78-81.

[9]王登峰, 劉麗亞，董學(xué)鋒，等. 商用車駕駛室碰撞安全性的研究與改進(jìn)[J]. 汽車工程，2011, (1).

[10]向建華, 廖日東,張衛(wèi)正. 基于靈敏度分析的內(nèi)燃機(jī)曲軸扭振系統(tǒng)結(jié)構(gòu)動力學(xué)修改[J]. 內(nèi)燃機(jī)工程,2007,28（6）：66-69.

[11]方傳流. 汽車動力傳動系掃振的固有特性和結(jié)構(gòu)修改控制措施分析[J]. 汽車工程，1993,l 5 （4）：9-l 8.

[12]岳貴平,張義民. 基于管口噪聲靈敏度分析的進(jìn)氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)技術(shù)[J]. 機(jī)械工程學(xué)報，2001,23（46）：77-81.