基于振動特性的重型車導流罩優化設計

2019-09-10 15:09:04田鈺楠蔡甫郝琪陳宏煌孫艷明

廣西科技大學學報 2019年1期

田鈺楠蔡甫郝琪陳宏煌孫艷明

摘? ?要：以某國產重型車以塑代鋼的導流罩為研究對象，基于廠方提出規避22～28 Hz振動頻率的技術要求對導流罩進行優化設計.建立導流罩有限元模型，根據原設計方案在規避頻率段的振型特點，在不改變注塑件本體結構的基礎上，首先進行導流罩支撐結構的改進設計，避開振動頻率區間（22～28 Hz）.然后在考慮振動特性的基礎上，以支撐結構、導流罩頂面、肋和導流罩側面的厚度為設計變量，進行以輕量化為目標的尺寸優化.結果表明導流罩避開了振動頻率區間，質量減輕了3.12%且剛度強度均滿足要求.

關鍵詞：重卡;導流罩;模態分析;尺寸優化

中圖分類號：U463.8? ? ? ? ? ? DOI：10.16375/j.cnki.cn45-1395/t.2019.01.012

0? ? 引言

重型車載貨量大，實際使用的車速、荷載增加，使得耗油量不斷增大.導流罩是裝在載貨汽車或牽引汽車的駕駛室頂部的空氣導流裝置，可以有效地減小汽車在高速行駛時受到的空氣阻力并降低油耗量.國內外對于導流罩的研究主要集中在導流罩外流場和導流罩外形方面[1-2]，對導流罩振動特性及輕量化的研究較少.導流罩發生共振后，會引起導流罩振動劇烈，影響結構壽命，極大的影響駕駛員駕駛注意力，對重型車的行駛安全產生影響.

某國產重型車導流罩為適應輕量化要求，進行以塑料代玻璃鋼的改型設計，使導流罩本體質量降低41%，設計滿足廠方結構強度及輕量化指標要求.但該導流罩結構在車輛怠速時發生共振，根據廠方要求，需避開發動機轉速在450～600 r/min區間時的振動頻率區間（22～28 Hz）[3-5].本文首先從工程快速解決問題的角度出發，提出了一種不改變注塑模具的導流罩結構設計方案;進一步利用尺寸優化數值計算方法，通過輕量化設計得到基本動靜態性能全面符合設計要求的導流罩結構，為后期改型設計提供依據.

1? ? 有限元模型的建立

1.1? ?網格處理

導流罩的內部分布有整體加強肋和2個主加強肋.通過與支座連接的前后兩根鋼管進行自身結構加強和與車身駕駛室的連接，如圖1所示.外形尺寸為1 925 mm×859 mm×615 mm，總質量為21.35 kg.

采用平均單元尺寸5 mm×5 mm的2D四邊形單元劃分導流罩有限元網格，連接部位細化網格為3 mm×3 mm.網格質量滿足業內CAE標準[6].導流罩與駕駛室頂部、導流罩本體與支撐桿等部件均采用1D剛性模擬螺栓單元的連接.

1.2? ?材料及零部件參數

導流罩主要的材料為PP+30%GF、PA6+30%GF和Q235.其中主體采用樹脂中密度最小的PP材料，極大地減小了導流罩的質量.加強肋使用強度及剛度性能更好的PA6材料.兩種材料中均添加30%的玻璃纖維，可提高材料的力學性能、穩定性、耐熱性、耐老化性等[7-8].導流罩支撐構件使用金屬材料Q235.為保證構件有足夠的強度，強度計算中取安全因數為1.3，導流罩的材料具體性能見表1.

1.3? ?工況條件

汽車相對于空氣運動時，空氣作用力在行駛方向形成的分力稱為空氣阻力.本文只討論無風條件下汽車的運動，即式（1）[9]：

式中，A為沿汽車行駛方向上的投影面積;CD為某重型車的風阻系數，取0.535;[ua]為車速，高速公路上重型車行駛的最高車速為100 km/h[10].由于本文未考慮風速，考慮到高速行駛重型車的車速和試車測試時，出現因強度問題引起的破壞現象，所以取較大的安全系數，提高安全系數20%[11]，[ua]取120 km/h.約束導流罩與駕駛室接觸面的垂直方向自由度，約束導流罩安裝點全部自由度.

2? ? 導流罩基本性能分析

2.1? ?靜態性能分析

靜態性能考慮自重，施加120 km/h的風載.最大應力處為支撐結構與固定件接觸處，如圖2所示.最大應力為50.6 MPa，該處材料為Q235，許用應力為? ? ? ?180 MPa，導流罩本體最大應力為11.9 MPa，許用應力為55 MPa，均有較大的安全裕度;最大位移變形? ?5.54 mm，在廠方合格范圍內.

2.2? ?振動特性分析

約束模態下，原設計的固有頻率中第三階和第四階的固有頻率位于22～28 Hz之間，分別為22.59 Hz和25.91 Hz，且第五階極為靠近28 Hz.其振型圖如圖3—圖5所示.第三階振型主要表現為最高頂面中心位置處的振幅較大;第四階振型的最大振幅出現在頂面中部，均體現為一階彎曲，這與結構設計緊密相關，頂面中心位置是距離支撐最遠的地方，剛度較弱;第五階振型圖與第三階振型圖類似，在中間偏兩邊振幅較大.

3? ? 導流罩結構改進

考慮塑模成本問題，導流罩本體結構先不宜更改.根據數值仿真結果，加強該頻率范圍內振型最大處的支撐.方案1結合第三階振型圖特點，在上支撐結構中心位置上添加兩個三角撐來提高剛度，如圖6所示.方案2根據第三、四階振型特點，在導流罩中間和邊緣處添加了兩根鋼管，欲減小兩處中間的彎曲變形來提高剛度，如圖7所示.

對方案1和方案2與原方案進行對比分析，靜態性能分析如表2.表3對比了兩種方案約束模態下的振動特性.

方案1和方案2強度和位移均滿足要求.從仿真結果看，方案1起到了提高結構剛度的作用，但原低階頻率也落到設計需規避的范圍內，且階數增加.方案2極大地提高了剛度質量比，使得各階頻率有較大的提高，但仍有一階頻率落在需規避區.

綜上所述，由于方案2中增加了一部分結構，雖然結構質量仍在廠方許可范圍內，但使得導流罩質量增加了12.9%;方案2在中間的支撐結構，受到風阻后對支撐結構有一個向下的壓力，在鋼管的連接處集中，導致此處的應力增大近50%，但在材料的許用應力范圍內.為了實現輕量化的目的，同時規避設計頻率區域段，需對整體結構進行尺寸優化.

4? ? 導流罩尺寸優化

4.1? ?設計要求

本次尺寸優化在方案2的基礎上，選取4個設計變量，分別為鋼管、導流罩頂面、主加強肋和導流罩側面的厚度，厚度的變換范圍為原始模型的厚度尺寸±20%，精度為0.1 mm.設計約束為避開22～28 Hz，設計目標為總質量最小化.具體設計變量如表4所示.

4.2? ?優化結果分析

利用OptiStruct求解器，最終經過3步迭代步得到的結果滿足要求.各部分厚度變化見表5，由表5可知尺寸全部減小，其中鋼管厚度降低達到33.3%.對導流罩進行靜態性能分析，具體參數對比如表6.

優化后導流罩質量為20.682 kg，實現了輕量化的目標.最大位移減小，剛度滿足要求.對各種材料的Vonmises 進行查看，如表7所示.導流罩本體材料為PP+30%GF和PA6+30%GF，原始模型所受最大應力為17.6 MPa，優化后減小到15.2 MPa，一部分力由支撐鋼管承受，所以支撐鋼管與駕駛室連接處依然是應力相對較大處，最大值為77.5 MPa，但強度均滿足要求.

優化后的頻率對比如表8所示.由于部件厚度減小，單位質量的剛度相對于方案2有所降低，優化后的二階頻率降低到21.93 Hz ，經過尺寸優化后導流罩的在約束模態的固有頻率已經全部避開了22～28 Hz頻率段，滿足設計要求，這也減少了方案2中的過大的安全域度.優化方案的質量相對方案2降低了14.2%，在規避了振動問題后，相對于原方案質量也減少了3.1%.

5? ? 結論

1）通過對導流罩進行基本振動特性的有限元分析，掌握各頻率振動特點，可以為改進設計指明方向.

2）在導流罩本體結構不變的基礎上，通過增加支撐鋼管結構，雖可以在工程中快速解決問題，但相對剛度過大，質量增加偏大.

3）綜合考慮結構特點，利用尺寸優化，在增加支撐剛度基礎上，通過合理的剛度分布，降低二階頻率，有效地避開22～28 Hz振動區間并減輕總質量，相對原方案質量減輕了3.12%且剛度強度均滿足要求.

4）本文主要對導流罩進行性能分析，缺少試驗結果的驗證，僅具有理論參考意義.本文的研究方法為工程中解決基本振動問題提供一種解決思路.

參考文獻

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[2]? ? 汪孛.集裝箱運輸貨車氣動附加裝置的優化研究[D].長沙：湖南大學，2010.

[3]? ? 郝琪，吳勝軍.天龍商用車駕駛室動靜態性能的數值分析[J].拖拉機與農用運輸車，2009，26（6）：7-11.

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[5]? ? 侯富，向宇.某商用車低轉速時的頂棚NVH性能優化[J].廣西科技大學學報，2017，28（4）：49-55.

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