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[底盘系统轻量化] 某SUV车身电子稳定系统支架轻量化设计

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发表于 2020-9-10 15:01:55 | 显示全部楼层 |阅读模式

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汽车轻量化在线】某SUV车身电子稳定系统支架轻量化设计

刘海峰
(江铃汽车股份有限公司 产品开发技术中心,江西 南昌 330052)
摘 要:为了获取某SUV车身电子稳定系统支架的性能,首先基于Hypermesh软件建立其有限元模型,然后对其进行重力场强度分析,分析结果表明其应力均低于材料屈服。再采用Nastran软件对其进行模态分析,分析结果表明其前两阶固有频率均高于外界激励频率。最后采用Isight软件其进行优化轻量化设计,得到了最优的支架厚度值,优化之后其强度性能和模态性能均符合要求,并且顺利通过了台架试验和道路耐久试验。
关键词:有限元;强度;模态;轻量化
1 引言

车身电子稳定系统(ESP)是车辆重要的主动安全部件[1,2],其能够控制各个子系统相互协同运转,根据不同的路况对车辆施加相应的制动力,以此实现对汽车的主动干预,有效保障车辆的制动安全性和稳定性,最大限度地降低事故的发生。ESP支架将ESP固定安装在车辆车身前端,当其行驶在恶劣路况时,ESP支架将承受不同的激励载荷,当其固有频率与激励频率相近时,将引起共振,从而产生断裂风险,直接整车的安全性和可靠性。某SUV的ESP支架属于新开发设计件,需要对其进行性能校核,验证其是否能够满足设计要求。现采用有限元技术建立该ESP支架模型,然后基于重力场方法对其进行强度性能分析,再对其进行模态性能分析,最后对其进行轻量化设计和试验验证。

2 有限元分析原理

有限元分析的基本原理是将系统结构的一连续区域划分为一组有限、并按一定方式相互联结在一起的单元集合体,并且在各个单元内用假设的近似函数来表示求解域内的场函数。系统结构的平衡方程根据力学平衡条件和加载边界将每个单元进行重新整合,以此表述其力与位移的关系:

f=Kq (1)

式(1)中:K为系统结构的刚度矩阵,f为系统结构的载荷列阵,q为系统结构的位移列阵。

3 强度性能分析3.1 建立有限元模型

有限元分析技术能够减少试验成本和研发时间,因此将该SUV的ESP支架及ESP本体导入Hypermesh[3]中,ESP支架包括上上支架(厚度为3.0mm)与下支架(厚度为3.0mm),其之间通过焊点连接在一起,ESP支架的重量为1.9kg,ESP支架的材料为DC01,其材料屈服为150MPa,ESP支架通过橡胶与ESP本体连接在一起,EPS本体的重量为2.9kg。对ESP支架其进行抽中面和表面预处理,基于3mm的Mixed单元对其进行网格划分,并且保证其螺栓孔周边的单元为两层整齐的四边形单元。同样采用3mm的Mixed单元对ESP本体的表面进行网格划分,然后自动生成四面体单元。在螺栓孔处建立RBE2单元,焊点采用3mm的Acm单元模拟,橡胶采用刚度为1000N/mm的衬套单元模拟,以此建立该ESP支架有限元模型,如图1所示。

图1 ESP支架有限元模型

3.2 强度分析结果

根据工程经验,车辆前端的X、Y和Z重力场加速度最大分别为5G、5G和10G,因此采用Nastran软件[4]加载ESP支架有限元模型,约束螺栓安装孔,设置其RBE2单元的123456自由度为0,添加GRAV卡片并设置G为9810,N1为5,N2为5, N3为10,为减少结果文件大小,只设置输出ESP支架的应力和位移,建立相应的卡片,以此对其进行强度性能分析。

如图2所示,为该ESP支架X方向的应力分布云图,由图2可知,该ESP支架在X方向主要受到纵向的重力场作用力,其最大应力为66.3MPa,低于材料屈服。如图3所示,为该ESP支架Y方向的应力分布云图,由图3可知,该ESP支架在Y方向主要受到横向的重力场作用力,其最大应力为106.0MPa,小于材料极限。如图4所示,为该ESP支架Z方向的应力分布云图,由图4可知,该ESP支架在Z方向主要受到垂向的重力场作用力,其最大应力为98.9MPa,低于材料许用值,因此该ESP支架的强度性能能够满足设计要求。

图2 ESP支架X方向的应力分布云图

图3 ESP支架Y方向的应力分布云图

图4 ESP支架Z方向的应力分布云图

4 模态性能分析4.1 模态分析原理

德伐日太太跟他年龄相近,是个壮实的女人,一双机警的眼睛似乎很少望着什么东西。她的大手上戴满了戒指,五官粗大,却安详沉静。她那神态叫人相信她所经管的帐目决不会有任何差错。她对寒冷很敏感,所以用裘皮裹得严严实实,还用一条色彩鲜亮的大围巾缠在头上,只露出了两个大耳环。毛线就在她面前,她却放着没织,只是一手托着胳膊,一手拿着根牙签剔牙[1]38。

(2)

式(2)中:[M]为系统结构的质量矩阵;[K]为系统结构的刚度矩阵;为系统结构的向量;{q}为系统结构的位移向量。

式(2)的特征值方程为:

(3)

式(3)中:ω为系统结构的固有频率。通过求解式(3)即得到系统结构的固有频率及其振型。

4.2 模态分析结果

因为结构的低阶频率对其模态特性影响比较大,因此也采用Nastran软件导入ESP支架有限元模型,设置其螺栓安装孔的自由度为0,添加EIGRL卡片并设置V1为1,V2为50,表示只提取1Hz~50Hz之间的频率段,以此对其进行模态性能分析。

如图5所示,为该ESP支架的第一阶模态阵型图。由图5可知,其模态阵型表现为绕X轴弯曲,其第一阶频率为32.6Hz。如图6所示,为该ESP支架的第二阶模态阵型图。由图6可知,其模态阵型表现为绕Z轴弯曲,其第二阶频率为43.7Hz。该SUV发动机的怠速为800r/min,得到发动机激励频率为26.7Hz,路面激励一般为20Hz,因此该ESP支架的固有频率均高于外界的激励频率,不会产生共振风险,满足其模态性能要求。

图5 ESP支架第一阶模态阵型图

图6 ESP支架第二阶模态阵型图

5 轻量化设计5.1 轻量化方法

通过对该ESP支架进行强度性能分析和模态性能分析可知,其性能均能够满足设计要求,并且拥有一定的余量,具有轻量化的空间,因此采用Isight软件[5]集成Hypermesh软件和Nastran软件,分别加载ESP支架的有限元模型、强度分析命令流和模态分析命令流,对ESP上支架和下支架的厚度进行参数化处理并设置为设计变量,以其重量最小化为目标函数,以其应力低于150MPa和第一阶固有频率大于26.7Hz为约束条件,采用邻域培植多目标遗传算法[6]对其轻量化设计。

5.2 轻量化结果

经过89次迭代计算,得到ESP上支架的最佳厚度为2.2mm,ESP下支架的最佳厚度为2.6mm。基于最优参数重新对其强度性能验证分析,如图7为优化之后的ESP支架在Y方向的应力分布云图。由图7可知,优化之后ESP支架在Y方向的最大应力为146.4MPa,位于下支架底部折角处。其X方向和Z方向的最大应力分别为91.6MPa和136.6MPa,均小于材料屈服强度,因此能够满足强度特性设计要求。

图7 优化之后的ESP支架Y方向应力分布云图

优化之后该ESP支架的前两阶固有频率分别为31.1Hz和40.2Hz,同样均高于路面激励频率和发动机激励频率,其能够有效避免共振风险,符合模态特性要求。

5.3 轻量化方案验证

为了验证轻量化方案的可行性和准确性,基于最优参数试制该ESP支架的样件,将其进行台架试验和道路耐久试验,台架试验结果表明试验过程中未发生开裂现象,道路试验完成后也未疲劳失效,因此该轻量化设计方法具有一定的可靠性。

6 结论

基于有限元方法并采用Hypermesh软件建立ESP支架离散化模型,并且采用重力场方法对其进行强度性能分析,其X、Y和Z方向的应力分别为66.3MPa、106.0MPa和98.9MPa,均满足设计要求。基于Nastran软件对其进行约束模态性能分析,其前两阶频率分别为32.6Hz和43.7Hz,均高于外界激励频率。采用Isight软件对上支架和下支架的厚度进行轻量化设计,优化之后得到其最优值分别为2.2mm和2.6mm,优化之后其应力均小于材料屈服强度,其模态性能也满足要求,并且其轻量化方案经了台架试验和道路耐久试验的验证。


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