基于考虑冲击载荷下非线性静力分析.doc

基于RADIOSS的后视镜支架开裂分析 苏新涛 北汽福田汽车股份有限公司工程车事业部技术中心 长沙 410029 摘要：本文以HyperMesh前处理软件建立了后视镜结构有限元模型，采用RADIOSS求解器，进行非线性静力、模态等分析，探讨后视镜支架在可靠性道路试验中的开裂原因，并提出改进方案，以此与试验验证，彻底解决了失效问题。 关键词：RADIOSS、有限元、模态分析 1 开裂问题描述 某轻型工程车在海南试验场进行5万公里可靠性道路中，出现后视镜支架撕裂情况，如图1所示。最初判断失效原因是由于在原结构的基础上附加观地镜（如图2所示）后，引起支架承载性能不足造成的开裂现象。为了解决开裂问题及验证初步判断，决定首先对后视镜结构极限工况下强度分析，再进行正弦交变载荷下模态振动分析，确定支架开裂原因，并提出改进方案，以避免产品设计改进的盲目性，最后通过台架试验、耐久性道路试验验证改进方案的可行性。 图1道路试验后视镜支架断裂情况 图2后视镜结构 2 基于考虑冲击载荷下非线性静力分析 根据三维模型运用HyperMesh软件对后视镜结构进行有限元建模，如图3所示。在有限元模型中，采用四面体单元TETRA4，钣金件的单元划分以四边形单元CQUAD4为主，过渡单元用三角形单元CTRIA3，装配螺栓处采用RBE2单元进行模拟，支架与支座焊接采用Seam方式Penta+Rbe3单元模拟（如图4-A所示），玻璃与镜框采用胶粘实体单元进行模拟（如图4-B所示），有限元模型共计43491个节点、92859个单元。后视镜支架模型中所用材料性能参数见表1。 表1 后视镜支架材料的参数 名称 材料 密度（T/mm3） 弹性模量（GPa） 泊松比 屈服极限（MPa） 钢材 Q235 7.8×10-9 210 0.3 235 图3 后视镜总成有限元模型 图4 焊接及胶粘模拟示意图 在建立好的有限元模型上施加约束定义，在支座装配螺栓处分别约束其在XYZ三个方向的平移自由度和转动自由度，模拟后视镜固定于车身。一般情况下，后视镜支架结构的断裂失效通常是由外激励冲击或振动引起的，对后视镜总成施加向下5g、向前3g加速度冲击载荷，利用RADIOSS进行非线性静力求解，其结构强度分析结果图5所示。 图5 后视镜总成结构应力分布云图（图中单位：MPa） 由图5可知，后视镜支架结构的最高应力值为147MPa，位于圆管支架与底座焊接处，与开裂部位一致，其应力水平低于材料的屈服强度235MPa，满足强度性能要求。从非线性静力分析的角度来看，后视镜支架结构强度应该是不成问题的，应力都在弹性范围，无塑性应变，因而也就无疲劳损伤问题。但实际上，有存在支架开裂失效的事实，因此，仅从非线性静态分析、疲劳仿真手段并不能确定开裂原因及解决失效问题。 3 基于正弦交变载荷的模态振动分析 本文从动态方面着手，对后视镜结构进行动态特性分析，进一步查找后视镜支架失效原因，验证设计能否克服共振、疲劳及其受迫振动引起的结构破坏。 在车辆行驶过程中，后视镜主要受到三种类型的动态载荷激励：分别是由车轮传来的路面不平度的激励、发动机工作时的惯性载荷的激励、高速行驶时空气流动的激励。所以，后视镜结构必须具备有与动态激励环境相匹配的动力学特性，必须最大限度地避免结构模态频率与激励频率之间的耦合。否则，不平路面行驶或怠速时，后视镜结构会产生共振，引起镜面抖动、结构破坏等不良问题。因此，模态分析是后视镜结构中最为重要的分析内容之一。通常后视镜结构的模态频率值至少应高于30Hz作为设计、分析的评价指标之一。图6、7为后视镜结构约束模态分析结果，图8为各测点位置示意图，图9为各测点在正弦激励下的频谱响应，图10为结构在24Hz激励时的应力分布云图。 图6 第一阶f=21.6Hz 图7 第二阶f=24.0Hz 图8 各测点位置示意图 图9 各关键点位移、加速度的响应曲线 由模态分析及图6、7可知，后视镜结构前后振动频率与发动机怠速频率24Hz（本车型采用四缸四冲程发动机，其怠速为725r/min）一致，发生共振现象。另外，后视镜结构前两阶频率21.6Hz、24Hz，落在会被路况经常激励的频率范围内，也有与路面激励之间耦合的问题。 由图9可知，在外激励24Hz下各测点产生较大的响应，后视镜前后振动比上下振动对后视镜结构的破坏影响较大。 由图10可知，在外激励24Hz下的最高应力值为403MPa，远高于材料的屈服强度，与开裂部位一致，因此，结构在正弦激励下的响应分析能定性定量地分析结构的应力场，从而判断结构的强度性能。 4 结构改进分析 通过上