《汽車車身結(jié)構(gòu)與設(shè)計（第3版）》 課件 第4章 車身結(jié)構(gòu)力學性能分析計算

《汽車車身結(jié)構(gòu)與設(shè)計（第3版）》配套課件第一章

車身概論第二章

車身總體設(shè)計第三章

車身概念設(shè)計第四章

車身結(jié)構(gòu)力學性能分析計算第五章

車身結(jié)構(gòu)設(shè)計與制造第六章

車身部件結(jié)構(gòu)與設(shè)計第四章 車身結(jié)構(gòu)力學性能分析計算北京理工大學了解汽車車身結(jié)構(gòu)的基本載荷工況條件掌握車身剛度、強度、結(jié)構(gòu)耐撞性、NVH相關(guān)的基本概念理解用于車身結(jié)構(gòu)力學性能分析的各類基本概念模型能夠進行簡單的車身結(jié)構(gòu)力學性能計算和分析結(jié)構(gòu)設(shè)計應(yīng)考慮的因素強度、剛度、安全性、輕量化、耐久性（抗疲勞強度和耐腐蝕性）、材料、成本一些概念車身強度：車身不容易被損壞的能力。車身剛度：車身不容易變形的能力

。車身發(fā)生開裂、斷裂、塑變及壓潰等噪音、開口部件變形安全性：預防事故發(fā)生和事故發(fā)生后保護乘員的能力。強度、剛度和輕量化強度和安全性材料、耐久性和成本目的：制造出低成本的，又能符合性能要求的輕量化車身！第一節(jié)

車身結(jié)構(gòu)力學載荷工況條件第二節(jié)

車身彎曲性能分析計算第三節(jié)

車身扭轉(zhuǎn)性能分析計算第四節(jié)

車身結(jié)構(gòu)耐撞性能分析計算第五節(jié)車身NVH性能分析計算靜態(tài)載荷動態(tài)載荷等效載荷動載荷系數(shù)安全系數(shù)動態(tài)載荷＝靜態(tài)載荷

*

動載荷系數(shù)等效載荷＝靜態(tài)載荷

*

動載荷系數(shù)

*

安全系數(shù)動載荷系數(shù)與安全系數(shù)111 1

1KTOTAL

KFRONT

KREAR

KBODY標準化的扭轉(zhuǎn)工況凸塊高度應(yīng)滿足條件：①能夠使得同一車軸上的另一個車輪剛剛離開地面；②其它車輪仍處于地面支撐狀態(tài)。T

KTOTAL

H/

BTOTALH

BT

K2LAXLEP

1

PTBMAXTOTALAXLE

2BBT

K

HMAX

P2MAXTOTALH2K

PAXLE

BMAX AXLE

2BT

P垂向非對稱載荷工況扭轉(zhuǎn)工況凸塊高度推薦值及動態(tài)系數(shù)通常，由于現(xiàn)代乘用車所采用的主彈簧剛度較低，在所選用的凸塊高度尚未達到值時，懸架系統(tǒng)中的限位緩沖塊已經(jīng)開始起作用了，緩沖塊的剛度比主簧剛度大很多，扭轉(zhuǎn)載荷將通過限位緩沖塊施加到車身上面。推薦的凸塊高度值如下表所示。如果車輛經(jīng)常被使用于惡劣環(huán)境中，應(yīng)該附加一個額外的動態(tài)系數(shù)。垂向非對稱載荷工況FF

Mg(LR

h)/

LFR

Mg(LF

h)/

L制動工況載荷轉(zhuǎn)移制動工況載荷系數(shù)縱向載荷工況Max.

Force輪胎側(cè)滑MgBFLAT2h

K輪胎側(cè)向擠壓K為動態(tài)安全系數(shù)（

取1.4～1.75)側(cè)向載荷工況組合載荷工況第一節(jié)

車身結(jié)構(gòu)力學載荷工況條件第二節(jié)

車身彎曲性能分析計算第三節(jié)

車身扭轉(zhuǎn)性能分析計算第四節(jié)

車身結(jié)構(gòu)耐撞性能分析計算第五節(jié)車身NVH性能分析計算剛

度強

度吸

能車身結(jié)構(gòu)設(shè)計總體要求彎曲工況彎曲工況正碰工況側(cè)碰工況尾碰工況扭轉(zhuǎn)工況扭轉(zhuǎn)工況車身結(jié)構(gòu)承載汽車各零部件?車身彎曲強度設(shè)計要求的來源車身彎曲剛度與駕乘人員主觀感受之間的關(guān)系車身模態(tài)頻率樣本值白車身 帶附件車身一階車身模態(tài)頻率（45個車型）白車身 帶附件車身二階車身模態(tài)頻率（41個車型）車身彎曲剛度與駕乘人員主觀感受之間的關(guān)系數(shù)據(jù)來源：歐洲車身會議（2010～2014）及中國輕量化車身會議（2013～2014）彎曲剛度樣本數(shù)據(jù)（38個車型）車身彎曲剛度典型樣本數(shù)據(jù)彎曲剛度要求：11,000~13,000N/mm彎曲強度要求：7,000

Nm車身彎曲性能設(shè)計要求對汽車結(jié)構(gòu)受到的載荷和應(yīng)力進行分析的簡單模型有很多，最為有用的分析方法是簡單結(jié)構(gòu)面法。簡單結(jié)構(gòu)面法（SSS）可以用來對作用在車身主要結(jié)構(gòu)件上的載荷及其傳遞路徑進行分析。簡單結(jié)構(gòu)面在自身所在平面內(nèi)是剛性的，在其它平面則是柔性的，即在自己的平面內(nèi)能夠承受載荷（拉力、壓力、剪切、彎矩），但不承受與平面正交或平面外的彎矩。車身彎曲強度“簡單結(jié)構(gòu)面法”模型（SSS）車身彎曲強度“簡單結(jié)構(gòu)面法”模型（SSS）車身彎曲強度“簡單結(jié)構(gòu)面法”模型（SSS）注：后部的載荷沒有標示出來。fc

dR

Fa

b

c

dra

bR

車身彎曲強度“簡單結(jié)構(gòu)面法”模型（SSS）結(jié)構(gòu)面SSS-1:P1

h

Rf

a

01 fhP

R

a結(jié)構(gòu)面SSS-2:P2

Rf車身彎曲強度“簡單結(jié)構(gòu)面法”模型（SSS）結(jié)構(gòu)面SSS-3:P3

P1結(jié)構(gòu)面SSS-4:1 rhQ

R

dP1

P4

Q1

Q4

0車身彎曲強度“簡單結(jié)構(gòu)面法”模型（SSS）結(jié)構(gòu)面SSS-5:1 fhP

R

a1 rhQ

R

dfR

c

d

Fa

b

c

dra

bR

Fa

b

c

d車身彎曲強度“簡單結(jié)構(gòu)面法”模型（SSS）作為剛體處理相對而言，車身前部及后部剛度較強車身彎曲剛度“三組分”模型有研究表明，車身接頭剛度對整個車身剛度的影響可達50%~70%。6.71mmK

2

7000N

2086N/

mm車身彎曲剛度“三組分”模型10.7mmK

2

7000N

1308N/

mm車身彎曲剛度“三組分”模型第一節(jié)

車身結(jié)構(gòu)力學載荷工況條件第二節(jié)

車身彎曲性能分析計算第三節(jié)

車身扭轉(zhuǎn)性能分析計算第四節(jié)

車身結(jié)構(gòu)耐撞性能分析計算第五節(jié)車身NVH性能分析計算剛

度強

度吸

能車身結(jié)構(gòu)設(shè)計總體要求彎曲工況彎曲工況正碰工況側(cè)碰工況尾碰工況扭轉(zhuǎn)工況扭轉(zhuǎn)工況車身扭轉(zhuǎn)強度設(shè)計要求的來源溝渠扭轉(zhuǎn)實驗（Twist

Ditch）恰好脫離地面輪距MAXAXLEt2最大扭矩：

T

W例1車身長度：

4655

mm；軸距： 2651

mm；前輪距： 1535

mm；后輪距： 1532

mm；前軸荷： 9260

N；后軸荷： 9875

N。某中級車2018款

1.6L自動舒適型2tTMAX

WAXLE

?車身扭轉(zhuǎn)強度設(shè)計要求20款轎車扭轉(zhuǎn)力矩樣本數(shù)據(jù)（涵蓋車型：Honda

Accord,Toyota

Camry,

Lexus

LS400,

等）車身扭轉(zhuǎn)強度試驗裝置扭矩永久變形量7000

Nm車身扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計要求的來源實現(xiàn)良好操縱穩(wěn)定性的需求車身扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計要求的來源KRKRollVehicle

KRollFront2

t K某款典型的中級轎車，其前/后輪距為1500mm、前/后懸架系統(tǒng)剛度為23N/mm。其側(cè)傾角剛度=？車身扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計要求的來源11KRollV

KBodyKKRollSuspensK

Effective

車身扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計要求的來源20,000Nm/°12,000Nm/°數(shù)據(jù)來源：歐洲車身會議（2010～2014）及中國輕量化車身會議（2013～2014）67輛車扭轉(zhuǎn)剛度樣本實現(xiàn)良好NVH性能的需求車身扭轉(zhuǎn)性能設(shè)計要求小結(jié)扭轉(zhuǎn)剛度要求：20,000Nm/°扭轉(zhuǎn)強度要求：7,000

Nm車身扭轉(zhuǎn)性能分析模型20世紀70年代，針對車身扭轉(zhuǎn)特性分析的早期分析模型將車身結(jié)構(gòu)簡化為梁框架結(jié)構(gòu)，仿真計算得到的車身扭轉(zhuǎn)剛度值僅為實測值的10%~30%。研究表明，面單元這一抗剪類型的單元是抵抗扭轉(zhuǎn)載荷的主要結(jié)構(gòu)成分，當模型中引入面單元后，能夠顯著改善分析模型的計算精度，可被用來對扭轉(zhuǎn)載荷作用下的車身結(jié)構(gòu)特性進行合理解釋。車身扭轉(zhuǎn)強度計算的“SSS法”已知條件：輪距：1560mm；所受扭矩：7,730Nm；W=1560mm；W

'=900mm。車身扭轉(zhuǎn)強度計算的“SSS法”sb

h1

Q1

T

L

Q

0

2

LR

Q3

0

L

Q

0

4

h2

Q5

T

L

w Q

0

Fw000000

w000000

w000000

w000000w000000

0(h0

h1)[LF

(h0

h2

)

L2

(h2

h1

)]

/

Lb

LF0h1

0

6

Q7

0

K

T面單元剪切應(yīng)變能2e

Volume

G

2ab2(Gt)

2

2e

dV

abt

q2G 2G

Volume面單元剪應(yīng)變能：

dV剪應(yīng)力：體積：V

abt材料的剪切模量：t

q剪應(yīng)變：

剪切流：q剪切剛度：Gt=

儲存在面板內(nèi)的所有剪應(yīng)變能之和

T

q2

wh

wh

wL

wL

hL

hL

Gt

Gt

Gt

Gt

Gt

2 2

Gt

前

后

頂

底

側(cè)1

側(cè)2

面單元剪切應(yīng)變能轉(zhuǎn)矩T作用下方盒的變形量為：

根據(jù)能量守恒定理：外部扭矩做的功面單元剪切應(yīng)變能T

2

wh

wh

wL

wL

T

4w

2

h2

Gt

(Gt)

ab

1 1

T

2T

2 2 2wh

所有面

第i面1(Gt)

ab

2

T

2wh

所有面

第i面1

K

T

(2wh)2

(Gt)

ab

所有面

第i面扭轉(zhuǎn)剛度：F

T

剪切流：

q

等效模型1K

(2wh)2

ab

+

ab

+

ab

+

ab

+

ab

+

ab

(Gt)

(Gt)

(Gt)

(Gt)

(Gt)

(Gt)

面1

面2

面3

面4

面5

面61111111K

(2wh)2

+

+

+

+

+

Gt

Gt

Gt

Gt

Gt

Gt

ab

ab

ab

ab

ab

ab

面1

面2

面3

面4

面5

面6面板的剛度方盒模型的修正K

4(1400mm)2

(1250mm)212

21.88

35

31.25

mm3

/

N

6.95*1010

Nmm

/

rad

1,

220,

000Nm

/o

20,

000Nm

/

o面板(mm/N)前面板和后面板（1250mm）（1400mm）/（80000N/mm）＝21.88頂面板和底面板（2000mm）（1400mm）/（80000N/mm）＝35.00左面板和右面板（2000mm）（1250mm）/（80000N/mm）＝31.25對于某車型，將其簡化為六方體盒子模型，方盒子的長、寬、高分別為2000mm、1400mm、1250mm；所有面板的材質(zhì)均為鋼材，剪切模量G為80,000；鋼板厚度為1mm。K

(2wh)2？1

有效剪切剛度有效剪切剛度G

τγatτ

Fγ

δbEFF(Gt)

F

b

ab

S

F測量的剛度關(guān)系例1Fδ12w

21K

θ12

2j

Fδ＝4θ

δ

bS

F

4K

b

(Gt)EFF

Sjk

0.1

108NEFF4

0.1

108

Nmm

/

rad

1250mm

1400mm

Gt

22.86N

/

mm

80，000N/mm（Gt）例2結(jié)構(gòu)(mm/N)前面板(1250mm)(1400mm)/(80000N/mm)＝21.88頂面板和底面板(2000mm)(1400mm)/(80000N/mm)＝35.00左面板和右面板(2000mm)(1250mm)/(80000N/mm)＝31.25后開放式框架(1250mm)(1400mm)/(22.86N/mm)＝76553K

4(1400mm)2

(1250mm)21[2

35

31.25

21.88

76553]mm3

/

N

1.6

108

Nmm

/

rad

2807Nm

/

deg第一節(jié)

車身結(jié)構(gòu)力學載荷工況條件第二節(jié)

車身彎曲性能分析計算第三節(jié)

車身扭轉(zhuǎn)性能分析計算第四節(jié)

車身結(jié)構(gòu)耐撞性能分析計算第五節(jié)車身NVH性能分析計算道路交通安全世界各地道路交通死亡人數(shù)2012年15-29歲人群的十大死亡原因2015年9月，出席聯(lián)合國大會的國家元首們通過了具有重大歷史意義的2030年可持續(xù)發(fā)展議程。新的可持續(xù)發(fā)展目標中的一項具體目標旨在到2020年時使全球道路交通事故造成的死傷人數(shù)減半。主被動安全主動安全碰撞被動安全事故正常駕駛 危險幫助保持安全駕駛幫助糾正到安全駕駛狀態(tài)為碰撞做好準備正常狀態(tài) 危險出現(xiàn) 可能碰撞 無法避免駕駛輔助系統(tǒng)介入，調(diào)整到駕駛狀態(tài)減輕碰撞傷害被動安全技術(shù)現(xiàn)代汽車技術(shù)發(fā)展的主要方向為安全、環(huán)保和節(jié)能。主動安全性：指在交通事故發(fā)生之前采取安全性措施，盡可能的避免交通事故的發(fā)生。被動安全性：指在事故發(fā)生的時候，利用對車輛結(jié)構(gòu)的設(shè)計以及被動安全性裝置，盡可能的減少駕駛員和車上乘員以及車外行人受到傷害的程度。道路交通安全為什么要進行車身結(jié)構(gòu)抗撞性能設(shè)計？在碰撞事故發(fā)生后，最大程度地保護乘員和行人。碰撞安全法規(guī)如圖所示為汽車碰撞事故的統(tǒng)計特征，汽車前部碰撞占交通事故的40.2%，側(cè)面碰撞占25.3%。根據(jù)上述統(tǒng)計特征，汽車碰撞法規(guī)中最關(guān)注的是正面碰撞和側(cè)面碰撞。轎車、輕型貨車碰撞部位的平均分布（美國SAE）碰撞安全法規(guī)各國正面碰撞法規(guī)的兩種形態(tài)100%重疊率剛性固定障碰撞（100%RB）40%重疊率可變形壁障偏置碰撞（40%

ODB）碰撞安全法規(guī)交通事故統(tǒng)計結(jié)果，100%重疊率的正面碰撞和40%重疊率的正面碰撞是實際交通事故中造成死亡和嚴重受傷最多的兩種事故形態(tài)。正面碰撞傷亡與碰撞重疊率的分布圖碰撞安全法規(guī)乘用車正面碰撞的乘員保護（GB

11551-2003）汽車側(cè)面碰撞的乘員保護（GB20071-2006）乘用車后碰撞燃油系統(tǒng)安全要求（GB20072-2006）防止汽車轉(zhuǎn)向機構(gòu)對駕駛員傷害的規(guī)定（GB

11557-1998）汽車座椅、座椅固定裝置及頭枕強度要求和試驗方法（GB15083-2006）汽車安全帶固定點（GB14167-2006）汽車前、后端保護裝置（GB

17354-1998）C-NCAP

前部正面剛性壁障碰撞試驗方法C-NCAP

前部偏置碰撞試驗方法C-NCAP

側(cè)面碰撞試驗方法C-NCAP

評分方法中國篇防止汽車碰撞時轉(zhuǎn)向機構(gòu)對駕駛員傷害認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R12）關(guān)于汽車安全帶安裝固定點認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R14）關(guān)于車輛座椅、座椅固定裝置及頭枕認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R17）關(guān)于車輛內(nèi)部安裝件認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R21）關(guān)于后面碰撞汽車結(jié)構(gòu)特性認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R32）關(guān)于正面碰撞汽車結(jié)構(gòu)特性認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R33）關(guān)于車輛火險預防措施認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R34）關(guān)于汽車前后端保護裝置（保險杠等）認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R42）關(guān)于車輛正面碰撞乘員保護認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R94）關(guān)于車輛側(cè)面碰撞乘員保護認證的統(tǒng)一規(guī)定（ECE

R95）EuroNCAP

前部碰撞試驗方法 EuroNCAP

側(cè)面碰撞試驗方法EuroNCAP

側(cè)面撞柱評估標準EuroNCAP

車輛對乘員頸部保護的動態(tài)評估試驗方法EuroNCAP

行人保護試驗方法EuroNCAP

兒童保護評估方法EuroNCAP

評估方法與生物力學極限GTR

行人保護法規(guī)EC

行人保護法規(guī)碰撞安全法規(guī)歐洲篇內(nèi)飾件碰撞特性要求及試驗方法（FMVSS

201）頭枕的碰撞保護（FMVSS

202a）轉(zhuǎn)向機構(gòu)對駕駛員的碰撞保護（FMVSS

203）對方向盤后移量的要求（FMVSS

204）座椅系統(tǒng)（FMVSS

207）乘員碰撞保護（FMVSS

208）乘員離位（OOP）保護（FMVSS

208）兒童約束系統(tǒng)要求（FMVSS

208）安全帶安裝固定點認證的統(tǒng)一規(guī)定（FMVSS

210）兒童約束系統(tǒng)（FMVSS

213）側(cè)面碰撞保護（FMVSS

214）保險杠標準（CMVSS

215）車頂抗壓（FMVSS

216）兒童約束安裝點系統(tǒng)（FMVSS

225）燃油系統(tǒng)完整性（FMVSS

301）電動車輛的電解液溢出和電擊保護（FMVSS

305）保險杠標準（PART

581）US

NCAP

前部碰撞試驗方法US

NCAP

側(cè)面碰撞試驗方法US

NCAP

翻滾試驗方法US

NCAP

評分方法IIHS

前部碰撞試驗方法IIHS

側(cè)面碰撞試驗方法IIHS

低速碰撞試驗方法碰撞安全法規(guī)北美篇成人安全兒童安全行人安全星級評價碰撞安全法規(guī)安全系統(tǒng)①安全車身結(jié)構(gòu)：減緩一次碰撞的強度，減少一次碰撞帶來的傷害；確保汽車乘員的生存空間，并保證發(fā)生事故后乘員能夠順利逃逸。具體措施：包括增大塑性變形，吸收更多的能量；保證乘員生存空間。②乘員保護系統(tǒng)：使用安全帶、安全氣囊等保護裝置對駕駛員及乘員加以保護，以減少二次碰撞造成乘員破損或避免二次碰撞。具體措施：包括配置安全帶、

安全氣囊和安全轉(zhuǎn)向柱等。正面碰撞設(shè)計要求對于正碰，汽車與正面剛性壁障碰撞產(chǎn)生的車身加速度響應(yīng)是設(shè)計流程中的主要考察指標。因此，正面碰撞主要考察車輛前端結(jié)構(gòu)的吸能效果。基于汽車碰撞中的乘員傷害機理，對于轎車車身正面碰撞性提出了如下具體的設(shè)計要求：1.確保乘員生存空間，減小乘員艙變形、降低對乘員艙的侵入。2.減小車身減速度。減速度越大，通過配合使用乘員約束系統(tǒng)減輕乘員傷害的難度也就越大。3.碰撞過程中車門不能自動打開，相反地，要保證碰撞后可以不借助工具打開至少一側(cè)車門。側(cè)面碰撞設(shè)計要求由于側(cè)面碰撞中允許的乘員艙變形量很小，而對乘員艙過大的侵入是造成乘員傷害的主要原因，所以側(cè)面抗撞性設(shè)計應(yīng)以減小乘員艙侵入、維持乘員生存空間為重點。具體設(shè)計要求包括：減小側(cè)圍結(jié)構(gòu)對乘員艙的侵入量，防止侵入量過大時對乘員的擠壓傷害。減小側(cè)圍結(jié)構(gòu)對乘員艙的侵入速度，特別是與乘員接觸時車門的速度，減輕對乘員的撞擊力。碰撞過程中車門不能自動打開，相反地，要保證碰撞后可以不使用工具打開至少一側(cè)車門。尾部碰撞設(shè)計要求尾碰抗撞性的具體設(shè)計要求包括：減小乘員艙變形量。減小碰撞中車身的減速度，減輕乘員頸部的鞭梢性傷害。在碰撞中維持燃油箱的存放空間，減小對燃油箱、油路的擠壓。頂部壓潰設(shè)計要求車頂壓潰一般發(fā)生在汽車滾翻工況。具體設(shè)計要求包括：1.提高車頂?shù)闹蝿偠龋瑴p小乘員艙的變形量。2.碰撞過程中車門不能自動打開；相反地，要保證碰撞后可以不使用工具打開至少一側(cè)車門。低速碰撞設(shè)計要求低速碰撞主要關(guān)心的是避免汽車重要部件的損壞，以減少因撞車帶來的維修費用。因此，要求設(shè)置低速碰撞吸能區(qū)，使低速碰撞汽車的動能主要通過低速碰撞吸能區(qū)的變形被吸收，并盡量不使低速碰撞吸能區(qū)后部的車身主要結(jié)構(gòu)發(fā)生永久變形。行人碰撞保護設(shè)計要求當汽車撞擊行人時，對行人的傷害一般包括一次碰撞時由保險杠、前散熱罩和發(fā)動機艙蓋前端等產(chǎn)生的下肢傷害，行人與發(fā)動機艙蓋和風窗玻璃等二次碰撞產(chǎn)生的對行人頭部的傷害，以及受撞擊后行人與路面三次碰撞產(chǎn)生的傷害。針對前面兩項傷害，在車身結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)將相應(yīng)部位的剛度設(shè)計得軟一些，以緩沖對人體的撞擊。這些部位通常包括前保險杠、前散熱器罩、發(fā)動機艙蓋前端、發(fā)動機艙蓋上表面以及風窗玻璃等。另外，在行人保護措施中，防止車體凸出物對行人的傷害也很重要，例如，在車標的設(shè)計中應(yīng)避免有尖銳部分。正面碰撞結(jié)構(gòu)性能設(shè)計正面碰撞性能開發(fā)：正面碰撞仿真正面碰撞結(jié)構(gòu)性能設(shè)計在t=20ms

時，

前保險杠被撞壞，發(fā)動機艙腰線和大梁被施加了碰撞載荷。在t=30~60ms時，發(fā)動機艙腰線像手風琴那樣發(fā)生折皺，發(fā)動機與壁障接觸，并開始減速。腰線和腰線以上的部分繼續(xù)繼續(xù)發(fā)生折疊，發(fā)動機停止運轉(zhuǎn)，輪胎與壁障發(fā)生

碰撞。在t=80～100ms時，汽車速度減為零，發(fā)動機艙變形量為Δ

。正面碰撞結(jié)構(gòu)性能設(shè)計剛開始碰撞時，由于前保險杠遭到破壞，產(chǎn)生的載荷還比較小，隨后當腰線開始加載時，載荷圖線產(chǎn)生一個突起，說明產(chǎn)生的載荷突然增加數(shù)倍。另一個載荷突變發(fā)生在t=35ms時刻，這時，剛性發(fā)動機與壁障發(fā)生碰撞，發(fā)動機突然減速。之后，隨著發(fā)動機艙結(jié)構(gòu)繼續(xù)發(fā)生折疊變形，產(chǎn)生的載荷都相對穩(wěn)定。正面碰撞結(jié)構(gòu)性能設(shè)計汽

車

車

速

一

開

始

是

逐

漸

減

少

，

在t=30ms時，車速開始呈陡斜線下降，直至為零。任意時刻t的斜率就是那一時刻汽車質(zhì)心的加速度。碰撞過程中的車輛質(zhì)心加（減）速度水平直接反映了傷害程度的大小，如果質(zhì)心的加速度水平較低也就意味著對乘員的傷害量也將較小。因此，可以通過控制碰撞過程中的加速度水平作為正碰抗撞性結(jié)構(gòu)的一個關(guān)鍵設(shè)計要求。正面碰撞簡化模型?????=???0??2??

??0????2=?

??假設(shè)碰撞載荷為常量????，則車身前部碰撞時均勻變形正面碰撞簡化模型已知：某市場主流B級車2016款

1.8T豪華型( 整備質(zhì)量1545kg)+駕駛員(75kg)

M=1620kg；

初速度為50km/h；碰撞力為300kN。求：碰撞加速度、碰撞結(jié)束時間、碰撞變形量？22d x

dt2M 1620kg

F0

300,000N

185.18m

/

sec

18.87gFINALtF

MV0

1620kg

50km/h

(1000m

/

km)

/

(3600

sec20Fkm2M300000N2

1620kg

hr

50km/h

1000m

x

0 t2

vt

0.075sec

0.075sec

0.521m

3600

sec

正面碰撞簡化模型擴展將碰撞載荷定義為隨變形變化的非線性曲線來進行單質(zhì)點模型的擴展。采用“載荷-變形特性曲線”所圍成的面積與前面所使用的定載荷曲線所圍成的面積相同，也就意味著這兩種變形模式所做的功是相等的。用碰撞效率系數(shù)對這個非線性碰撞載荷特性曲線進行描述：??

=????????????????=????????????????????=????????????????正面碰撞簡化模型利用碰撞效率系數(shù)，可以對不同的碰撞加速度特性曲線反映出來的乘員傷害水平高低進行定性評估。碰撞效率系數(shù)越接近1，也就是說車輛質(zhì)心加速度響應(yīng)曲線越接近方形，乘員頭部傷害水平越低。在進行汽車前部吸能區(qū)結(jié)構(gòu)設(shè)計時，盡量將碰撞過程的車輛質(zhì)心加速度響應(yīng)曲線設(shè)計成方形。加速度峰值目標值以試驗標準初速與剛性壁障碰撞后，車速的時域響應(yīng)實驗曲線，曲線的斜率為汽車加速度。加速度峰值區(qū)間為20g-30g。一般來說，較小的加速度峰值，對乘員造成的傷害也較低，可以將加速度峰值20g作為進行吸能區(qū)結(jié)構(gòu)設(shè)計的目標值。車身前部吸能區(qū)結(jié)構(gòu)設(shè)計小結(jié)碰撞效率系數(shù)：η～1加速度峰值：20g

左右正面碰撞結(jié)構(gòu)設(shè)計準則根據(jù)正碰過程車輛響應(yīng)特性的分析結(jié)果，針對正碰載荷工況的結(jié)構(gòu)設(shè)計準則可歸納為一句話：車身結(jié)構(gòu)的設(shè)計應(yīng)能實現(xiàn)車輛以可控的均勻加速度響應(yīng)特性對碰撞能量進行吸收。將這一基本設(shè)計準則分解為車身結(jié)構(gòu)初期設(shè)計階段的3個要求：（1）汽車加速度響應(yīng)特性的峰值

????????

；（2）合理的吸能區(qū)可變形空間

? ；（3）盡量均勻的碰撞載荷力

???????? 。正面碰撞結(jié)構(gòu)設(shè)計步驟120????2=

?????????正面碰撞結(jié)構(gòu)設(shè)計準則針對車身前部吸能區(qū)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，應(yīng)遵循如下步驟：（1）基于限制乘員傷害指標的需求，確定車身允許的加速度峰值；（2）確定結(jié)構(gòu)效率系數(shù)與碰撞變形量的乘積，設(shè)定許可的碰撞變形空間，得出碰撞結(jié)構(gòu)效率系數(shù)；（3）根據(jù)第（2）步得出的結(jié)構(gòu)效率系數(shù)，計算出碰撞中許可產(chǎn)生的平均載荷和最大碰撞載荷；將第（3）步得出的各載荷作用于車身前部吸能區(qū)的結(jié)構(gòu)單元上；根據(jù)經(jīng)驗對第（4）步得到的載荷在車身結(jié)構(gòu)各傳力路徑上進行分配。正面碰撞結(jié)構(gòu)載荷分配比例發(fā)動機罩及翼子板承受10%；翼子板上部下方的結(jié)構(gòu)（發(fā)動機艙上縱梁等）承受20%；前縱梁等中部車身結(jié)構(gòu)承受50%；下部支架承受20%。正面碰撞結(jié)構(gòu)抗撞性理想效果通過合理地設(shè)置碰撞力傳遞路徑，使碰撞能量直接傳遞到車身框架上，有利于碰撞能量的吸收。輔以車身A柱、門檻以及B柱鉸接位置的加強，引導碰撞能量的分流，保障乘員艙的完整性，確保碰撞中及碰撞后乘員擁有良好的生存空間。在碰撞過程中前部吸能區(qū)能夠按照所期望的變形特性（加速度響應(yīng)、力響應(yīng)等）產(chǎn)生永久塑性變形吸收碰撞能量；乘員艙則能夠提供足夠的剛性以保障乘員的生存空間，并在乘員約束系統(tǒng)的保護下盡可能減小各項傷害指標。變形量變形量吸能區(qū)結(jié)構(gòu)設(shè)計進行吸能區(qū)結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本出發(fā)點是依據(jù)所確定的碰撞平均載荷和最大載荷條件，進行吸能區(qū)結(jié)構(gòu)單元的尺寸設(shè)計和材料選擇，保證吸能區(qū)能夠按照所期望的變形模式實現(xiàn)對碰撞能量的吸收。前縱梁為主的中部車身結(jié)構(gòu)件傳遞約50%的碰撞力。吸能梁壓潰特性當F較小時，方形截面薄壁結(jié)構(gòu)承受壓應(yīng)力。隨著軸向力逐漸增大，薄壁結(jié)構(gòu)開始產(chǎn)生彎曲直至達到薄壁結(jié)構(gòu)的屈曲臨界載荷。當軸向力達到該結(jié)構(gòu)臨界載荷，薄壁結(jié)構(gòu)將發(fā)生跛行破壞（彎曲變形），并伴隨著軸向力的下降。吸能梁壓潰特性當跛行破壞（彎曲變形）達到一定的程度，軸向力又開始增加。到這個薄壁結(jié)構(gòu)被壓平為止，其壓潰過程將有節(jié)奏地重復下去，載荷-變形曲線繞著平均碰撞載荷上下擺動。薄壁吸能梁截面形式Honda

Insight前縱梁截面結(jié)構(gòu)車身前部引導結(jié)構(gòu)為了提高碰撞效率系數(shù)，就需要盡量減小最大碰撞載荷。最大碰撞載荷是由發(fā)生跛行破壞時出現(xiàn)的第一個結(jié)構(gòu)破壞拐角點所決定的，因此可以通過設(shè)置褶皺等“加速”的方式使得結(jié)構(gòu)的屈曲破壞提前到來。MPPMAX

386t1.86b0.14

0.5

2.87PP1

1.42P/

FMAX

FAVG

PM

/

(2.87PM

)

0.35

PM/(1.42PM)

0.7正面偏置碰撞設(shè)計與正面剛性壁障碰撞不同，偏置碰撞實驗更加注重考察車身結(jié)構(gòu)抵抗變形的能力，而正面碰撞則除結(jié)構(gòu)抗撞性設(shè)計之外側(cè)重考察乘員約束系統(tǒng)對乘員的保護能力。目前，比較主流的設(shè)計理念是先以偏置碰撞為主對車身結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，然后依據(jù)正面剛性壁障碰撞要求對乘員約束系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計。偏置碰撞實驗中，車輛受到撞擊的部位只有左側(cè)，并且由于有吸能材料參與作用過程，車身加速度與正碰工況相比要低很多。由于偏置碰撞對假人的傷害主要是由乘員艙零部件的變形造成的侵入接觸，因此面向偏置碰撞的結(jié)構(gòu)設(shè)計目標主要是合理控制車身關(guān)鍵部位的侵入量，如前隔板侵入量、轉(zhuǎn)向盤跳動量及轉(zhuǎn)角、踏板侵入量、A柱變形量等。正面偏置碰撞設(shè)計偏置碰撞工況下，車身傳力路徑主要分為上、中、下三層?！罢{(diào)整路徑、控制能量”正面偏置碰撞設(shè)計合理的碰撞傳力路徑設(shè)計能夠更好地實現(xiàn)碰撞能量的分流，有利于有效地降低各碰撞侵入量。車身結(jié)構(gòu)的上部吸收部分碰撞能量，并將其余能量向A柱和前圍及其加強梁進行分散傳遞。車身結(jié)構(gòu)的中部是主要的傳力路徑，吸能結(jié)構(gòu)包括前縱梁、保險杠緩沖梁和吸能盒等，保險杠緩沖梁和吸能盒將受到的碰撞能量進行左右分流和初步吸收，并通過它們將能量向前縱梁延伸板、門檻、中央通道等部位分散傳遞。車身結(jié)構(gòu)的下部副車架通過行人保護下托架朝前伸展，更早地主動參與能量吸收和傳遞，副車架吸收部分從前部傳來的碰撞能量，并將其余能量向前縱梁延伸板和門檻等分散傳遞。在合理設(shè)計傳力路徑的基礎(chǔ)上，優(yōu)化匹配各零部件的剛度，關(guān)鍵零部件可采用高強度鋼，將獲得較好的偏置偏置耐撞性。側(cè)面碰撞結(jié)構(gòu)設(shè)計37.6%的汽車碰撞類型為側(cè)面碰撞，所占比例僅次于正面碰撞，因此在進行車身結(jié)構(gòu)耐撞性設(shè)計時，應(yīng)對側(cè)碰工況給予特別關(guān)注。由于汽車側(cè)面空間有限，車身強度相對其他區(qū)域較弱，側(cè)圍缺乏有效吸收碰撞能量的裝置，且碰撞作用點緊鄰乘員艙，通常會對乘員造成較大傷害，因此在車身結(jié)構(gòu)設(shè)計時所遇到的挑戰(zhàn)更為嚴峻。我國于2006年7月1日正式頒布實施強制性國家標準《汽車側(cè)面碰撞的乘員保護》（GB

20071-2006）。側(cè)面碰撞結(jié)構(gòu)設(shè)計已有研究表明，側(cè)碰工況下，車輛左前門內(nèi)側(cè)相對應(yīng)假人胸部、腹部和骨盆三個區(qū)域處的侵入量和侵入速度對假人傷害影響最大。側(cè)碰事件時間歷程t1：車門與假人接觸，假人開始運動；tF：車門與假人接觸結(jié)束t2：避障與汽車碰撞結(jié)束假人的損傷指標與VtF高度相關(guān)側(cè)碰簡化模型??1??0

=??1

+

??2

??22?? =??1??1+

??2??0側(cè)碰簡化模型因此，壁障及車體的加速度為：碰撞結(jié)束時刻為：假設(shè)碰撞載荷為理想方波特性側(cè)碰簡化模型212

V0T??碰撞產(chǎn)生的位移=???????d??面積即位移面積差為變形差包含假人側(cè)碰簡化模型門與假人間距

0

車門厚度包含假人側(cè)碰簡化模型因此，車門與假人發(fā)生碰撞接觸的開始時刻為：包含假人側(cè)碰簡化模型因此，車門與假人碰撞終止的時刻為：側(cè)碰傳力路徑分析在側(cè)碰中，B柱和門檻是兩條最主要的傳力路徑。其中，B柱為垂向傳力路徑，向上傳遞至車頂縱梁，然后通過車頂支撐橫梁橫向傳遞；門檻為縱向傳力路徑，向前傳遞至A柱，向后傳遞至C柱，同時也會通過底板橫向支撐梁橫向傳遞。在側(cè)碰中，應(yīng)盡早使盡量多的零部件參與碰撞過程中的變形吸能，才能夠使得在相同的變形量下側(cè)向結(jié)構(gòu)吸收更多的能量，其余的能量將會轉(zhuǎn)化為車門的動能與車內(nèi)乘員發(fā)生碰撞。為了保證車輛在側(cè)面碰撞中有足夠的乘員生存空間，同時降低側(cè)面碰撞中側(cè)面結(jié)構(gòu)侵入造成乘員的接觸傷害，應(yīng)盡量降低車輛側(cè)面碰撞中側(cè)面結(jié)構(gòu)的侵入量。側(cè)碰結(jié)構(gòu)設(shè)計要點由于時刻

???? 的假人模型速度?????? 能夠很好地代表假人的受傷害水平，在進行側(cè)碰結(jié)構(gòu)設(shè)計時，應(yīng)對那些對速度

?????? 有重要影響的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)進行重點關(guān)注。F2

高一些比較理想??????

，??側(cè)碰結(jié)構(gòu)設(shè)計要點寬度

的合理增加有利于減小乘員傷害水平

電動汽車車身抗撞性能特點質(zhì)量分布特征變化、質(zhì)心下移，導致載荷分配比例發(fā)生改變；下部傳力路徑需承擔更大比例的碰撞載荷；由于車身地板下部需要布置動力電池，其地板下部結(jié)構(gòu)也發(fā)生了較大變化。一種為傳統(tǒng)鋼制平臺地板，最大化地與燃油車通用平臺；另一種為純電動車型專有平臺，完全以電動為核心區(qū)進行布置。第一節(jié)

車身結(jié)構(gòu)力學載荷工況條件第二節(jié)

車身彎曲性能分析計算第三節(jié)

車身扭轉(zhuǎn)性能分析計算第四節(jié)

車身結(jié)構(gòu)耐撞性能分析計算第五節(jié)車身NVH性能分析計算政府法規(guī)競爭車為什么要進行NVH？公司的需要和技術(shù)能力顧客的要求汽車所有的結(jié)構(gòu)都有NVH問題車身動力系統(tǒng)底盤及懸架環(huán)境控制系統(tǒng)電子系統(tǒng)……在所有性能領(lǐng)域（NVH、剛度與強度、安全碰撞、操控、能耗經(jīng)濟性、等）中，NVH是涉及面最廣的領(lǐng)域。NVH性能體現(xiàn)OEM及Supplier的設(shè)計開發(fā)水平和生產(chǎn)制造水平；1/3的故障問題與NVH相關(guān)；約20%的研發(fā)費用用于NVH性能的優(yōu)化與控制。噪聲

Noise:是人們不希望的聲音注解:

聲音有時是我們需要的是由頻率,

聲級和品質(zhì)決定的頻率范圍:20-10,000Hz振動

Vibration人身體對運動的感覺,

頻率通常在0.5-200Hz是由頻率、振動級和方向決定的不舒服的感覺

Harshness-Rough,gratingordiscordant

sensation什么是NVH？

NVH:

Noise,

Vibration

and

Harshness汽車所受到的主要激振源有：具有寬頻帶的路面不平激勵；車輪及輪胎的質(zhì)量不平衡、剛度不均勻特性對軸頭處所帶來的激勵力；動力驅(qū)動系統(tǒng)的激勵；高速工況及駛經(jīng)風口的風載激勵。激勵傳遞的重要路徑，通過振動和聲輻射，成為乘員可以感知的振動和噪聲；無限個自由度的振動系統(tǒng)，時變激勵可激發(fā)整車和局部振動。隔振降噪措施：降幅、隔振、移頻模態(tài)分離車身結(jié)構(gòu)設(shè)計，要使車身避免與振動源和響應(yīng)結(jié)構(gòu)發(fā)生共振；解決的途徑是：模態(tài)分離。實現(xiàn)模態(tài)分離，即可避免大多數(shù)的振動問題。模態(tài)分離策略頻率

(Hz)5101520253035404550車身/車架車身第一階垂向彎曲模態(tài)車身第一階橫向彎曲模態(tài)車身扭轉(zhuǎn)模態(tài)27.5

Hz29.7

Hz25.4

Hz方向盤方向盤第一階垂向彎曲模態(tài)方向盤第一階橫向彎曲模態(tài)33.5

Hz36.2

Hz底盤前車架上下跳動模態(tài)后車架上下跳動模態(tài)12.6

Hz14.8

Hz動力裝置前后移動模態(tài)7.2

Hz左右移動模態(tài)6.1

Hz上下移動模態(tài)8.3

Hz橫向搖轉(zhuǎn)模態(tài)13.5

Hz縱向搖轉(zhuǎn)模態(tài)10.3

Hz左右搖轉(zhuǎn)模態(tài)12.4

Hz排氣系統(tǒng)第一階垂向彎曲模態(tài)第一階橫向彎曲模態(tài)第一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)23.2

Hz35.5

Hz42.7

Hz怠速頻率在產(chǎn)品開發(fā)的初期，對所有系統(tǒng)和部件建立模態(tài)頻率表；為設(shè)計和目標提供模態(tài)分析策略。人體對振動的反應(yīng)10Hz以下，車身結(jié)構(gòu)表現(xiàn)為剛體；100Hz以上，振動特性以局部模態(tài)為主；開發(fā)后期可更改10-100Hz頻率范圍的車身振動應(yīng)在開發(fā)中密切關(guān)注，后期很難更改。人體對振動的反應(yīng)車輛-座椅-人體振動模型：人體對振動的反應(yīng)垂向振動水平評價指標：曲線呈現(xiàn)U型；6垂向振動水平評價指標：人體對振動的反應(yīng)單自由度振動系統(tǒng)2d

2

x(t)dtf

(t)

kx(t)

md

2

x(t)dt

2

X

2sin(

t)F

kX1X

F k

m

2n

2

kFmX

1/

k

P

21

n

f

(t)

F

sx(t)

X

s固有頻率或共振頻率傳遞函數(shù)單自由度振動系統(tǒng)發(fā)動機垂向振動位移某動力總成的總質(zhì)量為100kg，垂向剛度為600N/mm的橡膠懸置限制了其垂向運動。近似地認為動力總成懸置系統(tǒng)與一個質(zhì)量為無限大的底板（大地）相連。1）計算該振動系統(tǒng)的固有頻率；

2）在發(fā)動機質(zhì)心處施加一個幅值為500N，頻率為15Hz的垂向正弦激勵力，此時動力總成的振動幅值為多少？2）在發(fā)動機質(zhì)心處施加一個幅值為500N，頻率為15Hz的垂向正弦激勵力，此時動力總成的振動幅值為多少？FX

1/

k

3.48

10

6

m

/

N

21

n

X

(

3.48

10

6

m

/

N

)(500N

)

1.738

10

3

m????

=?? 600

??Τ??

?? 1000??

??Τ????

= 100????=77.46????

??Τ????2???? =????=

12.33Hzdtdx(t)

X

cos(

t)2dt

2X

sin(

t)d

2

x(t)

單自由度振動系統(tǒng)振動幅值之間的關(guān)系：振動試驗中，常用測試工具為加速度傳感器，可方便測出加速度幅值，位移和速度幅值較難測量。幅值x(t)

X s單自由度振動系統(tǒng)振動幅值之間的關(guān)系：動力總成振動測試在動力總成振動試驗中，利用加速度傳感器進行測量。在頻率為40Hz的正弦激勵下，加速度傳感器記錄的幅值為10g。那么，該系統(tǒng)的振動位移幅值為？加速度幅值=X

2振動位移幅值

X

加速度幅值/

2X

(10g

)

(9.8m

/

s2

)

/

[40Hz

(2

rad

/

cycle)]2

1.55

10

3

m單自由度振動系統(tǒng)傳遞函數(shù)的頻域特性：F

kXX

1F k彈簧特性區(qū)：共振特性區(qū)：X

1F

k

n

2

質(zhì)量特性區(qū)：F

m(

X

2

)X 1F

2

m

單自由度振動系統(tǒng)DF

C(velocity)C2 km

FD

C(

X

)

2

km

2

X

1 1FD 2

k

(

/

n)XFD2

k

n

1nXFD

k

2

2

n

n

為半功率幅值（A

/ 2）處的帶寬共振時的幅值：粘性阻尼庫倫阻尼FD

kX懸架系統(tǒng)中的液力減振器一般為粘性阻尼，取2N.

s/mm橡膠懸置/襯套一般為庫倫阻尼，

0.05<η<0.2習題：動力總成懸置系統(tǒng)的共振振幅動力總成的質(zhì)量為100kg，懸置系統(tǒng)垂向剛度為600N/mm，損耗因子為0.1。以懸置系統(tǒng)的共振頻率為激振頻率對系統(tǒng)施加500N的激勵力。懸置系統(tǒng)在共振時的振幅為多少？1nX 1FD

0.0167

10

3

m

/

N

k 0.1

600

1000單自由度振動系統(tǒng)X

500N

(0.0167

10

35單自由度振動系統(tǒng)對數(shù)坐標系的傳遞函數(shù)：振動源-路徑-接收體模型轉(zhuǎn)向管柱系統(tǒng)振動建模1轉(zhuǎn)向管柱的安裝結(jié)構(gòu)如圖所示，在轉(zhuǎn)向盤處測量得到的垂向剛度為200N/mm。轉(zhuǎn)向盤的質(zhì)量m=5kg，安裝在轉(zhuǎn)向管柱結(jié)構(gòu)上，組成一個單自由度振動系統(tǒng)。這個振動系統(tǒng)的固有頻率？nkm5kg

(200N

/

mm)(1000mm

/

meter)

200rad

/

secnn2

f

1

31.8Hz轉(zhuǎn)向管柱系統(tǒng)振動建模2如果在上述振動系統(tǒng)中將安全氣囊系統(tǒng)的質(zhì)量（此例中ACRS的質(zhì)量為4.5kg）考慮進去，則轉(zhuǎn)向管柱系統(tǒng)的共振頻率？nkm

(200N/mm)(1000mm

/

meter)

145rad

/

sec(5

4.5)kgnn2

f

1

23.1Hz振動源建模假設(shè)與該轉(zhuǎn)向管柱振動系統(tǒng)的振動源來自配有自動變速箱的前輪驅(qū)動橫置四缸發(fā)動機。燃燒室每次點火，曲軸就有一次轉(zhuǎn)矩脈沖。對于四缸發(fā)動機，每缸每轉(zhuǎn)兩圈就有一次脈沖。因此，轉(zhuǎn)速為N轉(zhuǎn)/分的四缸發(fā)動機，其怠速工況（N=700rpm）下的激勵頻率為？

4(1

/

2rev)(N

rev

/

min)(1min/

60

sec)

(

700

/

30

振動源-路徑-接收體模型F

(

)

X

(

)

X

(

)

F

(

)

F

(

)P(

)

X

(

)TF

(

)

FT

(

)

X

(

)

X

(

)

F

(

)F (

)

F

(

)

T

(

)P(

)

X

(

)振動源-路徑-接收體系統(tǒng)模型振動源-路徑-接收體模型發(fā)動機懸置系統(tǒng)振動分析發(fā)動機每個氣缸振動激勵：發(fā)動機懸置系統(tǒng)振動分析有阻尼單自由度彈簧質(zhì)量系統(tǒng)振動傳遞率：F0為激振力，F(xiàn)T為被傳遞力無論阻尼大小，僅當頻率比??/????

>

??時才有隔振效果；當??/????

>

??時，阻尼增大使隔振系數(shù)增大，降低了隔振效果。阻尼比不是越小越好，一般希望有輕微阻尼以限制過共振時的振幅，但又不要太大已免降低隔振效果。發(fā)動機懸置系統(tǒng)振動分析發(fā)動機懸置的隔振模型：懸置系統(tǒng)有隔振效果：例1：發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔振頻率（無阻尼情況）某四缸汽油機與自動變速器所組成的動力總成質(zhì)量為100kg，懸置系統(tǒng)垂向