10.16638/jki.1671-7988.2018.17.045
邵林，李浩然，邓超
（陕西重型汽车有限公司，陕西西安710200）
摘要：为改善后视镜在重型卡车行驶过程中的抖动，提高行车安全性，缩短某新型卡车研发周期，节省模具开发及修改费用，根据后视镜不同结构与计算机模拟仿真技术相结合的方式，按照“导入CAD模型—建立有限元模型—导入材料参数—建立约束—分析方案，察看结果”的流程，对重型卡车外后视镜结构进行研究。通过对不同结构和材料后视镜的振动模态进行分析，为后视镜的开发提供了可靠的数据支持。
关键字：后视镜；有限元模型；模态分析
中图分类号：U462.1 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2018)17-135-04
The structural optimization of rear-view mirror of a heavy-duty truck based
on modal analysis
Shao Lin, Li Haoran, Deng Chao
( Shaanxi Heavy Duty Automobile Co. Ltd, Shaanxi Xi'an 710200 )
Abstract: In order to improve the vibration of rear-view mirror of a heavy-duty truck in driving condition, enhance the safety of driving, shorten the period of development and decrease the cost of modification, combined with computer simulation approach, according to the process of “importing CAD model, establishing FEM model, assigning material properties, applying constraints, solving the cases, checking the results”, different structure of rear-view mirror are studied. By analyzing the vibration modes of rear-view mirror of different structure and material, a reliable and measurable proof is provided for the development of rear-view mirror.
Keywords: rear-view mirror; FEM model; vibration modes analysis
CLC NO.: U462.1 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2018)17-135-04
前言
在重型卡车行驶过程中，发动机、传动系统和路面激励的振动通过车架前悬置及驾驶室悬置传递至驾驶室，引起车身的振动，造成后视镜不同程度的抖动。严重的抖动会导致驾驶员后方视线不清，易引发误判，进而发生交通事故，造成人员伤亡和财产损失。因此，重型卡车后视镜除了满足国家相关法律法规的要求，对后视镜镜面的曲率半径、镜面尺寸和安装位置进行合理选择外，必须关注后视镜的动态特性。文章主要对重型卡车后视镜的结构形式与振动模态分析结果进行研究。
1 后视镜基本特征
重型卡车的后视镜应给驾驶员提供优良的后视野，同时能根据驾驶员的要求进行一定范围内的调节，而不会造成影像失真。重型卡车的后视镜一般安装在左右车门前部，为驾驶员提供左右后方的视野，为此外后视镜的镜片制成球面镜。主镜的曲率半径为1200mm，失真率＜3%；广角镜曲率半径为300mm，失真率＜3%。
作者简介：邵林，就职于陕西重型汽车有限公司。
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汽车实用技术
136 2 后视镜结构特点
后视镜与车身通过上固定座和下固定座连接，如图1所示。
图1 后视镜
后视镜总成结构，如图2所示。后视镜总成由镜片、后视镜镜体、后视镜镜座、内部铸铝件、后视镜后盖、镜臂后盖、后视镜上下支座、支座外装饰板和下视摄像头组成。
图2 后视镜总成结构示意图
镜片、镜托板和转向电机固定在后视镜镜体上，通过镜臂与上、下支座连接，后视镜后盖和支座外装饰板通过卡扣结构安装在后视镜镜体上及上、下支座上， 6个螺栓在车身连接螺栓预埋或安装在后视镜固定座分总成上，与车门连接。
重型汽车决定后视镜振动模态的主要影响结构是内部铸铝件和上、下支座的结构及材料。内部铸铝件与后视镜镜座采用注塑一体结构，如图3 所示。为提高上、下支座本体强度，一般采用内部布置加强筋。
图3 后视镜铝塑结构
3 外后视镜结构的有限元模型描述
3.1 后视镜有限元分析概述
重型卡车的行驶工况复杂，发动机激励及路面激励时刻处于变化之中，使得后视镜振动在一个频率范围内变化，为了避免后视镜在车辆的行驶过程中发生共振，保证后视镜的振动在国家及企业标准内，就要对其固有频率进行控制。企业对后视镜的设计规范中，要求进行固有频率测定。利用加速度传感器布置在后视镜及车身上，对后视镜施加激振打击，通过LMS SCADAS Mobile 数采前端（64通道）模态信息采集器测定后视镜的固有频率。评定标准为：后视镜一阶模态频率必须在15-18Hz 。采用有限元分析的主要目的是在设计
阶段解决性能问题，缩短开发时间，节省试验和后续设计变更带来的费用。前处理软件使用HyperMesh12.0，求解器使用Optistruct ，后处理软件使用HyperView 12.0。 3.2 模态分析有限元法
3.2.1 结构离散化
该步骤与静力分析完全相同，只是由于两者分析内容不同，对网格形式的要求有可能不一样。例如，静力分析时要求在应力集中部位加密网格，但在动态分析中，由于固有频率和主振型主要与结构的质量和刚度分布有关，因此它要求整个结构采用尽可能均匀的网格形式。
3.2.2 单元分析
单元分析的任务仍是建立单元特性矩阵，形成单元特性
方程。在动态分析中，除刚度矩阵外，单元特性矩阵还包括质量矩阵和阻尼矩阵。采用虚位移原理建立单元特性矩阵。在动载荷作用下，对于任一瞬时，设单元节点发生虚位移，
则单元内产生相应的虚位
移和虚
应变
。这时单元内产
生的虚应变能为：
（1）
其中 为该节点的应力，dV 为微元体体积。 此时，单元除受动载荷外，还有加速度和速度引起的惯性力
和
，其中ρ为材料密度，v 是线性阻尼系
数。因此外力所作的虚功为：
（2） 式中：｛P v ｝-作用于单元上的动态体力；
｛P s ｝-作用于单元上的动态面力； ｛P c ｝-作用于单元上的动态集中力； V -单元体积； A -单元面积； 由于
，
式中：[N ]-形函数矩阵，仅为坐标x,y,z 的函数，与时间无关；
邵林 等：基于模态分析的重型卡车后视镜结构优化
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[B ]-应变矩阵，其每个非零元素都是由节点坐标决定的常数因此有：
（3） 根据虚位移原理，有下式：
（4） 将式(3-1)、式(3-2)和式(3-3)代入式(3-4)并整理，可得单元运动方程：
（5） 其中
（6）
（7）
（8） 式中[D ]—弹性矩阵，由弹性模量和泊松比确定，与坐标无关，[k ]e 、[m ]e 、[c ]e 分别为单元的刚度矩阵、质量矩阵和阻尼矩阵，是决定单元动态性能的特性矩阵。
（9）
称为单元节点载荷列阵，它是作用在单元上的体力、面力和集中力向单元节点移置的结果。
3.2.3 总体矩阵集成
总体矩阵集成的任务是将各单元特性矩阵装配成整个结构的特性矩阵，从而得到整体平衡方程，即：
（10）
式中｛q ｝—所有节点位移分量组成的n 阶列阵；
n —结构总自由度数； ｛R (t )｝—节点载荷列阵；
（11）
i —节点数：
[K ]—结构的刚度矩阵； [M ]—结构的质量矩阵； [C ]—结构的阻尼矩阵；
结构的刚度矩阵、质量矩阵和阻尼矩阵均由单元的相应矩阵集合而成。
3.3 Radioss 的模态提取方法
Radioss 软件中的模态分析是线性分析，即在模态分析中只有线性行为是有效的，任何非线性特性，如塑性和接触（间
隙）单元，即使定义了也将被忽略，它们将被当作是线性的。例如，如果分析中包含了接触单元，则系统取其初始状态的刚度值并且不再改变此刚度值。但材料性质可以是线性的或非线性的、各向同性的或正交各向异性的、恒定的或和温度
相关的。在进行模态分析运算时必须指定杨氏模量(EX)和密
度(DENS)。
Radioss 中可选择的模态提取方法有7种：Subspace 法、
Block Lanczos(分块Lanczos)法、
PowerDynamiCS 法、Reduced 法、Unsymmetric 法和Damped 法和QRDamped 。
在通常应用中，我们一般选择前四种方法即Subspace
法、BlockLanczos 法、Power Dynamics 法及Reduced 法。
Unsymmetric 法和Damped 法和QRDamped 法只是在特殊情
形下才会用到。模态提取方法主要取决于模型的大小(相对于计算机的计算能力而言)和具体的应用场合。综合比较四种方
法，由于车架的有限元模型含有较多的节点和单元。再结合
模型与电脑硬件配置，本文选用分块Lanczos 法进行模态分
析。
3.4 后视镜模态
后视镜使用2阶实体单元模拟，基本单元尺寸为3mm 。镜片、镜托板和转向电机采用集中质量单元进行建模，螺栓等连接使用RBE2 刚性单元模拟。后视镜固定于车门有限元模型，如图4所示。
图4 后视镜安装于驾驶室有限元模型
后视镜总质量为5.26Kg ，其中配重2.07Kg 。
表1 后视镜有限元模型中材料参数
4 后视镜模态结果
计算后视镜模态，将后视镜安装在带车门和前挡风的白车身上，约束驾驶室悬置，计算其50Hz 内的模态结果，重点重点关注后视镜一阶模态频率。计算后得到：右侧后视镜的一阶模态为14.1Hz ，如图5所示。NVH 试验实际测量结果为14.5Hz ，仿真结果与试验结果相差范围在3%，图6为
汽车实用技术
138 测量现场。
图5 右侧后视镜的一阶模态
图6 NVH 试验实际测量
5 结论
后视镜作为重型卡车宽度方向上最外缘的产品，在车辆行驶过程中受车辆振动影响最大。作为驾驶员观察工具，后视镜振动直接影响到行车安全，所以在车辆研发初期应重视后视镜的振动特性。通过CAE 仿真分析，能在设计阶段掌握
重型卡车后视镜的振动模态，规避振动问题，提高设计质量，节省模具修改的费用，使后视镜开发周期得以缩短。后视镜振动模态分析只是NVH 问题中的一部分，关于重型卡车后视镜在行车中的噪声仿真分析等方面还需要做进一步探索。
参考文献
[1] 庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动理论与应用[M].北京：北京理工
大学出版社,2006.
[2] 杜艳，刘俊，楚宏理.牵引车车架的模态分析与优化设计[J].信息系
统工程,2012（11）:24-26.
[3] 傅志方，华宏星.模态分析理论与应用[M].上海：上海交通大学出版
社,2000.
[4] 王望予.汽车设计[M].北京：机械工业出版社.2000 35-55.
（上接第36页）
疲劳寿命最高循环次数提高到2.2101e+5次，修行后的齿轮满足了设计要求。
3 结论
本文基于瞬态动力学分析理论，采用名义应力法，结合疲劳损伤累积理论，求得各档齿轮的接触应力，通过Goodman 平均应力修正接触应力，最终得到各档齿轮的疲劳寿命曲线。经分析发现，二挡和三挡齿轮啮合时，齿轮的接触应力较低，均小于许用接触应力，疲劳寿命都处于高周疲劳阶段，满足设计要求；一档齿轮和四挡齿轮啮合时所产生的应力大于许用接触应力，且疲劳寿命较低，不满足设计要求，
需要对其进行轮齿修形。采用齿向修形与齿廓修形相结合的方法，降低了齿面的接触应力，提高了轮齿的疲劳寿命，
取得了很好的效果。
参考文献
[1] 宋进桂，龚宗洋.汽车变速器理论基础，选择，设计与应用.[M]机械
工业出版社,2011.
[2] 李海鹏.某变速器齿轮的动态特性分析及疲劳寿命研究.南京理工
大学,2016.
[3] 陈静.基于有限元方法的重型车变速器整体动态模拟与疲劳寿命
研究[A].吉林大学,2009.
[4] 刘德刚，侯卫星.基于有限元技术的构件疲劳寿命计算[J].铁道学
报,2004.2.
[5] 成大先.机械设计手册（第五版）第3卷[S].北京：化学工业出版社,
2008.
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