某微型客車車架結構的CAE分析與優(yōu)化設計

1、某微型客車車架結構的 CAE 分析與優(yōu)化設計本文運用幾種 CAEJ 術對某微型客車車架進行了結構分析與優(yōu)化設計，首 先，計算了靜力撓度，靜態(tài)彎曲、扭轉剛度，然后求解了固有模態(tài)，并在此基礎上 獲得典型道路激勵下的瞬態(tài)響應，此外，還對車架典型薄壁梁結構的耐撞性吸能特 性進行研究，配合實驗數據，對車架結構進行了合理的改進設計，實現了滿足輕量 化要求的靜態(tài)優(yōu)化設計目標，彰顯 CAE 技術在汽車研發(fā)過程中的作用日益重要。0 綜述CAE（計算機輔助工程分析）技術的興起及應用，滯后于 CAD（計算機輔助設 計）技術，尤其在汽車工業(yè)以及機械行業(yè)。當前，在中國汽車行業(yè)CAD 技術已廣泛得到應用，在產品設計過程中

2、已經擯棄手工繪圖的時代，將企業(yè)中的圖紙信息數字 化，大大節(jié)省成本；而對于產品進入驗證階段所必需的試驗，對所設計的產品進行 符合國家相關法規(guī)標準的強度、剛度、 NVH 耐撞性等方面的評價，企業(yè)必須對概 念樣品進行一次一次的試驗、修改、再試驗、再修改的反復過程，最后才可以定 型，生產銷售。相對于在產品設計初期的方案擬定、圖紙繪制工作所耗費的人力、 物力、財力，在設計進入驗證階段的反復試驗評價和改進樣品的費用可謂是天壤之 別。然而，CAE 技術已在國外大型汽車企業(yè)中廣泛應用，用以降低成本，縮短新車 開發(fā)周期，應對瞬息萬變的汽車市場需求，我國大部分汽車企業(yè)也都接觸到 CAE 的研發(fā)工具，但應用的能力還

3、不強，真正應用到產品研發(fā)中的企業(yè)還是很少，運用 CAE 軟件進行分析的能力決定所開發(fā)產品的水平。本文結合某微型客車車架結構， 對其進行輕量化以及耐撞性能優(yōu)化設計，效果良好，得到廠家的肯定與應用。各工況分析的模型采用基于該微型客車 CAD 模型的有限元模型，減少建模的 誤差，進行分析。該車架的有限元模型如圖 1 所示。圖 1 車架有限元模型有限元分析軟件采用 ANSYS release7.0，模型采用四節(jié)點四邊形殼單元，有 少量三角形單元比例，單元尺寸 68mm 單元數共計 144943,節(jié)點數 151124,點 焊依據工藝流程規(guī)定的位置布置，車架模型中共有4458 個焊點；材料屬性依據企業(yè)提供

4、的參數設置，E=203GpaP=7.89X10-6 kg/mm3，卩=0.3101 靜力分析靜力分析是在載荷作用點恒定，加載速度緩慢或者為零，加載量值緩慢變化 或保持恒定情況下，計算結構的應力、應變、位移的過程，靜力分析在設計過程中 必不可少，它將提供結構在靜力條件下的性能。1.1 靜撓度分析在進行滿載下車架垂向撓度分析時，將前后懸架用彈簧單元COMBIN1 簡化模擬，賦予剛度，一端聯接在車架上，另一端固定約束。前懸架以及后懸架的前 COMBIN1彈簧單元定義為一維，只在 Z 軸方向有變形運動，而后懸架后 COMBIN14 彈簧單元定義為二維，因為板簧后端允許有縱向的位移，可在XZ 平面做變形

5、運動。車架所承受載荷來自車架以上部分的自重，載荷為14088.1No由于是承載式車身，所以將該載荷均勻作用在車架的前后縱梁和地板橫梁上，共366 個加載點。圖 2 垂向撓度變化圖圖 2、3 結果表明，車架前部的撓度大于后部，最大值有76.1mm 最小值僅有 8.4mm（包括懸架位移）。在滿載下，車架的大部分是低應力狀態(tài)，應力值 114.1pa，表明此種車型的設計滿載值是合理的，車架的狀態(tài)良好。iAiZWTIRxi祚ilWiMi r.l；nW-圖 3 垂向撓度 von-Mises 等效應力云圖1.2 車架彎曲剛度分析進行彎曲剛度、扭轉剛度分析時，不考慮懸架的影響。在前懸約束所有自由度，后懸板簧的

6、前端部位約束 UX UY UZ 板簧的后端 部位僅約束側向位移 UY 和繞 Z 軸的轉動自由度 ROTZ 載荷施加在前后縱梁聯接處 的節(jié)點上3，共 24 個加載節(jié)點，載荷大小為 1000N 為了避免誤差取這 24 個位 移的平均值，作為撓度，依據材料力學公式，求得車架的抗彎剛度值 CB計算得彎曲剛度值JBEB _ BA IM.1 u _ - rEHMilBI-lh-話一比irqp，與相關文獻4(6.28X105 Nm2 對比，本車架彎曲剛度值偏小，原因在于本車架是承載式車身車架，車身要承擔很大一部分的抵抗剛度。圖4 為位移云圖。I V 3- T WJI*W圖 4 彎曲結果位移云圖1.3 扭轉剛

7、度分析對于輕型客車的扭轉工況我國沒有硬性規(guī)定的標準，參照客車國家標準匯編 上的大型客車電測試驗標準，其約束方式是將四個車輪都用墊板墊成一樣的高度, 然后撤去右前輪的墊板，使車輪下沉 240mn 或 480mm6。在右前輪中心處設置位移邊界條件，使指定節(jié)點向下沉降 480mm 右前懸釋 放，左前懸以及后懸的前端約束 UX UY UZ 三個線位移和 ROTZ 釋放其沿 X、丫軸的轉動自由度 ROTX ROT丫后懸的后端僅約束 UY 與 ROTZ扭轉剛度的計算依據材料力學公式，其中 L 為前輪距，F 為所施加垂向載荷，h 為沿載荷作用點的垂向位移，CT 單位為 Nm/。計算所得剛度為：對比相關文獻4

8、，本車架的扭轉剛度比較高，在輕型客車車架中比較突出, 由于其橫梁密布，在抵抗扭轉變形的過程中作用很大。圖 6 表明車架的應力狀態(tài)大致都處于低應力狀態(tài)，平均von-Mises 等效應力為 2611pa，只在前后懸架的約束處出現高應力水平。圖 5 扭轉位移云圖等效應力云圖2 動力學分析圖 6 扭轉 von-Mises4 1-180048動力學分析一般是指載荷作用歷程與時間有密切關系的問題類型，以下包括 模態(tài)分析與道路激勵下瞬態(tài)響應分析。2.1 模態(tài)分析采用 Subspace （子空間迭代法）計算了除六階剛體模態(tài)以外的前九階自由模 態(tài)，前四階振型圖如下所示：圖 9 第三階振型圖圖 10 第四階振型圖

9、表1表明第一階固有頻率出現在18.198Hz， 由于車身與車架在整車中是緊固 聯接的，不考慮車架與車身出現共振的危險，而應當考慮發(fā)動機與車架共振的危 險，因為發(fā)動機與圖 7 第一階振型圖圖 8 第二階振型圖Zi骨車架是懸置聯接，發(fā)動機的爆發(fā)頻率為1620 Hz;常用車速爆發(fā)頻率為 33.350 Hz1，車身第一階模態(tài) 12.922Hz,第二階模態(tài) 19.661Hz，有可能發(fā)生共振。表 1 各階模態(tài)列表模觀臟固有頻率（Hi）棋態(tài)類型1IS.193一階扭轉模態(tài)（繞筈軸）231 720側向駕曲模態(tài)僚工軸）334 023垂向彎曲模態(tài)（繞y軸）44G.761二階扭轉模態(tài)（続y鈾）54P 077局部模態(tài)（

10、第六根地板橫梁）G50.226局部模態(tài)750 871局部模態(tài)（第二根地板橫梁）8524餡局部模態(tài)（第一根地板橫梁）g57 6P0扭轉模態(tài)噪王軸）2.2 道路激勵下瞬態(tài)響應分析模擬車架滿載工況下受到搓板路中的一個小坡激勵的瞬態(tài)動力學分析，位移 激勵設置在兩前輪的懸架彈簧底部，模擬兩前輪的過坡過程。路面尺寸依據定遠總 后試車場搓板路給出，路面激勵為半正弦波形，坡高20mm 波長 400mm 車速定為20km/h，車架承載 14088.1N，重力加速度 g。車輛在搓板路上行駛時，兩前輪同時被抬起或落下，在前輪處受沖擊載荷， 車架受慣性力作用產生彎曲。前懸、后懸用彈簧單元COMBIN1 模擬。后懸底部

11、均為全約束，前懸的 14 個彈簧單元底部節(jié)點約束除過 UZ 方向的其他五個自由度，UZ 自由度作為位移激勵用，將一個半正弦小坡分為6 個載荷步，寫入 6 個載荷步文件，每個載荷步內定義 10 個子步，時步大小為 0.002s，載荷步如圖 11,激勵非對 稱是想檢驗計算結果會不會在后兩個載荷步上出現突變，驗證本模型的正確性。圖 12 路面激勵模型圖分別取出縱梁上五個不同部位的節(jié)點結果，進行結果察看，位移曲線如圖13,由于車架結構對稱，約束對稱，載荷對稱，位移激勵對稱，所以，節(jié)點選取左 縱梁還是右縱梁，結果出入不大。圖 13 縱梁節(jié)點位移曲線線最大應力出現的時刻在 0.06s 時，即位移激勵最大時

12、，應力最大出現在后縱 梁上后懸架前端附近部位，最大值為 3.3Mpa,前縱梁上節(jié)點與其他部位上節(jié)點的 應力走勢不同，總是有一個相位差存在；在位移曲線的交匯點附近，出現了應力 谷，因為此時，前后縱梁有相同位移，相當于車架的各個部位沒有相對位移，也就 沒有相對的變形產生，所以，此時的應力狀態(tài)幾乎趨于零值，同時，這也是由于第 5 載荷步的突變使然。橫梁上的位移變化走勢與縱梁相應部位走勢一致，第3 至第 8 根橫梁位移是單調遞增的，第 9、10 兩根橫梁出現了位移的負值，第 1、2 兩根橫梁在區(qū)間上存圖 11 位移激勵曲線圖 14 縱梁節(jié)點應力曲在一個極大值，證明了彎曲的旋轉中心在靠近后懸前端約束的縱

13、梁部位；位移的最 大值出現在最后一根橫梁上。在激勵的最后時刻，無論是縱梁還是橫梁，其應力都會有很大的反彈，并且 超過第一個峰值，達到最大值，表明搓板路工況下，并非激勵最大時是危險時刻， 而是在車過完坡后的回落階段，會出現最大的應力，10.02Mpa 處于安全許用范圍；應力曲線上，應力谷的出現再次說明在0.08s-0.09s 之間存在突變，表征了此模型的正確性。圖 15 橫梁節(jié)點位移曲圖 16 橫梁節(jié)點應力曲線綜觀整體，最大應力出現在第 3 載荷步的結束時刻 0.06s，整個過坡過程 中，車架的平均應力維持在 110Mpa 水平左右。此種工況下車架承受彎曲變形，最 大的應力危險出現在第 6 載荷步的激勵回落時刻，最大應力有 10Mpa 車架結構完 全可以滿足要求。3 閉口帽形薄壁梁耐撞性分析CAE 技術應用于汽車被動安全性研究,有很大優(yōu)勢，車架結構是主要承受碰撞 能量吸收的車身關鍵部件，該型車架前縱梁的翻邊與地板焊接組成閉口帽形薄壁梁 結構，并有內加強板，依據該車