牽引車車架的動靜態(tài)性能分析

1、牽引車車架的動靜態(tài)性能分析摘 要：本文以Ansys 軟件為分析工具對從國外引進(jìn)的某型牽引車的車架進(jìn)行了有限元分析、模態(tài)分析和以路面譜為輸入的隨機(jī)振動分析，通過用殼單元離散車架及MPC 單元模擬鉚釘傳力建立計算模型，研究該車架靜、動態(tài)性能，了解該車架的優(yōu)缺點(diǎn)。 關(guān)鍵詞： 車架; 有限元分析；隨機(jī)振動 引言 車架是汽車的重要組成部分，在汽車整車設(shè)計中占據(jù)著重要位置，車架結(jié)構(gòu)設(shè)計歷來為廣大汽車廠商所重視。隨著科技的進(jìn)步，國際上汽車車架的開發(fā)和設(shè)計己由經(jīng)驗(yàn)、類比、靜態(tài)設(shè)計方法，進(jìn)入建模、靜動態(tài)分析、動態(tài)參數(shù)優(yōu)化階段，并向基于計算機(jī)平臺的虛擬設(shè)計發(fā)展。國內(nèi)車架設(shè)計，尤其是轎車、客車和載重貨車車架設(shè)計仍以

2、引進(jìn)技術(shù)為主，車架分析和設(shè)計能力較低，與國外先進(jìn)水平有較大差距。 本文以某汽車公司從歐洲引進(jìn)的牽引車車架為研究對象，對該車架結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)應(yīng)力進(jìn)行分析了解，消化、吸收歐洲的先進(jìn)技術(shù)并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行自主創(chuàng)新設(shè)計。分析手段主要是通過建立正確的有限元分析模型，對車架進(jìn)行典型工況的靜態(tài)分析、模態(tài)分析和路面不平度引起的隨機(jī)振動分析，以此了解車架的靜態(tài)和動態(tài)特性，了解該車架的優(yōu)越性能及其不足之處，為新車架的改型設(shè)計提供依據(jù)。 1 有限元分析模型的建立 該車架為邊梁式1，由兩根位于兩邊的縱梁和若干根橫梁組成，用鉚接或焊接方式將縱梁和橫梁連接成堅(jiān)固的剛性結(jié)構(gòu)，縱梁上有鞍座，其結(jié)構(gòu)如圖1 所示。由于車架是由一系列薄

3、壁件組成的結(jié)構(gòu)，有限元模型采用殼單元離散能詳細(xì)分析車架應(yīng)力集中問題，可以真實(shí)反映車架縱、橫梁連接情況，是目前常采用一種模型。該車架是多層結(jié)構(gòu)，縱梁斷面為槽形，各層間用螺栓或鉚釘方式連接，這種結(jié)構(gòu)與具有連續(xù)橫截面的車架不同，其力的傳遞是不連續(xù)的。 圖1 車架結(jié)構(gòu)示意圖該車架長7m，寬約0.9m，包括雙層縱梁、橫梁、外包梁、背靠梁、鞍座、飛機(jī)板、鑄鐵加強(qiáng)板、發(fā)動機(jī)安裝板、三角支撐板和后軸等部分組成?？紤]到車架幾何模型的復(fù)雜性，可在三維CAD 軟件UG 里建立好車架的面模型，導(dǎo)入到Hypermesh 軟件中進(jìn)行網(wǎng)格劃分等前置處理，然后提交到Ansys 解算。車架各層之間通過鉚釘聯(lián)接，可以用Hyper

4、meshconnectors 中的bar 單元來模擬鉚釘聯(lián)接，對應(yīng)的是ANSYS 的MPC 單元，因車架各層間既有拉壓應(yīng)力，又有剪應(yīng)力，故MPC 的類型應(yīng)選擇Rigid Beam 方式。由于該車是多軸車，為超靜定結(jié)構(gòu)，為了得到車架結(jié)構(gòu)的真實(shí)應(yīng)力分布，必須考慮懸掛系統(tǒng)的變形情況。整個車架結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析的有限元模型由車架有限元模型和懸掛系統(tǒng)等效有限元模型組成，其中縱橫梁、加強(qiáng)板等為薄壁結(jié)構(gòu)，以殼單元shell63 離散；鋼板彈簧、輪胎以彈簧單元模擬；前懸彈簧的模型為在每邊縱梁上采用2 個彈簧單元，每個彈簧單元通過MPC 與車架連接，后懸彈簧的模型為在每邊縱梁上采用1 個彈簧單元與車架后軸連接。殼單元

5、總數(shù)為46770 個，MPC 單元為1338 個，材料為歐洲高強(qiáng)度材料，楊氏模量為2E5MPa，泊松比0.3。網(wǎng)格劃分后的局部模型如圖2 所示。圖2 車架有限元模型的局部放大圖2 靜力分析 2.1 邊界條件的確定 車架靜力分析時，應(yīng)消除剛體位移，保證結(jié)構(gòu)總剛度矩陣非奇異，須對車架進(jìn)行必要的約束。由于車架通過懸架系統(tǒng)、車輪支承在地面上，當(dāng)有限元模型將懸架系統(tǒng)與車架組合成整體式計算模型后，邊界條件可簡化為約束前后懸彈簧單元接地處的自由度，讓車架形成一簡支梁結(jié)構(gòu)。根據(jù)車輛電測的有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)2和車輛實(shí)際運(yùn)行時的受力情況，車架的靜力分析要考慮彎曲工況和彎曲扭轉(zhuǎn)工況，由于是研究牽引車車架，因此還要考慮牽引力的

6、作用。 在彎曲工況的分析計算中，車架靜止平放，滿載，故可以將前后懸彈簧底部節(jié)點(diǎn)固定，約束所有自由度。在彎曲扭轉(zhuǎn)工況的分析計算中，車架靜止，滿載，其中一個前輪或后輪抬高200mm，故可以將抬高車輪處的彈簧單元底端約束除Z 軸向移動之外的所有自由度，再給該處一個沿Z 軸正向的200mm 的強(qiáng)迫位移，未抬高車輪處的彈簧單元約束如同彎曲工況。 2.2 載荷的簡化及加載 載荷的簡化與施加是否和實(shí)際相符或接近直接關(guān)系到計算結(jié)果的真實(shí)性，在進(jìn)行彎曲和彎曲扭轉(zhuǎn)工況計算時，車架所受載荷一致，主要包括駕駛室的重力、發(fā)動機(jī)的重力、鞍座所受壓力和牽引力，以及車架自重。 該車架的主要技術(shù)參數(shù)如下： 所牽引的列車允許拖掛

7、總重(G.C.W.)： 70,000 公斤 車輛總重(G.V.W.)： 34,000 公斤 前橋最大承載能力 ： 7,500 公斤 后橋最大承載能力： 26,800 公斤 鞍座允許最大承載能力： 24,602 公斤 駕駛室總重： 800 公斤 發(fā)動機(jī)總重： 800 公斤 駕駛室總重800 公斤，按其長度沿縱梁施加均布載荷；發(fā)動機(jī)重量為800 公斤，將其均布在支承發(fā)動機(jī)的四塊支承板上；鞍座允許最大承載能力為24,602 公斤，考慮到車輛制動時產(chǎn)生的載荷轉(zhuǎn)移，在鞍座上施加25，000 公斤的壓力載荷；該車牽引的列車允許拖掛的總重為70，000 公斤，形成的牽引力通過掛鉤作用在鞍座上，方向是沿X 軸

8、向后，可以簡化為作用在鞍座上與承載壓力在同一位置的X 向均布載荷；車架自重力視具體結(jié)構(gòu)可作為均布載荷分布到結(jié)構(gòu)的相應(yīng)結(jié)點(diǎn)上，也可以密度和重力加速度的方式施加，在此選用后者，在模型上施加-9800mm/s2 的重力加速度，模擬車架自重。 2.3 靜態(tài)計算結(jié)果與分析 2.3.1 彎曲工況的計算結(jié)果 彎曲工況的應(yīng)力分布圖如圖3、圖4 所示，單位為：MPa。圖3 彎曲工況的應(yīng)力分布圖 圖4 彎曲工況下除去鞍座后車架的應(yīng)力分布2.3.2 彎曲扭轉(zhuǎn)工況的計算結(jié)果 彎曲扭轉(zhuǎn)工況以右后輪抬高200mm 為例，其應(yīng)力分布圖如圖5、圖6 所示，單位為：MPa。圖5 彎扭工況去除鞍座后的應(yīng)力分布圖 圖6 彎扭工況下

9、第二、三橫梁及靠背粱的應(yīng)力分布圖2.3.3 計算結(jié)果分析 車架在彎曲工況時，總體應(yīng)力不大，高應(yīng)力區(qū)集中在縱粱的靠背梁、第三橫梁和外包粱所在位置處，最大應(yīng)力不超過200MPa，遠(yuǎn)小于該車架材料的抗拉強(qiáng)度800MPa。相對而言，受力較大處在鞍座部位，應(yīng)力相對較大，但仍沒有超過車架的抗拉強(qiáng)度。彎曲工況下，第二、第三橫焊縫周圍的應(yīng)力值較小。 車架在右后輪抬高的彎曲扭轉(zhuǎn)工況時，高應(yīng)力區(qū)集中在車架縱粱的第三橫梁附近及后軸位置上的加強(qiáng)板處，其值不超過330MPa。焊接部位的高應(yīng)力區(qū)也在第三橫梁上，焊接處應(yīng)力最大值不超過250MPa，說明在這種焊接結(jié)構(gòu)下，焊接性能優(yōu)良，焊縫結(jié)構(gòu)值得借鑒，橫梁設(shè)計合理，可以用于

10、改進(jìn)其它車型的車架橫梁結(jié)構(gòu)。 經(jīng)上述分析可知，該車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理，大部分部位應(yīng)力遠(yuǎn)小于車架材料的抗拉強(qiáng)度，性能穩(wěn)定，焊接性能優(yōu)良?？赏ㄟ^優(yōu)化的方法在保證或提高性能的前提下，改進(jìn)車架結(jié)構(gòu)，減輕車架自重。 3 動態(tài)性能分析 模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動態(tài)性能的基礎(chǔ)，車架可看成一個多自由度彈性振動系統(tǒng)，作用于這個系統(tǒng)的各種激振力就是使?fàn)恳囓嚰墚a(chǎn)生復(fù)雜振動的動力源。引起各種激振力的因素可概括為兩類：一是汽車行駛時路面不平度對車輪作用的隨機(jī)激振；二是發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時，工作沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復(fù)慣性力引起的簡諧激振。如果這些激勵力的激振頻率和車架的某一固有頻率相吻合時，就會產(chǎn)生共振，并導(dǎo)致在車架上某些部位產(chǎn)生

11、數(shù)值很大的共振動載荷，會造成車架的破壞。在此，主要分析第一種情況，即先以模態(tài)分析求出車架的固有頻率和振型，在此基礎(chǔ)上分析路面不平度對車架作用的隨機(jī)激振情況，確定車架的動態(tài)特性。 3.1 模態(tài)分析 模態(tài)計算該車架的自由振型，即取消所有約束條件、承載情況和前后懸彈簧的作用，在ANSYS中用Block Lanczos 法提取自由振動時的前15 階固有頻率，由于剛體位移，前6 階的頻率為零，其余各階頻率如下表。 表1 車架的715 階固有頻率及振型3.2 隨機(jī)振動分析 隨機(jī)振動是指機(jī)械(結(jié)構(gòu))系統(tǒng)對外加隨機(jī)激勵的動態(tài)響應(yīng)，在結(jié)構(gòu)力學(xué)中，激勵被稱為載荷。載荷不僅指外力，還包括外加的運(yùn)動作用，如在動態(tài)系統(tǒng)

12、或在其某部位上加以一定的位移或加速度等。車架的隨機(jī)振源主要考慮路面不平度對車架作用，可以通過施加路面功率密度譜的方式來激勵2。利用ANSYS 的譜分析功能可以分析車架的隨機(jī)振動情況3。隨 機(jī)振動分析時要求有限元模型帶有前后懸彈簧，并將每個彈簧的底部節(jié)點(diǎn)全約束。 車架在凹凸不平的路面上行駛時，它的各個車輪所受的路面激勵不完全相同，為了簡化計算，將各個車輪所受的激勵簡化為同一個，即各個車輪的功率譜密度譜都相同。 下圖是車架局部典型部位在功率譜密度譜作用下的應(yīng)力隨頻率變化的曲線。3.3 計算結(jié)果分析 從模態(tài)分析可知：車架固有振型分為兩類：一類是車架的整體振動，另一類是以車架一個或幾個部分振動為主的局部振動。7 到15 階模態(tài)頻率分布在8-36Hz 范圍內(nèi)，且以整體振動為主的模態(tài)振型較多，其中第7、15 階振型屬于扭轉(zhuǎn)振型，第8、10、12、13 階振型屬于彎曲振型，第12、15 階伴隨有車架的局部振動，第9、11、14 階振型為局部振動，主要集中在鞍座和外包梁兩個位置。模態(tài)分析結(jié)果表明該車架剛度較好。 從車架典型部位的應(yīng)力隨頻率變化的曲線知，車架大多數(shù)部位，在頻率為5Hz 和8Hz時，應(yīng)力會發(fā)生突變，主要是因?yàn)檐嚰艿牡谄唠A固有頻率為8.7392Hz，在這個頻段中，車架系統(tǒng)在路面不平度的作用下發(fā)生較強(qiáng)烈的共振現(xiàn)象。由于路面不平度的激勵頻率大都集中在0-20Hz 之間，所以它與車架