廖世業(yè)，夏緒輝，馮 勛

LIAO Shi-ye, XIA Xu-hui, FEN Xun

(武漢科技大學 機械自動化學院，武漢 430081)

0 引言

車架作為車輛重要的承載部分，運輸車中多數(shù)零部件如：駕駛室，發(fā)動機，變速箱，車橋等通常都直接與車架相連接。在運動過程中，車架還承受各零部件產(chǎn)生的各種力與力矩的影響，承載情況的復雜性要求車架必須有足夠的剛度和強度來避免其主體發(fā)生變形或者斷裂的現(xiàn)象，以保證其安全可靠性及使用壽命[1,2]。但是，在以往的設計過程中，設計人員大多采用經(jīng)驗公式進行計算，這種方法并不能精準的計算出車架各部件應力和形變[3]。本文采用HyperWorks軟件對車架結構進行有限元分析，運用Radioss及OptiStuct求解器分析了車架的應力和位移形變分布狀態(tài)及自由模態(tài)分析，利用分析結果驗證該車架設計的合理性，對后續(xù)的結構優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 車架的幾何模型及有限元模型

本文以某造船廠運輸車車架為研究對象，該車架由型鋼焊接而成，兩根縱梁為矩形截面型鋼，總長9440mm，大梁式，前后等寬，縱梁最大斷面尺寸為360mm×140mm×20mm，橫梁最大斷面尺寸為300mm×140mm×20mm，前后端橫梁為Π型槽鋼，中間橫梁為矩形截面型鋼，橫梁的長度為920mm。

實際中，車架的形狀結構復雜，支撐裝置和固定裝置多種多樣，除幾何形體不規(guī)則外還存在許多倒圓角和圓孔，如果在建模的過程中將這些細微之處全部考慮在內，就會導致網(wǎng)格的密度很大，單元尺寸極小，節(jié)點方程的數(shù)量龐大，因而增加求解時間，同時局部的網(wǎng)格質量無法保證，容易導致求解失真。因此，有必要對車架的結構進行合理的簡化，建立合理有效的模型，從而減少分析過程中的計算量，提高計算效率。

運用Pro/E三維建模軟件對簡化處理后的車架結構進行實體建模，為了避免部分零件出現(xiàn)幾何缺陷或數(shù)據(jù)丟失的情況，我們通常將Pro/E中建立的模型保存為.iges格式文件，把該格式文件直接導入HyperMesh中進行后續(xù)的網(wǎng)格劃分。

對實體模型進行網(wǎng)格劃分首先需要對網(wǎng)格單元定義屬性，其次定義網(wǎng)格的生成控制，最后劃分網(wǎng)格。其中網(wǎng)格的單元屬性包括網(wǎng)格單元類型，實常數(shù)以及材料特性。本文車架的材質選用16Mn，其楊氏模量為2.06×1011Pa，泊松比為0.28，材料密度為7800kg/m3，屈服應力為345MPa。本文采用HyperMesh中的自動網(wǎng)格劃分功能對已建好的實體模型進行單元網(wǎng)格劃分，最后得到了車架有限元模型（如圖1所示）。使用HyperMesh中的count功能，可以得出其單元網(wǎng)格個數(shù)106472，節(jié)點個數(shù)53268。

圖1 車架有限元模型

2 車架靜態(tài)工況分析

車架作為重要的承載部分，這就要求其既要有足夠的強度，也要有足夠的剛度。足夠的彎曲剛度，可使車架上的部件在行駛過程中相對位置不發(fā)生改變。車架剛度不足，會引起振動和噪聲，也會使汽車的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性及某些基件的可靠性下降，然而其扭轉剛度不易過大，否則汽車的通過性變差[4]。

運輸車在行駛過程中，在所有輪胎都著地情況下，地面對整車的作用力依次通過輪胎、車橋、板簧、吊耳銷最終傳至車架上，因此，我們可以在吊耳銷處創(chuàng)建約束點。對于本文中的車型，動力總成及滿載時的總質量為16t，將這部分總質量的以均勻分布的方式加載到0～7000mm范圍內；駕駛室及乘員的總質量為1.3 t，同樣以均勻分布的方式將該部分總質量加載到7560mm～9440mm范圍內，這樣就對整個車架進行了全部加載，如圖2所示。

圖2 車架加載與約束

2.1 車架彎曲工況分析

運輸車車架縱梁斷面的最大彎曲應力σ為：

W為縱梁在斷面處的彎曲截面系數(shù)。

式中：h為槽形斷面的腹板高；

b為翼緣寬；

t為斷面厚度。

但是運輸車車架縱梁的彎曲應力不應大于其材料的許用應力。

式中：σs為材料屈服極限，車架的材料為16Mn，σs取值為340MPa～360MPa；

n為安全系數(shù)，一般取值為1.4。

因此車架縱梁斷面的最大彎曲應力σ 在242.9MPa～257.14MPa之間。

將吊耳銷處進行全約束（圖2），使用HyperWorks自帶的Radioss求解器進行求解計算后，我們可以在Post后處理工具中使用Contour功能查看車架彎曲工況下的位移（圖3）和應力（圖4）云圖。

圖3 車架彎曲位移圖

圖4 車架彎曲等效應力圖

從位移和應力云圖可以看出，當車架發(fā)生純彎曲時，縱梁是應力與位移的主要承受體，而橫梁幾乎沒有承受應力，可以忽略。由于車架后部承受的載荷較前部大很多，位移變化主要出現(xiàn)在車架尾部和車架中部的懸空承處，車架前部基本沒有發(fā)生位移變化，最大位移出現(xiàn)在車架中部懸空處，最大位移值為3.83mm。應力主要出現(xiàn)在施加約束的吊耳銷處，最大應力的位置為靠近車架尾部的吊耳處，最大應力值為76.4MPa。

2.2 車架扭轉工況分析

當運輸車行駛在路面上時，由于路面會出現(xiàn)凹凸不平的情況，這樣運輸車就會受到扭轉載荷的作用，其極限扭轉載荷為運輸車在非對稱支撐下產(chǎn)生的靜態(tài)扭轉狀態(tài)。本文模擬車輪過障礙物的情況，即假定左前輪被抬升，右前輪被拉低。如圖5、圖6所示。

圖5 車架扭轉位移圖

圖6 車架扭轉等效應力圖

從圖5和圖6可以看出，由于對前輪的約束發(fā)生改變，位移在車架前端的變化十分明顯，運輸車左輪被抬升，導致其最大位移出現(xiàn)在左縱梁的前端，其最大位移值為13.9mm，位移變化由縱梁前端向后端逐漸變小，而車架后端由于對吊耳銷的約束并未發(fā)生改變，因而車架后端基本上沒有發(fā)生位移變化。車架的應力依然出現(xiàn)在施加約束的吊耳銷處，但較彎曲工況而言，扭轉工況下的應力在第三根橫梁與縱梁連接處出現(xiàn)的區(qū)域要大很多，說明該區(qū)域有應力集中現(xiàn)象，最大應力出現(xiàn)在靠近車架尾端的吊耳銷處，其最大應力值為215MPa。

取車架的安全系數(shù)為1.5。材料的屈服極限[σ ]為280MPa～350MPa。

雖然沒有超過材料的最大屈服極限，但是與其他部位相比其屬于高應力區(qū)，說明該工況下車架還是比較危險的。

3 車架模態(tài)分析

所謂模態(tài)分析，就是確定設計結構或機械零部件的振動特性，得到結構固有頻率和振型的過程，它是動態(tài)設計的核心。研究的是結構模態(tài)即自由模態(tài)，是結構本身的特性與材料特性所決定的，與外載條件等無關（即無需加任何載荷和約束），而結構在任意初始條件及外載作用下的強迫振動都可以由結構按這些基本特性的強迫振動的線性組合構成[5]。本文通過不施加載荷與約束，對車架的有限元模型進行自由模態(tài)分析，得到的車架前6階固有頻率與振型描述如表1所示。

表1 車架固有頻率與振型描述

圖7和圖8分別給出了相應的第1階和第2階振型圖。

圖7 車架第1階振型

由振型圖我們可以得出，第1階是車架沿豎直方向的彎曲振型，當以該階模態(tài)振動時，整個車架產(chǎn)生了彎曲振動，車架前后端橫梁處振幅較大；第2階是車架的復合振動振型，當以該階模態(tài)振動時，整個車架產(chǎn)生了扭轉彎曲的復合振動，車架尾端橫梁處振幅較大。

圖8 車架第2階振型

由圖9的模態(tài)變化曲線圖可以得知，車架模態(tài)較為分散，在模態(tài)頻率與模態(tài)階次的遞增關系中，車架的模態(tài)頻率變化平緩，沒有出現(xiàn)突變的現(xiàn)象。

圖9 模態(tài)變化曲線圖

4 結論

本文應用有限元分析法對運輸車車架進行了靜態(tài)應力和模態(tài)分析，通過靜態(tài)應力分析可知，在給予車架彎曲工況與扭轉工況的情況下，車架的最大應力值始終都小于車架的屈服應力值，說明該車架是符合設計要求的。但是由于扭轉工況下的最大應力值較彎曲工況下的最大應力值大很多，這一點還有待我們進一步優(yōu)化解決。車架的固有頻率一般為10Hz～15Hz，目前在高速公路和較好城市路面不平引起的激勵頻率一般為1Hz～20Hz的垂直振動。由模態(tài)分析可知，車架的各低階模態(tài)的頻率值在22.04Hz左右，避免了各種激勵頻率與車架形成共振的影響，保證了運輸車行駛的穩(wěn)定性與安全性。

綜合而言，通過對車架進行有限元分析，為我們在對該類車架設計提供重要的參數(shù)，為改進結構設計提供了理論依據(jù)，同時也為深入研究相關問題奠定基礎。

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