王云飛

（長安大學(xué)汽車學(xué)院，陜西 西安 710064）

基于ANSYS的長途客車車架有限元分析

王云飛

（長安大學(xué)汽車學(xué)院，陜西 西安 710064）

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的飛速發(fā)展，CAE技術(shù)被廣泛應(yīng)用于汽車行業(yè)。長途客車車架是整車的主要承載結(jié)構(gòu)，基于有限元方法的車架分析越來越被企業(yè)重視。本文首先利用CATIA軟件建立了三段式車架的三維實(shí)體模型，然后用ANSYS軟件對(duì)三段式客車車架進(jìn)行了有限元分析，分別討論了該車架靜態(tài)強(qiáng)度、模態(tài)特性，為車架的改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

車架；有限元；ANSYS；靜態(tài)分析；模態(tài)分析

CLC NO.:U469.1Document Code:AArticle ID:1671-7988(2015)07-45-03

引言

車架將各總成零部件結(jié)合為一體，是汽車各個(gè)系統(tǒng)的承載基體，承受著車內(nèi)外的各種載荷。車架的靜態(tài)特性和動(dòng)態(tài)特性直接影響整車的安全系數(shù)、平順性、操縱穩(wěn)定性和乘客舒適性[1]。通過仿真分析車架在各種工況下的靜、動(dòng)態(tài)特性，驗(yàn)證車架在給定的載荷下是否符合國標(biāo)要求，對(duì)于車架結(jié)構(gòu)的進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)，提高整車性能是非常重要的。

本文的研究對(duì)象是在宇通公司實(shí)習(xí)的基礎(chǔ)上，根據(jù)給定的底盤圖和整車參數(shù)及總布置的要求，利用CAD軟件建立車架的三維實(shí)體模型，然后應(yīng)用有限元分析軟件對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜態(tài)分析和動(dòng)態(tài)分析。利用計(jì)算機(jī)在計(jì)算速度方面的優(yōu)勢(shì)，可以快速的模擬車架在各種行駛狀況下的響應(yīng)，分析出薄弱環(huán)節(jié)并加以改進(jìn)，縮短了設(shè)計(jì)周期。

1、客車車架模型的建立

本文首先運(yùn)用CATIA R18軟件建立了車架三維實(shí)體模型圖，然后將其以stp的格式導(dǎo)入ANSYS 12.0中，得到車架的有限元模型。

1.1 車架三維實(shí)體模型的建立

根據(jù)給定的底盤圖和總布置要求，客車采用半承載式車身，車架的形式為三段式結(jié)構(gòu)，車長為11200mm，車寬為2480mm，車高為3700mm軸距為5700mm，前懸2200mm，后懸3100mm，前后軸均采用空氣彈簧懸架；國標(biāo)要求空載或滿載時(shí)，前軸軸載質(zhì)量應(yīng)不小于車輛總質(zhì)量的25%；底架中段設(shè)置行李艙，乘客人數(shù)為50人，國標(biāo)規(guī)定每個(gè)人的行李艙容積要不小于0.15立方米，因此行李艙總?cè)莘e要大于7.5立方米。

在上述的要求下，建立車架各個(gè)部分的零件圖，然后裝配生成車架的三維實(shí)體模型，如下圖1所示。

1.2 車架有限元模型的建立

在ANSYS Workbench中不論進(jìn)行靜態(tài)分析還是模態(tài)分析，導(dǎo)入幾何模型之前都要定義材料的屬性，本車架的材料均為16Mn，材料的性能參數(shù)如下表1所示，將材料的屬性賦予車架模型后，可以看出車架的總質(zhì)量為1428kg。

表1 車架材料屬性

在Workbench中劃分網(wǎng)格時(shí)不用自定義單元類型，Workbench根據(jù)分析對(duì)象的結(jié)構(gòu)形態(tài)自動(dòng)生成一種類型的網(wǎng)格，它對(duì)實(shí)體默認(rèn)的單元類型為solid187單元。solid187單元是四面體10節(jié)點(diǎn)單元，可以施加于任何幾何體，可以快速、自動(dòng)生成，在關(guān)鍵區(qū)域容易使用曲度和近似尺寸功能自動(dòng)細(xì)化網(wǎng)格[2]。單元長度取15mm，既滿足精度要求，計(jì)算速度也比較快，劃分完成后有307738個(gè)單元，617569個(gè)節(jié)點(diǎn)，局部的有限元模型圖如圖2所示。

2、車架有限元靜態(tài)分析

靜態(tài)分析就是要利用有限元軟件對(duì)車架結(jié)構(gòu)在承受靜態(tài)載荷時(shí)各個(gè)部位的應(yīng)力分布情況進(jìn)行分析，然后對(duì)不合理的地方進(jìn)行相應(yīng)的改進(jìn)以提高車架整體的靜態(tài)承載能力?？蛙囓嚰艿撵o態(tài)分析通常只考慮彎曲工況和彎扭工況?？蛙嚨乃膫€(gè)車輪處于同一水平面時(shí)的靜態(tài)工況稱為彎曲工況；當(dāng)車輛的四個(gè)車輪不在同一水平面時(shí)的靜態(tài)工況稱為彎扭工況，尤其當(dāng)左前輪和右后輪同時(shí)抬起的情況較為惡劣[3]，在這種工況下車架如果滿足要求，在彎曲工況下也肯定滿足要求。本文將對(duì)客車車架在彎扭工況下進(jìn)行分析。

2.1 邊界約束及加載

車架處于彎扭工況時(shí)，約束客車右前輪和左后輪在垂直方向上的位移，同時(shí)給左前輪和右后輪垂直向上的位移，模擬出左前輪和右后輪同時(shí)抬起的狀況[3]。

各部分載荷的分布按照其作用部位來處理。乘客及座椅、地板骨架總成和空調(diào)按照集中載荷在中段車架的縱梁上平均分配。油箱和行李按其支撐位置分配在中段桁架的下部，并按集中載荷處理[4]。發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱按照集中載荷加載到后段縱梁相應(yīng)的支撐點(diǎn)上。各部分的重量如表2所示。

表2 客車各部分重量

2.2 計(jì)算結(jié)果及分析

靜態(tài)彎扭工況下，車架的位移分布如下圖3所示。車架的變形主要發(fā)生在車架的左前部分和右后部分，與客車車架的實(shí)際變形是相符的。最大位移值為8.3229mm，發(fā)生在車架左前方和右后方的牛腿上，但是仍滿足安全要求。

車架的應(yīng)力分布如下圖4所示。彎扭工況下車架前段縱梁應(yīng)力值較低，最大應(yīng)力值為94.106MPa。中段車架應(yīng)力較大，最大應(yīng)力值為282.32MPa，發(fā)生在中段桁架通過肋板與前后縱梁連接的部位，但仍然滿足材料的屈服極限，行李架上下兩端斜撐鋼管的應(yīng)力較小，僅有62.738MPa。后段車架大梁的應(yīng)力水平比前段大梁的應(yīng)力水平大，最大應(yīng)力值為188.21MPa，集中在大梁左側(cè)的支撐鋼管處。

3、車架有限元模態(tài)分析

模態(tài)是機(jī)械結(jié)構(gòu)固有的振動(dòng)特性，每一個(gè)機(jī)械結(jié)構(gòu)都具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型[5]?？蛙囓嚰艿哪B(tài)反映車架在不同頻率下的振動(dòng)形態(tài)。根據(jù)模態(tài)分析的結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)客車車架的薄弱環(huán)節(jié)和不足之處，為車架的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

本文對(duì)車架的自由模態(tài)進(jìn)行了研究，自由模態(tài)即在沒有約束的情況下計(jì)算得到的模態(tài)頻率和振型。三段式客車車架的自由模態(tài)分析結(jié)果如表3所示，表中去除了車架前六階剛體模態(tài)。各階的振型圖如圖5至10所示。

表3 車架前六階固有頻率和振型

此車架的低階固有頻率分布比較均勻，振型比較合理，主要特點(diǎn)是在車架的兩端振幅較大，原因是這些地方受到了較強(qiáng)烈的外部激勵(lì)。車輛在正常行駛中所受激勵(lì)主要包括路面激勵(lì)、車輪跳動(dòng)激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和傳動(dòng)軸激勵(lì)[6]。當(dāng)這些激振頻率與車架的某一固有頻率相吻合時(shí)就會(huì)產(chǎn)生共振。因此要求客車車架的低階頻率避開這些激振頻率，以避免發(fā)生整體共振。

道路激勵(lì)一般小于3Hz；車輪跳動(dòng)激勵(lì)一般小于5Hz[6]；長途客車車速在80Km/h左右時(shí)，傳動(dòng)軸激勵(lì)會(huì)達(dá)到30HZ以上；而發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)頻率隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化而不同，可以通過以下公式計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)頻率[7]:

本客車采用的是六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，怠速轉(zhuǎn)速一般為650r/min，由公式計(jì)算可得該發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的振動(dòng)頻率為32.5Hz。而在正常行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率遠(yuǎn)高于怠速時(shí)的振動(dòng)頻率。

模態(tài)分析計(jì)算結(jié)果顯示車架的低階固有頻率在14.958-28.274Hz之間，通過比較，其低階頻率避開了車輛在正常行駛中所受主要激勵(lì)的激振頻率，因此車架不會(huì)與整車發(fā)生共振?？梢娫撥嚰軡M足動(dòng)態(tài)特性的條件，符合車架設(shè)計(jì)要求。

4、結(jié)論

本文根據(jù)宇通公司某型號(hào)客車底盤參數(shù)，應(yīng)用CATIA和 ANSYS軟件完成了三段式車架的建模和靜、動(dòng)態(tài)有限元計(jì)算，并對(duì)結(jié)果做了討論分析。結(jié)果表明，本文所建立的車架有限元模型合理，車架結(jié)構(gòu)符合安全要求，基本反映了客車車架實(shí)際情況，但是為了減輕車重，可以對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)?shù)母倪M(jìn)，在此提出幾點(diǎn)建議[8]:

（1）在保證最大應(yīng)力滿足材料屈服極限的前提下，車架的縱梁可以選擇較小的截面尺寸。

（2）車架中段的桁架可以選擇壁厚更小的方鋼。

（3）可以適當(dāng)減少一些多余的加強(qiáng)肋板或減小其壁厚。

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Coach frame based on ANSYS finite element analysis

Wang Yunfei
( Changan auto university college, Shaanxi Xi’an 710064 )

CAE technology is widely applied in automobile industry along with the rapid development of computer technology. For coach-body frame is main bearing part of whole car structure, car-body CAE method, which is based on the finite element method, gets company’s attention more. In this dissertation, the 3-section chassis-frames were designed by the software CATIA firstly. By the software ANSYS, FEM model of 3-section chassis-frames were set up, and then analyzed. The static stresses, mode characteristics of the vehicle frame were discussed, which provide a theoretical basis for frame’s further design.

frame; fem; ANSYS; static analysis; modal analysis

U469.1

A

1671-7988(2015)07-45-03

王云飛，長安大學(xué)汽車學(xué)院碩士研究生，車輛工程專業(yè)。