游道亮

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輕卡貨箱靜動(dòng)態(tài)性能分析

游道亮

（江鈴汽車(chē)股份有限公司產(chǎn)品開(kāi)發(fā)技術(shù)中心，江西 南昌 330052）

為了獲取某輕卡貨箱的靜動(dòng)態(tài)性能，采用有限元方法和Hypermesh軟件對(duì)貨箱的四種典型工況進(jìn)行強(qiáng)度分析，強(qiáng)度性能分析結(jié)果表明其最大應(yīng)力低于其材料許用應(yīng)力，能夠滿(mǎn)足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。自由模態(tài)分析結(jié)果表明其一階扭轉(zhuǎn)頻率和一階彎曲頻率分別為8.8Hz和33.6Hz，有效地避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，滿(mǎn)足模態(tài)設(shè)計(jì)要求。剛度分析結(jié)果表明其扭轉(zhuǎn)剛度值為2.48E+4N*m/rad，大于目標(biāo)要求值，能夠剛度設(shè)計(jì)要求，因此其靜動(dòng)態(tài)性能均滿(mǎn)足要求。

貨箱；強(qiáng)度；模態(tài)；剛度

引言

貨廂是輕卡的主要組成部分，其主要用來(lái)裝載貨物，其主要由貨廂底片、貨廂橫梁、貨廂邊板等組成。輕卡貨廂是比較關(guān)鍵的高負(fù)荷部件，其性能的優(yōu)劣直接影響整車(chē)的質(zhì)量，其設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)當(dāng)同時(shí)考慮其強(qiáng)度性能、模態(tài)性能和剛度性能，因此采用有限元方法對(duì)某新型輕卡貨箱進(jìn)行典型工況的強(qiáng)度分析、自由模態(tài)分析和扭轉(zhuǎn)剛度分析，獲取其靜動(dòng)態(tài)性能，驗(yàn)證其是否滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

1 貨箱強(qiáng)度性能分析

1.1 建立貨箱有限元模型

將該輕卡貨箱及其車(chē)架的3D模型導(dǎo)入有限元前處理軟件Hypermesh[1,2]中，并且對(duì)其鈑金件進(jìn)行抽中面處理，該貨箱強(qiáng)度分析模型如圖1所示，其中焊縫采用SEAM單元模擬，其中SEAM單元個(gè)數(shù)為620個(gè)，螺栓也采用CBEAM與RBE2模擬[3,4]，其中CBEAM單元共435個(gè)；車(chē)身前懸置焊縫采用Shell單元模擬，襯套采用Bush單元模擬，中板簧采用CBAR單元模擬，板簧前后支座采用四面體實(shí)體單元，枕木采用六面體單元。整體模型的節(jié)點(diǎn)數(shù)683412，單元數(shù)859233，總重量552Kg，質(zhì)點(diǎn)采用Mass單元模擬。貨物質(zhì)量為2.24E+3kg，板簧采用CBAR單元模擬。貨箱網(wǎng)格基本尺寸10mm*10mm，車(chē)架縱梁網(wǎng)格基本尺寸5mm*5mm，連接支架網(wǎng)格基本尺寸為10mm*10mm。貨箱橫梁和底皮的材料為Q235，其屈服強(qiáng)度為235MPa。

1.2 邊界條件

整車(chē)典型工況分為垂向跳動(dòng)（工況1）、制動(dòng)（工況2）、轉(zhuǎn)彎（工況3）和轉(zhuǎn)彎制動(dòng)（工況4），因此分別對(duì)該四種工況進(jìn)行強(qiáng)度分析。工況1、2、3和4的約束條件為：約束左縱梁位于前板簧中心點(diǎn)附近節(jié)點(diǎn)123自由度，約束右縱梁位于前板簧中心附近節(jié)點(diǎn)自由度13，約束左縱梁位于后板簧中心點(diǎn)附近節(jié)點(diǎn)自由度23；約束左縱梁位于后板簧中心點(diǎn)自由度3。工況1在Z方向加載-2.5g；工況2在X方向加載1.0g，在Z方向加載-1.0g；工況3在Y方向加載0.6g，在Z方向-1.0g；工況3在X方向加載0.7g，Y方向加載0.4g，在Z方向加載-1.0g。

1.3 強(qiáng)度性能分析結(jié)果

圖2 垂向跳動(dòng)工況底皮應(yīng)力分布

圖3 制動(dòng)跳動(dòng)工況橫梁應(yīng)力分布

如圖2所示為貨箱在垂向跳動(dòng)工況時(shí)貨箱底皮的應(yīng)力分布云圖，由圖2可知，其最大應(yīng)力為199.6MPa，小于其材料屈服強(qiáng)度。如圖3所示為制動(dòng)工況時(shí)貨箱橫梁的應(yīng)力分布云圖，由圖3可知，貨箱橫梁的最大應(yīng)力為123.0MPa，位于第七橫梁左側(cè)支架連接處。如圖4所示為轉(zhuǎn)彎工況時(shí)貨箱橫梁的應(yīng)力分布云圖，由圖4可知，貨箱橫梁的最大應(yīng)力為201.7MPa，同樣位于第七橫梁左側(cè)支架連接處。如圖5所示為貨箱在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)貨箱橫梁的應(yīng)力分布云圖，由圖5可知，貨箱橫梁的最大應(yīng)力為172.1MPa，也位于第七橫梁左側(cè)支架連接處。由此可知，該貨箱的橫梁和底皮的最大應(yīng)力均小于其材料屈服應(yīng)力，均可以滿(mǎn)足強(qiáng)度性能要求。

圖4 轉(zhuǎn)彎工況橫梁應(yīng)力分布

圖5 轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況橫梁應(yīng)力分布

2 貨箱模態(tài)性能分析

結(jié)構(gòu)的固有模態(tài)頻率及其模態(tài)振型是分析結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性的基礎(chǔ)，通過(guò)模態(tài)分析可以確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性。由于低階頻率對(duì)振動(dòng)響應(yīng)的作用要比高階頻率大，因此僅求解該貨箱的前兩階模態(tài)頻率?；贜astran軟件[5,6]對(duì)其貨箱進(jìn)行自由模態(tài)分析，其前兩階模態(tài)頻率分別為8.81Hz和33.6Hz，圖6為貨箱的一階扭轉(zhuǎn)陣型，避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率29.8Hz，能夠有效地降低發(fā)生共振的風(fēng)險(xiǎn)，滿(mǎn)足模態(tài)性能要求。

圖6 一階扭轉(zhuǎn)陣型

3 貨箱剛度性能分析

3.1 約束條件

約束后板簧左右前后兩吊耳連接中心23自由度，約束左右兩板簧連接中心的123自由度，取橫梁左右兩支架外端點(diǎn)分別向外移動(dòng)120mm，采用RBE2單元分別連接移動(dòng)點(diǎn)和橫梁上點(diǎn)，在兩移動(dòng)點(diǎn)上沿Z軸向上和向下分別施加1000N力。

3.2 剛度分析結(jié)果

如圖7所示是該貨箱的扭轉(zhuǎn)剛度變形云圖，由圖7可知，其最大變形為2.602mm，因此垂向剛度為123.5N/mm。扭轉(zhuǎn)剛度的計(jì)算方法為單位力矩作用下的轉(zhuǎn)角的倒數(shù)，因此該貨箱的扭轉(zhuǎn)剛度為2.48E+4N*m/rad，超過(guò)目標(biāo)值1.0E+5N*m/ rad，滿(mǎn)足其扭轉(zhuǎn)剛度性能要求。

圖7 側(cè)向彎曲剛度變形云圖

4 結(jié)論

采用有限元技術(shù)對(duì)某輕卡貨箱的四種典型工況（垂向跳動(dòng)、制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎和轉(zhuǎn)彎制動(dòng)）進(jìn)行強(qiáng)度分析，其最大應(yīng)力分別為199.6MPa、123.0MPa、201.7MPa和172.1MPa，均小于其材料屈服強(qiáng)度，滿(mǎn)足強(qiáng)度性能要求。貨箱的前兩階模態(tài)頻率分別8.8Hz和33.6Hz，避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率29.8Hz，滿(mǎn)足模態(tài)性能要求。貨箱的扭轉(zhuǎn)彎曲剛度值為2.48E+4N*m/ rad，滿(mǎn)足剛度性能要求值，因此該輕卡貨箱的靜動(dòng)態(tài)性能均能夠滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

[1] 舒彪,喻道遠(yuǎn),王燈等.采用UG,HyperMesh和ANSYS的齒輪軸模態(tài)分析[J].現(xiàn)代制造工程,2012（2）:71-73.

[2] 楊志卿,王良模,榮如松等.基于Hypermesh的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋殼有限元分析與疲勞壽命預(yù)測(cè)[J]機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2012（5）:51-53.

[3] 王玉超,王力,宋俊.利用CWELD和RBE2模擬焊點(diǎn)模態(tài)及剛度分析[J].現(xiàn)代制造工程,2009（4）:116-118.

[4] 王振宇.車(chē)身結(jié)構(gòu)自由阻尼層優(yōu)化與局部振動(dòng)控制[D].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2015.

[5] 張碩猛.基于NVH的某商務(wù)車(chē)白車(chē)身對(duì)標(biāo)分析與優(yōu)化[D].合肥:合肥工業(yè)大學(xué),2017.

[6] 秦訓(xùn)鵬,馮佳偉,王永亮等.基于響應(yīng)面方法的微型車(chē)車(chē)門(mén)模態(tài)分析與優(yōu)化[J].中國(guó)機(jī)械工程,2017,28（14）:1690-1695.

Static and Dynamic Performance Analysis of a Light Truck Packing Box

You Daoliang

（Product Development & Technology Center, Jiangling Motors Corporation Limited, Jiangxi Nanchang 330052）

Aiming at obtaining static and dynamic performance of a light truck packing box, the four typical conditions of the packing box was strength analysis by adopting finite element method and Hypermesh software, the strength analysis results showed that the maximum stress was less than the allowable stress of the material, it meet the strength design requirements. The modal analysis results showed that the first order torsional frequency and first order bending frequency were 8.8Hz and 33.6Hz, it could avoid engine idle frequency, so it meet the modal requirements. The stiffness analysis results showed that the torsional stiffness value was 2.48E+4N*m/rad, it could meet the stiffness requirements, so the packing box could meet the static and dynamic performance requirements.

packing box; strength; modal; stiffness

A

1671-7988(2018)20-100-03

TH242

A

1671-7988(2018)20-100-03

TH242

游道亮，（1978.6-），男，江西瑞昌人，學(xué)士，中級(jí)工程師，就職于江鈴汽車(chē)股份有限公司，主要研究方向?yàn)槠?chē)設(shè)計(jì)。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.20.037