孫輝沈保山王新超陸永能員征文

（1.徐州徐工汽車制造有限公司，徐州221004；2.徐工集團(tuán)江蘇徐州工程機(jī)械研究院，徐州221004；3.徐工集團(tuán)高端工程機(jī)械智能制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，徐州221004）

主題詞：車架 多體動(dòng)力學(xué) 慣性釋放 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

1 前言

車架作為整車的基體和主要承載部件，在實(shí)際工作過程中承受著復(fù)雜的外力作用[1]，所以車架的強(qiáng)度和剛度在車輛總體設(shè)計(jì)中十分重要，而進(jìn)行車架強(qiáng)度分析是車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)改進(jìn)的基礎(chǔ)。傳統(tǒng)的車架強(qiáng)度分析通常建立起輪胎與地面的連接關(guān)系，并在連接點(diǎn)處建立約束關(guān)系，但約束點(diǎn)反力及反力矩會(huì)嚴(yán)重改變結(jié)構(gòu)實(shí)際受力狀態(tài)[2-3]，造成應(yīng)力結(jié)果奇異。為解決邊界問題對(duì)分析結(jié)果造成的影響，諸多學(xué)者對(duì)慣性釋放在結(jié)構(gòu)分析中的應(yīng)用進(jìn)行了研究[1-5]，但這些研究雖然在邊界約束問題上取得了進(jìn)步，但因未考慮部件間的非線性接觸關(guān)系及地面對(duì)輪胎載荷的影響，使得分析計(jì)算精度較差。

為得到更精確的分析結(jié)果，本文基于慣性釋放法聯(lián)合多體動(dòng)力學(xué)建立了整車剛?cè)狁詈夏Ｐ?，在考慮了地面摩擦力與輪荷關(guān)系及車架與貨箱等組件之間接觸關(guān)系的前提下，對(duì)某新能源車車架進(jìn)行了強(qiáng)度計(jì)算，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果對(duì)車架高應(yīng)力區(qū)域結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，通過試驗(yàn)驗(yàn)證了計(jì)算結(jié)果的有效性。

2 慣性釋放原理

慣性釋放[6]允許對(duì)無約束的自由結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力分析，其特點(diǎn)是自由結(jié)構(gòu)在外載荷及自身慣性（質(zhì)量）的作用下均處于靜力平衡狀態(tài)或勻加速狀態(tài)。對(duì)于完全無約束的結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析可通過構(gòu)造一個(gè)自平衡微分方程的方法分析結(jié)構(gòu)受力。

設(shè){F}為所有節(jié)點(diǎn)分量組成的節(jié)點(diǎn)外載荷向量，為所有節(jié)點(diǎn)加速度分量組成的任一節(jié)點(diǎn)加速度向量。利用有限元方法構(gòu)造的無阻尼靜動(dòng)力平衡方程(即慣性釋放方程)為：

式中，[M]為質(zhì)量矩陣；N為形態(tài)矩陣；ρ為密度；Ω為體積分。

求解式（1）即可得到各節(jié)點(diǎn)上為維持平衡所需的節(jié)點(diǎn)加速度及慣性力，進(jìn)而構(gòu)造一個(gè)自平衡力系。因外部載荷由各節(jié)點(diǎn)加速度載荷進(jìn)行平衡，所以在這些邊界約束點(diǎn)的反力都為0，可消除約束點(diǎn)對(duì)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果的影響，由此得到更合理計(jì)算結(jié)果。

3 整車剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/h2>

為準(zhǔn)確模擬整車對(duì)實(shí)際道路的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，考慮了不同垂向力與地面摩擦力的影響及輪胎剛度，采用有限元法和多體動(dòng)力學(xué)方法進(jìn)行聯(lián)合仿真。

3.1 有限元模型的建立

3.1.1 工況定義

根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)規(guī)范，針對(duì)如下幾種極限工況下車架受力情況進(jìn)行分析計(jì)算[7]：

a.整車滿載通過坑洼路面所受垂向沖擊力；

b.汽車急轉(zhuǎn)彎且不側(cè)翻時(shí)所受最大橫向側(cè)翻力；

c.緊急制動(dòng)時(shí)所受地面摩擦力與自身慣性力；

d.汽車在低速通過不平路面一側(cè)輪胎抬起時(shí)車架所受到的扭轉(zhuǎn)力。

由上述受力狀態(tài)設(shè)置車架強(qiáng)度計(jì)算工況，見表1。

表1 車架強(qiáng)度分析計(jì)算工況

3.1.2 鋼板彈簧有限元模型的建立

在前后鋼板彈簧兩端卷耳及中間位置處分別建立板簧與車架相連接的marker點(diǎn)（外連點(diǎn)），利用gap單元模擬鋼板彈簧的片間接觸，并對(duì)鋼板彈簧有限元模型剛度進(jìn)行校核[8]。板簧總成有限元模型如圖1所示。

圖1 板簧總成有限元模型

3.1.3 整車有限元模型的建立

圖2為整車有限元模型，其縱梁、橫梁、貨箱總成及各支架等采用殼單元進(jìn)行劃分；板簧支座及駕駛室前支架等采用四面體單元；鉚釘、螺栓連接采用rbe2+beam單元；在質(zhì)量較大零件與車架連接處用rbe2主點(diǎn)作為marker點(diǎn)，marker點(diǎn)數(shù)見表2。

圖2 整車有限元模型

表2 marker點(diǎn)數(shù)

為既體現(xiàn)貨物質(zhì)量而又不增加貨箱剛度，貨物質(zhì)量通過多個(gè)mass單元均布在貨箱上。因慣性釋放屬于線性分析，無法進(jìn)行接觸等非線性分析計(jì)算，故通過rbe3+bush+rbe3單元模擬貨箱縱梁與車架縱梁間的接觸關(guān)系，并賦予bush單元等效剛度。

3.2 整車柔性體的建立

通過有限元分析軟件分別生成板簧、車架和貨箱總成的MNF文件，在ADAMS軟件中將各部件裝配在一起，并通過柔性體節(jié)點(diǎn)添加適當(dāng)?shù)募s束和受力，使柔性體與其它剛體組成一個(gè)完整的有機(jī)模型。所建立的整車剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D3所示。

圖3 整車剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

在各輪胎所處地面條件相同的情況下，各輪胎的靜、動(dòng)摩擦因數(shù)相同，所受地面給予的側(cè)向力、縱向力與地面支撐力呈正比關(guān)系。為真實(shí)描述制動(dòng)工況下各輪胎所受的摩擦力，在輪胎與試驗(yàn)臺(tái)間建立X向單向力，并利用函數(shù)關(guān)系賦予其值為：

式中，F(xiàn)1為某一輪胎受到的來自地面的縱向摩擦力；Fz為該輪胎所受的地面支撐力；μ為整車制動(dòng)強(qiáng)度，其值等于制動(dòng)減速度。

通過提取地面對(duì)輪胎的支撐力Fz，使各輪胎所受的摩擦力F1之和等于整車的慣性力，以此可確定出各工況下不同輪胎承載力的分配關(guān)系。

在對(duì)彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)等工況下校核輪荷后，計(jì)算輸出車架各marker點(diǎn)的力及力矩，因輸出內(nèi)容較多，此處僅列出部分彎曲工況下的外載荷，如表4所示。

表4 彎曲工況下車架marker點(diǎn)載荷

4 車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析及優(yōu)化

4.1 強(qiáng)度分析

通過bdf文件（Nastran輸入文件）將所輸出的各marker點(diǎn)的力及力矩施加到車架、貨箱總成模型的相應(yīng)位置，基于慣性釋放法，采用Nastran求解器進(jìn)行求解，結(jié)果如圖4所示。由圖4a可知，在扭轉(zhuǎn)工況下車架多數(shù)應(yīng)力較小；由圖4b和圖4c可得，車架縱梁與副梁前端接觸區(qū)域、車架縱梁下翼面截面突變處應(yīng)力較大，縱梁與副梁前端接觸區(qū)域最大應(yīng)力為336 MPa，車架縱梁下翼面截面突變處應(yīng)力幅約450 MPa，超過材料許用應(yīng)力（416 MPa），因而在路面激勵(lì)載荷作用下有發(fā)生破壞風(fēng)險(xiǎn)。

圖4 原車架結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布云圖

4.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)上述分析結(jié)果，在不降低車架整體剛度的前提下對(duì)車架高應(yīng)力區(qū)域結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，將原來車架縱梁與加強(qiáng)板厚度由（4 mm和4 mm）改為（5 mm和3 mm），將副梁前端加長(zhǎng)50 mm，加強(qiáng)板前端設(shè)計(jì)應(yīng)力釋放槽，并將內(nèi)加強(qiáng)板下翼面初始端避開縱梁下翼面截面突變處，優(yōu)化方案如圖5所示。

圖5 車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后對(duì)比

優(yōu)化后方案計(jì)算結(jié)果如圖6所示。由圖6b可知優(yōu)化后結(jié)構(gòu)在扭轉(zhuǎn)工況下縱梁與副梁前端接觸區(qū)域最大應(yīng)力為140 MPa，比原結(jié)構(gòu)（336 MPa）減少約196 MPa；從圖6c可得，縱梁下翼面截面突變處應(yīng)力幅值約為275 MPa，比原結(jié)構(gòu)（450 MPa）減少約175 MPa，結(jié)構(gòu)應(yīng)力有較大改善。

圖6 車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化后應(yīng)力分布云圖

5 仿真結(jié)果試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 車架應(yīng)變測(cè)量

為方便進(jìn)行應(yīng)力試驗(yàn)，選取車架計(jì)算應(yīng)力幅值較高的關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行測(cè)試，各測(cè)點(diǎn)應(yīng)變片粘貼位置如圖7所示?？紤]到車架應(yīng)力較復(fù)雜，因此選取應(yīng)變花對(duì)每個(gè)測(cè)點(diǎn)在0°、45°、90°三個(gè)方向上的線應(yīng)變進(jìn)行測(cè)量，并根據(jù)第四強(qiáng)度理論求出各關(guān)鍵點(diǎn)的應(yīng)力值。因篇幅原因，僅列出車輛滿載右后輪抬高工況測(cè)試數(shù)據(jù)及車架某測(cè)點(diǎn)應(yīng)變測(cè)試數(shù)據(jù)，車輪右后輪抬高高度為200 mm。

圖7 測(cè)點(diǎn)位置

5.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

將試驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，如表5所列。由表5可知，仿真結(jié)果與測(cè)試結(jié)果相對(duì)誤差較小，在板簧支座安裝孔附近及縱梁截面變化處應(yīng)力較大，這與實(shí)際情況相符，各測(cè)點(diǎn)應(yīng)力的仿真值與測(cè)試值分布趨勢(shì)一致，表明了計(jì)算結(jié)果及結(jié)構(gòu)優(yōu)化的合理性，可作為后續(xù)車架或自由體結(jié)構(gòu)分析的參考。

表5 后輪抬起工況下車架應(yīng)力仿真與測(cè)試結(jié)果對(duì)比

6 結(jié)束語

為消除邊界條件對(duì)車架應(yīng)力仿真結(jié)果造成的影響，在考慮了地面摩擦力與輪荷關(guān)系前提下，建立了剛?cè)狁詈险嚹Ｐ筒⑻崛×塑嚰芨鬟B接點(diǎn)的載荷，以提取的載荷作為邊界載荷輸入，基于慣性釋放法對(duì)車架自由模型進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，并對(duì)結(jié)構(gòu)高應(yīng)力區(qū)域進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，通過應(yīng)力試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證。結(jié)果表明，仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果較吻合，表明基于慣性釋放法可充分釋放輪胎處的自由度，可有效消除邊界條件對(duì)分析結(jié)果造成的影響，可得到較合理且符合實(shí)際的車架應(yīng)力分布狀態(tài)。