毛敏捷、郭經峰、張宇、李鑫源
(青島理工大學 266520)
車架是客車的重要組成部分,在車輛行駛過程中,會受到汽車發(fā)動機總成和各組成部分的質量以及行駛時懸架傳遞的沖擊、扭曲與慣性的共同作用,其安全性、舒適性、使用壽命以及穩(wěn)定性是重要的判定參數(shù)[1]。通過有限元的方法對客車車架進行分析,得出客車的靜態(tài)分析結果,可以更加透徹地了解車架的應力和變形分布情況,從而提出優(yōu)化設計方案,實現(xiàn)輕量化的目的。
采用CATIA三維軟件建立車架模型,采用邊梁式結構,該車架結構由2根主縱梁為主要支撐、2根前后橫梁、12根中間橫梁和2根邊梁組成。車架的長度和寬度分別為9 015.000 mm和2 770.000 mm,參數(shù)如表1所示。
將建立好的車架模型導入ANSYS的靜態(tài)分析模塊中,設置有限元單元類型為殼單元,將車架離散為255 831個單元,共415 016個節(jié)點。車架的材料參數(shù)如表2所示。
車架在靜止和行駛時都受到各種載荷、載重及自身質量的作用,在不同的工況下受到不同的復雜力[2]。本文對車架進行靜態(tài)分析,將車架本身的質量和載重的質量簡化為車架上的均布載荷,加載0.2 N/mm2,車架的有限元模型加載情況如圖1所示。
表2 車架材料參數(shù)表
圖1 車架有限元加載圖
滿載彎曲工況下,車架承受的載荷是最大的,這種工況下車架所受的應力和變形都相對較大。如圖2和圖3所示的有限元模型圖可知,最大應力值為199.87 MPa, 遠小于車架的屈服強度,發(fā)生在車架前后車輪約束的位置。最大變形量為19.820 mm,發(fā)生在車架的后橫梁上,此處缺少好的剛度支撐,變形較大,但仍符合剛度要求,此工況下車架安全。
滿載情況下車架可能受到較大的應力和變形,在此情況下緊急制動,車架的受力會更加復雜。由圖4和圖5可知,緊急制動情況下最大應力值為200.41 MPa,在吊耳與車架相接的位置,大于簡單的滿載彎曲工況。最大變形量為19.800 mm,出現(xiàn)在車架的后橫梁上,與滿載彎曲工況相差不大,變形幅度較小,在合理范圍之內,此工況下車架安全。
表1 車架主要參數(shù)表(單位/mm)
圖2 滿載彎曲工況下的應力圖
圖3 滿載彎曲工況下的形變圖
圖4 緊急制動工況應力圖
圖5 緊急制動工況形變圖
從分析結果來看,最大應力為200.41 MPa,未超過安全系數(shù)為1.5時的最大應力值233.00 MPa;車架有輕微變形,但符合剛度要求,車架變形的最大位移為19.800 mm。綜上所述,該車架結構滿足剛度和強度要求,且有很大的輕量化空間,可進行輕量化設計。
先用車架的主縱梁進行優(yōu)化設計。取主縱梁的厚度和寬度作為設計變量,得到2個優(yōu)化設計變量,并對其進行上下限的限制。優(yōu)化設計變量的初始值和變化范圍如表3所示。
表3 優(yōu)化設計變量表
最優(yōu)解主縱梁寬為82.000 mm,主縱梁的厚度為182.000 mm,受到最大應力值為245.80 MPa,車架質量減少6 500 kg,減少了5.8%。將最優(yōu)解參數(shù)代入純彎曲工況時驗證(圖6),最大應力為245.87 MPa,車架的剛度和強度滿足要求,經優(yōu)化后較好地實現(xiàn)了輕量化。
表4 車架優(yōu)化解
主縱梁經過優(yōu)化后,整個車架的強度和剛度發(fā)生變化,但仍滿足要求,且達到輕量化的目的。故對整體車架進行優(yōu)化設計,變量如表4所示。
經過優(yōu)化后整車架最大應力為217.23 MPa(圖7),發(fā)生在鋼板彈簧與車架的接觸點上,最大變形為20.916 mm(圖8),發(fā)生的位置為后橫梁。整個車架滿足安全系數(shù)為1.5的強度要求,也滿足剛度要求。車架的質量由6 970 kg減少為6 290 kg,減少了9.75%,達到輕量化目的。
圖6 車架純彎曲分析
圖7 分析應力圖
圖8 分析形變圖
本文對運用ANSYS對車架結構有限元模型進行了分析研究,分析純彎曲工況和緊急制動工況下的強度和剛度特性。掌握了車架結構特性,各個部分受力和變形的特點,并進行了車架的優(yōu)化設計。車架質量由6 970 kg減少為6 290 kg,車架整體減少了9.75%,達到了輕量化的目的,有效提高了客車的油耗及整車性能,對于車架結構的輕量化設計研究具有非常重要的價值。