任錦濤，李建軍，杜明軒

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基于ANSYS的車架有限元模態(tài)分析

任錦濤，李建軍，杜明軒

（長安大學(xué) 汽車學(xué)院，陜西 西安 710064）

文章針對(duì)CTX BJ1151VPFG-S車型，在ANSYS仿真平臺(tái)下對(duì)車架系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行了整體設(shè)計(jì)，并完成了有限元靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，確保車架的總成性能與匹配性。

ANSYS仿真；靜力學(xué)分析；模態(tài)分析

前言

車架作為汽車的承載部分，其結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度應(yīng)滿足具體的使用要求[1]。本設(shè)計(jì)采用ANSYS仿真分析方法，基于具體車型設(shè)計(jì)了車架系統(tǒng)模型，并對(duì)所建立的模型進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，完成車架的整體設(shè)計(jì)。

1 車架總成設(shè)計(jì)

1.1 車架長度和寬度確定

車輛的基本參數(shù)如表1所示：

表1 車輛基本參數(shù)

針對(duì)該車型，由外形尺寸可知，車輛總長為8445mm。為了仿真分析方便，取車架總長為8350mm。車架前懸和軸距分別確定為1150mm和4700mm。車架后懸取2500mm，車架寬確定為860mm。

1.2 車架縱梁和橫梁結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

根據(jù)所選車型的基本參數(shù)，選取車架縱梁為槽型梁。

為了確保車輛穩(wěn)定性，以及車架模型的輕量結(jié)構(gòu)化設(shè)計(jì)，車架縱梁斷面高度選擇為300mm。通過比較車輛參數(shù)模型，考慮到整車布置，車架的彎扭矩平衡，縱梁的翼寬大致選擇為90mm。根據(jù)實(shí)際加工過程中沖壓技術(shù)的考量，縱梁厚度確定為8mm。

該車架設(shè)計(jì)選擇為六根橫梁，出于實(shí)際考慮，六根橫梁的斷面形狀均選擇為槽型。前兩根橫梁分別用來支持水箱和發(fā)動(dòng)機(jī)，保證發(fā)動(dòng)機(jī)的散熱能力。第三根橫梁設(shè)計(jì)為拱形，主要用作支承與穩(wěn)定車輛傳動(dòng)軸。這樣設(shè)計(jì)有利于傳動(dòng)軸的布置，可提升傳動(dòng)軸的傳動(dòng)空間。其余橫梁分別靠近鋼板彈簧，用于車輛減震與維系車輛穩(wěn)定。

2 車架的有限元靜力學(xué)分析

2.1 有限元網(wǎng)格劃分

車架設(shè)計(jì)整體結(jié)構(gòu)采用B500L鋼。劃分網(wǎng)格是，將單元尺寸確定為25mm。對(duì)車架的結(jié)構(gòu)單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分后，共擁有節(jié)點(diǎn)數(shù)218684個(gè)，劃分網(wǎng)格共計(jì)109488個(gè)。

2.2 靜力負(fù)載彎曲

試驗(yàn)對(duì)車架均勻施加約束。車架滿載靜態(tài)條件下的總變形如圖1所示。在受靜力負(fù)載彎曲狀態(tài)下，車架后部形變量最大，為3.78mm。通常情況下車架的彎曲撓度小于10mm，該車架在當(dāng)前條件下滿足性能要求。由應(yīng)力內(nèi)部應(yīng)力云圖可知，其最大應(yīng)力為128Mpa。查閱相關(guān)手冊(cè)，材料的屈服強(qiáng)度為500Mpa。因此，在此工況下，車架設(shè)計(jì)滿足性能要求。

圖1 滿載位移云圖

2.3 非水平扭轉(zhuǎn)

在崎嶇路段低速行駛，易發(fā)生扭轉(zhuǎn)，因此需要根據(jù)行駛工況施加載荷。在本次設(shè)計(jì)中我們?cè)诖_保其余車輪不受外部約束力的條件下，給車輛左前輪施加8mm的載荷移動(dòng)量。在當(dāng)前載荷工況下，最大變形發(fā)生在車架的左前部，如圖2所示，最大變形量為10.488mm。最大應(yīng)力發(fā)生在汽車的懸掛與汽車車架交接之處。由云圖可以看出，最大應(yīng)力大約為480Mpa，車架材料的屈服強(qiáng)度約為320Mpa，抗拉極限強(qiáng)度約為500Mpa，由分析結(jié)果可以看出，車架的最大應(yīng)力大于材料的屈服極限強(qiáng)度，但小于抗拉極限強(qiáng)度。由此可以知，車輛在崎嶇路面低速轉(zhuǎn)彎時(shí)，車架發(fā)生瞬間扭轉(zhuǎn)變形，但此工況并不會(huì)持續(xù)發(fā)生，當(dāng)汽車恢復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，由于車架材料沒有超過抗拉極限強(qiáng)度，變形恢復(fù)。因此，可得知車架在水平扭轉(zhuǎn)工況下的整體性能滿足改工況的要求。

圖2 車架扭曲變形局部應(yīng)力云圖

2.4 橫向彎曲工況

橫向彎曲工況下，車輛產(chǎn)生向心加速度。在ANSYS中模擬加入2.5m/s2側(cè)向加速度載荷，得到其應(yīng)力與位移云圖如圖3圖4所示，從對(duì)應(yīng)云圖中可以看出，在此工況下車架的最大位移量為3.7mm,最大應(yīng)力約為123.2Mpa，小于材料的屈服極限，因此車架的性能滿足設(shè)計(jì)要求。

圖3 橫向彎曲位移云圖

圖4 橫向彎曲應(yīng)力云圖

2.5 緊急制動(dòng)工況

對(duì)車架進(jìn)行不同工況分析時(shí)，應(yīng)當(dāng)重點(diǎn)考慮車輛在緊急制動(dòng)工況下的穩(wěn)定性。當(dāng)車輛處于半載或載質(zhì)量大時(shí)，假定路面附著系數(shù)為0.6，并且假設(shè)理想條件下汽車車輪完全抱死，汽車的最大制動(dòng)減速度為0.6m/s2。在此工況下施加載荷，得到車架的應(yīng)力云圖及位移云圖如圖5圖6所示。由仿真結(jié)果可以看出，在此工況下車架的最大變相量為3.7mm，通常情況下，載重貨車在此工況下的最大變形量小于10mm，因此在該工況下，車架性能滿足設(shè)計(jì)要求。從應(yīng)力圖中可以看出，其最大應(yīng)力為126MPa，沒有超過車架材料的屈服極限。因此，該車架在此工況下，能夠滿足設(shè)計(jì)要求。

圖5 緊急制動(dòng)位移云圖

圖6 緊急制動(dòng)應(yīng)力云圖

3 車架有限元模態(tài)分析

在進(jìn)行車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),模態(tài)分析主要用來獲得結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型[2]。此結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析只計(jì)算0～100Hz頻率范圍內(nèi)的固有頻率和振型。對(duì)此車架進(jìn)行有限元模態(tài)分析，提取了前12 階頻率，由于前六階的頻率都為0，所以我們從第七階開始提取頻率，各頻率值如表2。

表2 車架前六階模態(tài)分析結(jié)果

4 結(jié)束語

本文依據(jù)特定的車型，根據(jù)車輛的相關(guān)參數(shù)，設(shè)計(jì)了車架的結(jié)構(gòu)參數(shù)，并根據(jù)設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了有限元仿真，該車架的設(shè)計(jì)對(duì)提升車輛穩(wěn)定性有很好的指導(dǎo)意義。

[1] 劉文軍,油磊.基于ANSYSworkbench的小車車架受力分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].南方農(nóng)機(jī), 2018.

[2] 楊家印.基于ANSYS的某型客車車架結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析[J].中國新技術(shù)新產(chǎn)品, 2017(23).

Finite Element Modal Analysis Of Frame Based On ANSYS

Ren Jintao, Li Jianjun, Du Mingxuan

( Chang’an University Automobile School, Shaanxi Xi’an 710064 )

The article selects the Olympus CTX BJ1151VKPFG-S model, and designs the frame system parameters under the ANSYS simulation platform for the frame system of the whole vehicle, and completes the finite element static analysis and modal analysis to ensure the frame for assembly performance and matching.

ANSYS simulation; static analysis; modal analysis

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.10.048

U463.32

A

1671-7988(2019)10-141-03

U463.32

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1671-7988(2019)10-141-03

任錦濤，碩士，就讀于長安大學(xué)汽車學(xué)院，研究方向：車輛安全，車聯(lián)網(wǎng)。