丁文敏

（江鈴汽車(chē)股份有限公司，江西 南昌 330200）

1 引言

汽車(chē)架是載貨車(chē)重要的承載部件，車(chē)身、懸架和發(fā)動(dòng)機(jī)等均安裝在車(chē)架相應(yīng)的位置，受力十分復(fù)雜，主要承受沖擊、彎曲、扭轉(zhuǎn)和整車(chē)自身重力等載荷。車(chē)架的動(dòng)態(tài)特效和剛度等性能對(duì)整車(chē)的舒適性、操穩(wěn)性和可靠性具有重要影響。當(dāng)車(chē)架的固有頻率與激勵(lì)頻率相同或相近時(shí)，將引起共振，從而產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲，嚴(yán)重影響車(chē)輛的舒適度。當(dāng)車(chē)架剛度不足時(shí)，會(huì)引起整車(chē)的變形增大，造成駕駛室密封性差、車(chē)門(mén)開(kāi)閉故障等問(wèn)題，因此車(chē)架必須具有良好的靜動(dòng)態(tài)性能，才能保證整車(chē)的各項(xiàng)性能。為了驗(yàn)證某輕型載貨車(chē)車(chē)架靜動(dòng)態(tài)性能的可靠性，首先采用有限元方法建立車(chē)架離散化模型，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析，再對(duì)其進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，驗(yàn)證其仿真精度，最后對(duì)其進(jìn)行彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度分析。

2 車(chē)架模態(tài)性能分析

2.1 模態(tài)分析理論

基于模態(tài)分析可以獲取車(chē)架的固有動(dòng)態(tài)特性的，主要包含其固有頻率、阻尼及其振型，根據(jù)該特征去表征車(chē)架的運(yùn)動(dòng)過(guò)程，車(chē)架振動(dòng)方程為[1,2]：

式（1）中，M 為車(chē)架的質(zhì)量矩陣；C為車(chē)架的阻尼矩陣；K為車(chē)架的剛度矩陣； 為車(chē)架的加速度矩陣； 為車(chē)架的速度矩陣；x為車(chē)架的位移向量；P（t）為激振力向量。

2.2 建立有限元模型

由于車(chē)架的各個(gè)零部件均為薄鈑金件，其中性面能夠準(zhǔn)確表征其力學(xué)特性，能夠減小網(wǎng)格數(shù)量同時(shí)節(jié)省大量的計(jì)算時(shí)間，因此采用前處理Hypermesh軟件[3,4]對(duì)車(chē)架三維模型抽取中性面，刪除部分影響較小的零件和特征?；?8mm的Mixed殼單元對(duì)車(chē)架進(jìn)行網(wǎng)格，螺栓連接和鉚釘連接均采用CBEAM單元模擬，焊縫連接采用RBE2單元模擬。根據(jù)車(chē)架各個(gè)零部件的材料建立相應(yīng)的材料牌號(hào)及其屬性，以此建立車(chē)架有限元模型如圖1所示。其中網(wǎng)格單元數(shù)為55493，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為59694。

圖1 車(chē)架有限元模型

2.3 模態(tài)分析結(jié)果

當(dāng)外界激勵(lì)頻率跟車(chē)架的頻率相同時(shí)，車(chē)架將產(chǎn)生劇烈振動(dòng)，對(duì)車(chē)架會(huì)造成重大損傷甚至發(fā)生斷裂風(fēng)險(xiǎn)。為了獲取車(chē)架的動(dòng)態(tài)特性，基于車(chē)架有限元模型，采用Nastran軟件[5,6]對(duì)其作無(wú)約束處理，頻率范圍為0-50Hz，以此對(duì)其進(jìn)行模態(tài)性能分析。由于低階固有頻率對(duì)車(chē)架的動(dòng)態(tài)響應(yīng)有著重要影響，因此只提取車(chē)架前三階固有頻率及陣型。

如表1 所示，為車(chē)架前三階固有頻率與陣型。由表1可知，車(chē)架的前三階固有頻率分別為9.5Hz、29.3Hz和36.8Hz。

表1 車(chē)架固有頻率及陣型

如圖2和圖3所示，分別為第一階模態(tài)陣型及其應(yīng)變能。由圖2可知，車(chē)架為扭轉(zhuǎn)陣型，最大位移為5.536mm。由圖3可知，車(chē)架的最大應(yīng)變能為147.5J。

圖2 第一階模態(tài)陣型

圖3 第一階應(yīng)變能

如圖4和圖5所示，分別為第二階模態(tài)陣型及其應(yīng)變能。由圖4可知，車(chē)架為扭轉(zhuǎn)陣型，最大位移為3.905mm。由圖5可知，車(chē)架的最大應(yīng)變能為14.9J。

圖4 第二階模態(tài)陣型

圖5 第二階應(yīng)變能

如圖6和圖7所示，分別為第三階模態(tài)陣型及其應(yīng)變能。由圖6可知，車(chē)架為扭轉(zhuǎn)陣型，最大位移為5.494mm。由圖7可知，車(chē)架的最大應(yīng)變能為20.3J。

圖6 第三階模態(tài)陣型

圖7 第三階應(yīng)變能

該輕型載貨車(chē)搭載四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其轉(zhuǎn)速為 800r/min，通過(guò)理論公式可得發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率為 26.7Hz，因此該車(chē)架的前三階固有頻率均避免了與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率重合，不會(huì)產(chǎn)生共振，符合動(dòng)態(tài)特性要求。

3 車(chē)架模態(tài)試驗(yàn)

為了驗(yàn)證車(chē)架有限元模型的合理性和模態(tài)性能分析的準(zhǔn)確度，將該車(chē)架通過(guò)彈性繩自由懸掛于臺(tái)架上，通過(guò)錘擊法對(duì)其進(jìn)行自由模態(tài)試驗(yàn)，得到其模態(tài)測(cè)試值，如表2所示。由表2可知，車(chē)架前三階固有頻率的誤差分別為2.2%、2.5%和4.0%，均屬于實(shí)際工程可接受范圍之內(nèi)，因此該有限元建模及其模態(tài)分析方法具有較高的準(zhǔn)確度，為進(jìn)一步的剛度性能分析提供了可靠的基礎(chǔ)。

表2 車(chē)架模態(tài)測(cè)試值與仿真值對(duì)比

4 車(chē)架剛度性能分析

4.1 彎曲剛度分析

車(chē)架在車(chē)輛行駛過(guò)程中，容易受到彎曲載荷和扭轉(zhuǎn)載荷的作用。彎曲剛度是指車(chē)架抵抗彎曲變形的能力，對(duì)車(chē)架的疲勞強(qiáng)度性能影響比較大。為了獲取車(chē)架的彎曲剛度，基于其有限元模型，約束前后懸置支座的所有自由度，在車(chē)架左右兩側(cè)對(duì)稱(chēng)區(qū)域同時(shí)垂直向下加載500N，得到其變形云圖，如圖8所示。由圖8可知，加載點(diǎn)處車(chē)架垂向平均位移為1.221mm，通過(guò)理論計(jì)算公式可得其彎曲剛度值為 8193.4 N/mm，該彎曲剛度值大于目標(biāo)值（7000 N/mm）。

圖8 彎曲變形圖

如圖9所示，為車(chē)架彎曲變形曲線。由圖9可知，該車(chē)架左右兩側(cè)的彎曲變形曲線連續(xù)，無(wú)明顯突變，因此能夠滿足彎曲剛度要求。

圖9 彎曲變形曲線

4.2 扭轉(zhuǎn)剛度分析

扭轉(zhuǎn)剛度是指車(chē)架抵抗扭轉(zhuǎn)變形的能力，為了獲取車(chē)架的扭轉(zhuǎn)剛度，基于其有限元模型，約束后懸置支座的所有自由度，在車(chē)架前懸置左右兩側(cè)對(duì)稱(chēng)區(qū)域同時(shí)垂直對(duì)向加載1000Nm，得到其變形云圖，如圖10所示。由圖10可知，車(chē)架的最大扭轉(zhuǎn)角為0.712deg，通過(guò)理論計(jì)算公式可得其扭轉(zhuǎn)剛度值為 2106.7N.mm/deg，該彎曲剛度值大于工程要求值（1500 N.mm/deg）。

圖10 扭轉(zhuǎn)變形圖

如圖11所示，為車(chē)架扭轉(zhuǎn)變形曲線。由圖11可知，車(chē)架左右兩側(cè)的扭轉(zhuǎn)變形曲線連續(xù)，呈對(duì)稱(chēng)趨勢(shì)，無(wú)明顯突變，因此符合扭轉(zhuǎn)剛度性能要求。

圖11 扭轉(zhuǎn)變形曲線

5 結(jié)論

基于有限元方法建立車(chē)架網(wǎng)格模型，對(duì)其進(jìn)行自由模態(tài)分析，得到其前階固有頻率分別為9.5Hz、29.3Hz和36.8Hz，處于激勵(lì)頻率范圍之外，滿足動(dòng)態(tài)特性要求。對(duì)車(chē)架進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，其測(cè)試值與仿真值基本一致。對(duì)車(chē)架進(jìn)行相應(yīng)的約束和加載，得到其彎曲剛度值為8193.4 N/mm，扭轉(zhuǎn)剛度值為2106.7 N.mm/deg，均符合實(shí)際工程要求，因此其靜動(dòng)態(tài)性能均滿足設(shè)計(jì)要求。