隨著科技的進(jìn)步，國(guó)際上汽車(chē)車(chē)架的開(kāi)發(fā)和設(shè)計(jì)己由經(jīng)驗(yàn)、類(lèi)比、靜態(tài)設(shè)計(jì)方法，進(jìn)入建模、靜動(dòng)態(tài)分析、動(dòng)態(tài)參數(shù)優(yōu)化階段，并向基于計(jì)算機(jī)平臺(tái)的虛擬設(shè)計(jì)發(fā)展。車(chē)架是汽車(chē)的重要組成部分，在汽車(chē)整車(chē)設(shè)計(jì)中占據(jù)著重要位置，車(chē)架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)歷來(lái)為廣大汽車(chē)廠商所重視。國(guó)內(nèi)車(chē)架設(shè)計(jì)，尤其是轎車(chē)、客車(chē)和載重貨車(chē)車(chē)架設(shè)計(jì)仍以引進(jìn)技術(shù)為主，車(chē)架分析和設(shè)計(jì)能力較低，與國(guó)外先進(jìn)水平有較大差距。
本文以某汽車(chē)公司從歐洲引進(jìn)的牽引車(chē)車(chē)架為研究對(duì)象，對(duì)該車(chē)架結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)應(yīng)力進(jìn)行分析了解，消化、吸收歐洲的先進(jìn)技術(shù)并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行自主創(chuàng)新設(shè)計(jì)。分析手段主要是通過(guò)建立正確的有限元分析模型，對(duì)車(chē)架進(jìn)行典型工況的靜態(tài)分析、模態(tài)分析和路面不平度引起的隨機(jī)振動(dòng)分析，以此了解車(chē)架的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)特性，了解該車(chē)架的優(yōu)越性能及其不足之處，為新車(chē)架的改型設(shè)計(jì)提供依據(jù)。
1 有限元分析模型的建立
該車(chē)架為邊梁式[1]，由兩根位于兩邊的縱梁和若干根橫梁組成，用鉚接或焊接方式將縱梁和橫梁連接成堅(jiān)固的剛性結(jié)構(gòu)，縱梁上有鞍座，其結(jié)構(gòu)如圖1 所示。由于車(chē)架是由一系列薄壁件組成的結(jié)構(gòu)，有限元模型采用殼單元離散能詳細(xì)分析車(chē)架應(yīng)力集中問(wèn)題，可以真實(shí)反映車(chē)架縱、橫梁連接情況，是目前常采用一種模型。該車(chē)架是多層結(jié)構(gòu)，縱梁斷面為槽形，各層間用螺栓或鉚釘方式連接，這種結(jié)構(gòu)與具有連續(xù)橫截面的車(chē)架不同，其力的傳遞是不連續(xù)的。
圖1 車(chē)架結(jié)構(gòu)示意圖
該車(chē)架長(zhǎng)7m，寬約0.9m，包括雙層縱梁、橫梁、外包梁、背靠梁、鞍座、飛機(jī)板、鑄鐵加強(qiáng)板、發(fā)動(dòng)機(jī)安裝板、三角支撐板和后軸等部分組成?？紤]到車(chē)架幾何模型的復(fù)雜性，可在三維CAD 軟件UG 里建立好車(chē)架的面模型，導(dǎo)入到Hypermesh 軟件中進(jìn)行網(wǎng)格劃分等前置處理，然后提交到Ansys 解算。車(chē)架各層之間通過(guò)鉚釘聯(lián)接，可以用Hypermesh—connectors 中的bar 單元來(lái)模擬鉚釘聯(lián)接，對(duì)應(yīng)的是ANSYS 的MPC 單元，因車(chē)架各層間既有拉壓應(yīng)力，又有剪應(yīng)力，故MPC 的類(lèi)型應(yīng)選擇Rigid Beam 方式。由于該車(chē)是多軸車(chē)，為超靜定結(jié)構(gòu)，為了得到車(chē)架結(jié)構(gòu)的真實(shí)應(yīng)力分布，必須考慮懸掛系統(tǒng)的變形情況。整個(gè)車(chē)架結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析的有限元模型由車(chē)架有限元模型和懸掛系統(tǒng)等效有限元模型組成，其中縱橫梁、加強(qiáng)板等為薄壁結(jié)構(gòu)，以殼單元shell63 離散；鋼板彈簧、輪胎以彈簧單元模擬；前懸彈簧的模型為在每邊縱梁上采用2 個(gè)彈簧單元，每個(gè)彈簧單元通過(guò)MPC 與車(chē)架連接，后懸彈簧的模型為在每邊縱梁上采用1 個(gè)彈簧單元與車(chē)架后軸連接。殼單元總數(shù)為46770 個(gè)，MPC 單元為1338 個(gè)，材料為歐洲高強(qiáng)度材料，楊氏模量為2E5MPa，泊松比0.3。網(wǎng)格劃分后的局部模型如圖2 所示。
圖2 車(chē)架有限元模型的局部放大圖
2 靜力分析
2.1 邊界條件的確定
車(chē)架靜力分析時(shí)，應(yīng)消除剛體位移，保證結(jié)構(gòu)總剛度矩陣非奇異，須對(duì)車(chē)架進(jìn)行必要的約束。由于車(chē)架通過(guò)懸架系統(tǒng)、車(chē)輪支承在地面上，當(dāng)有限元模型將懸架系統(tǒng)與車(chē)架組合成整體式計(jì)算模型后，邊界條件可簡(jiǎn)化為約束前后懸彈簧單元接地處的自由度，讓車(chē)架形成一簡(jiǎn)支梁結(jié)構(gòu)。根據(jù)車(chē)輛電測(cè)的有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)[2]和車(chē)輛實(shí)際運(yùn)行時(shí)的受力情況，車(chē)架的靜力分析要考慮彎曲工況和彎曲扭轉(zhuǎn)工況，由于是研究牽引車(chē)車(chē)架，因此還要考慮牽引力的作用。
在彎曲工況的分析計(jì)算中，車(chē)架靜止平放，滿(mǎn)載，故可以將前后懸彈簧底部節(jié)點(diǎn)固定，約束所有自由度。在彎曲扭轉(zhuǎn)工況的分析計(jì)算中，車(chē)架靜止，滿(mǎn)載，其中一個(gè)前輪或后輪抬高200mm，故可以將抬高車(chē)輪處的彈簧單元底端約束除Z 軸向移動(dòng)之外的所有自由度，再給該處一個(gè)沿Z 軸正向的200mm 的強(qiáng)迫位移，未抬高車(chē)輪處的彈簧單元約束如同彎曲工況。
2.2 載荷的簡(jiǎn)化及加載
載荷的簡(jiǎn)化與施加是否和實(shí)際相符或接近直接關(guān)系到計(jì)算結(jié)果的真實(shí)性，在進(jìn)行彎曲和彎曲扭轉(zhuǎn)工況計(jì)算時(shí)，車(chē)架所受載荷一致，主要包括駕駛室的重力、發(fā)動(dòng)機(jī)的重力、鞍座所受壓力和牽引力，以及車(chē)架自重。
該車(chē)架的主要技術(shù)參數(shù)如下：
所牽引的列車(chē)允許拖掛總重(G.C.W.)： 70,000 公斤
車(chē)輛總重(G.V.W.)： 34,000 公斤
前橋最大承載能力 ： 7,500 公斤
后橋最大承載能力： 26,800 公斤
鞍座允許最大承載能力： 24,602 公斤
駕駛室總重： 800 公斤
發(fā)動(dòng)機(jī)總重： 800 公斤
駕駛室總重800 公斤，按其長(zhǎng)度沿縱梁施加均布載荷；發(fā)動(dòng)機(jī)重量為800 公斤，將其均布在支承發(fā)動(dòng)機(jī)的四塊支承板上；鞍座允許最大承載能力為24,602 公斤，考慮到車(chē)輛制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的載荷轉(zhuǎn)移，在鞍座上施加25，000 公斤的壓力載荷；該車(chē)牽引的列車(chē)允許拖掛的總重為70，000 公斤，形成的牽引力通過(guò)掛鉤作用在鞍座上，方向是沿X 軸向后，可以簡(jiǎn)化為作用在鞍座上與承載壓力在同一位置的X 向均布載荷；車(chē)架自重力視具體結(jié)構(gòu)可作為均布載荷分布到結(jié)構(gòu)的相應(yīng)結(jié)點(diǎn)上，也可以密度和重力加速度的方式施加，在此選用后者，在模型上施加-9800mm/s2 的重力加速度，模擬車(chē)架自重。
2.3 靜態(tài)計(jì)算結(jié)果與分析
2.3.1 彎曲工況的計(jì)算結(jié)果
彎曲工況的應(yīng)力分布圖如圖3、圖4 所示，單位為：MPa。
圖3 彎曲工況的應(yīng)力分布圖 圖4 彎曲工況下除去鞍座后車(chē)架的應(yīng)力分布
2.3.2 彎曲扭轉(zhuǎn)工況的計(jì)算結(jié)果
彎曲扭轉(zhuǎn)工況以右后輪抬高200mm 為例，其應(yīng)力分布圖如圖5、圖6 所示，單位為：MPa。
圖5 彎扭工況去除鞍座后的應(yīng)力分布圖 圖6 彎扭工況下第二、三橫梁及靠背粱的應(yīng)力分布圖
2.3.3 計(jì)算結(jié)果分析
車(chē)架在彎曲工況時(shí)，總體應(yīng)力不大，高應(yīng)力區(qū)集中在縱粱的靠背梁、第三橫梁和外包粱所在位置處，最大應(yīng)力不超過(guò)200MPa，遠(yuǎn)小于該車(chē)架材料的抗拉強(qiáng)度800MPa。相對(duì)而言，受力較大處在鞍座部位，應(yīng)力相對(duì)較大，但仍沒(méi)有超過(guò)車(chē)架的抗拉強(qiáng)度。彎曲工況下，第二、第三橫焊縫周?chē)膽?yīng)力值較小。
車(chē)架在右后輪抬高的彎曲扭轉(zhuǎn)工況時(shí)，高應(yīng)力區(qū)集中在車(chē)架縱粱的第三橫梁附近及后軸位置上的加強(qiáng)板處，其值不超過(guò)330MPa。焊接部位的高應(yīng)力區(qū)也在第三橫梁上，焊接處應(yīng)力最大值不超過(guò)250MPa，說(shuō)明在這種焊接結(jié)構(gòu)下，焊接性能優(yōu)良，焊縫結(jié)構(gòu)值得借鑒，橫梁設(shè)計(jì)合理，可以用于改進(jìn)其它車(chē)型的車(chē)架橫梁結(jié)構(gòu)。
經(jīng)上述分析可知，該車(chē)架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，大部分部位應(yīng)力遠(yuǎn)小于車(chē)架材料的抗拉強(qiáng)度，性能穩(wěn)定，焊接性能優(yōu)良?？赏ㄟ^(guò)優(yōu)化的方法在保證或提高性能的前提下，改進(jìn)車(chē)架結(jié)構(gòu)，減輕車(chē)架自重。
3 動(dòng)態(tài)性能分析
模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)性能的基礎(chǔ)，車(chē)架可看成一個(gè)多自由度彈性振動(dòng)系統(tǒng)，作用于這個(gè)系統(tǒng)的各種激振力就是使?fàn)恳?chē)車(chē)架產(chǎn)生復(fù)雜振動(dòng)的動(dòng)力源。引起各種激振力的因素可概括為兩類(lèi)：一是汽車(chē)行駛時(shí)路面不平度對(duì)車(chē)輪作用的隨機(jī)激振；二是發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，工作沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復(fù)慣性力引起的簡(jiǎn)諧激振。如果這些激勵(lì)力的激振頻率和車(chē)架的某一固有頻率相吻合時(shí)，就會(huì)產(chǎn)生共振，并導(dǎo)致在車(chē)架上某些部位產(chǎn)生數(shù)值很大的共振動(dòng)載荷，會(huì)造成車(chē)架的破壞。在此，主要分析第一種情況，即先以模態(tài)分析求出車(chē)架的固有頻率和振型，在此基礎(chǔ)上分析路面不平度對(duì)車(chē)架作用的隨機(jī)激振情況，確定車(chē)架的動(dòng)態(tài)特性。
3.1 模態(tài)分析
模態(tài)計(jì)算該車(chē)架的自由振型，即取消所有約束條件、承載情況和前后懸彈簧的作用，在ANSYS中用Block Lanczos 法提取自由振動(dòng)時(shí)的前15 階固有頻率，由于剛體位移，前6 階的頻率為零，其余各階頻率如下表。
表1 車(chē)架的7～15 階固有頻率及振型
3.2 隨機(jī)振動(dòng)分析
隨機(jī)振動(dòng)是指機(jī)械(結(jié)構(gòu))系統(tǒng)對(duì)外加隨機(jī)激勵(lì)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，在結(jié)構(gòu)力學(xué)中，激勵(lì)被稱(chēng)為載荷。載荷不僅指外力，還包括外加的運(yùn)動(dòng)作用，如在動(dòng)態(tài)系統(tǒng)或在其某部位上加以一定的位移或加速度等。車(chē)架的隨機(jī)振源主要考慮路面不平度對(duì)車(chē)架作用，可以通過(guò)施加路面功率密度譜的方式來(lái)激勵(lì)[2]。利用ANSYS 的譜分析功能可以分析車(chē)架的隨機(jī)振動(dòng)情況[3]。隨
機(jī)振動(dòng)分析時(shí)要求有限元模型帶有前后懸彈簧，并將每個(gè)彈簧的底部節(jié)點(diǎn)全約束。
車(chē)架在凹凸不平的路面上行駛時(shí)，它的各個(gè)車(chē)輪所受的路面激勵(lì)不完全相同，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，將各個(gè)車(chē)輪所受的激勵(lì)簡(jiǎn)化為同一個(gè)，即各個(gè)車(chē)輪的功率譜密度譜都相同。
下圖是車(chē)架局部典型部位在功率譜密度譜作用下的應(yīng)力隨頻率變化的曲線。
3.3 計(jì)算結(jié)果分析
從模態(tài)分析可知：車(chē)架固有振型分為兩類(lèi)：一類(lèi)是車(chē)架的整體振動(dòng)，另一類(lèi)是以車(chē)架一個(gè)或幾個(gè)部分振動(dòng)為主的局部振動(dòng)。7 到15 階模態(tài)頻率分布在8-36Hz 范圍內(nèi)，且以整體振動(dòng)為主的模態(tài)振型較多，其中第7、15 階振型屬于扭轉(zhuǎn)振型，第8、10、12、13 階振型屬于彎曲振型，第12、15 階伴隨有車(chē)架的局部振動(dòng)，第9、11、14 階振型為局部振動(dòng)，主要集中在鞍座和外包梁兩個(gè)位置。模態(tài)分析結(jié)果表明該車(chē)架剛度較好。
從車(chē)架典型部位的應(yīng)力隨頻率變化的曲線知，車(chē)架大多數(shù)部位，在頻率為5Hz 和8Hz時(shí)，應(yīng)力會(huì)發(fā)生突變，主要是因?yàn)檐?chē)架的第七階固有頻率為8.7392Hz，在這個(gè)頻段中，車(chē)架系統(tǒng)在路面不平度的作用下發(fā)生較強(qiáng)烈的共振現(xiàn)象。由于路面不平度的激勵(lì)頻率大都集中在0-20Hz 之間，所以它與車(chē)架固有頻率的耦合而引起的共振現(xiàn)象屬于低頻共振，低頻共振對(duì)車(chē)架振動(dòng)的貢獻(xiàn)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于高頻共振。引起車(chē)架乘坐舒適性的下降，此外，雖然車(chē)架的動(dòng)應(yīng)力不大，但突變嚴(yán)重，有可能成為車(chē)架疲勞破壞的原因之一。
4 結(jié)束語(yǔ)
本文通過(guò)有限元分析的方法，對(duì)引進(jìn)車(chē)車(chē)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力和動(dòng)態(tài)性能分析，掌握其內(nèi)在性能，達(dá)到消化、吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行自主創(chuàng)新設(shè)計(jì)的目的，該車(chē)架橫梁的結(jié)構(gòu)及其焊接方式已成功運(yùn)用于新產(chǎn)品的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)當(dāng)中。
（轉(zhuǎn)載）
