基于有限元的某重型商用車車架模態(tài)分析及優(yōu)化

韓國磊 丁 帥 文/圖

作為重型汽車的核心部件，車架上安裝有發(fā)動機(jī)、變速器、散熱器及駕駛室等主要總成部件，且承受貨箱及貨物的重量。在車輛運行過程中，車架受力狀態(tài)復(fù)雜，不僅要承受車輛自身的載荷，還要承受來自懸架及路面的激勵和載荷。所以，車架的強(qiáng)度設(shè)計，直接決定了車輛的使用壽命及壽命周期內(nèi)的可靠性。對企業(yè)來講，結(jié)合傳統(tǒng)的可靠性試驗數(shù)據(jù)及方法積累，引進(jìn)計算機(jī)技術(shù)并應(yīng)用大型有限元分析軟件，在車輛零部件特別是車架等關(guān)鍵部件的早期可靠性研究方面，具有十分重要的意義。

1 車架有限元建模

1.1 車架結(jié)構(gòu)與生產(chǎn)工藝

本文研究的某型號重型商用車車架為邊梁式結(jié)構(gòu)，前寬后窄，縱梁高度270 mm，翼面寬度80 mm；有6根橫梁，前單橫梁為管狀梁，其余橫梁均為槽型梁，由鋼板沖壓組裝而成。采用冷沖壓工藝，利用大型自動化壓力機(jī)，通過設(shè)定好的程序，實現(xiàn)鋼板的沖孔及成形。該型車架總成以鉚接工藝為主，部分特殊部位，采用高強(qiáng)度汽車用防松螺栓來連接。在組裝過程中，由專用的定位胎具，采用自動化控制，操作方便，控制精度較高。車架總成組裝加工完成后，需要對裝配好的車架總成做進(jìn)一步的檢查和測量，以保證其整體尺寸和形狀符合加工要求。如果檢測結(jié)果存在偏差，應(yīng)對偏差部位予以矯正。

圖1 車架三維模型(3D model of frame)

1.2 車架材料

本文研究的某型號車架縱梁為主副縱梁結(jié)構(gòu)，主梁和副梁材料厚度分別為8 mm和4 mm，其第二橫梁材料厚度為6 mm，其余單橫梁、中間橫梁及尾梁材料厚度均為5 mm；材質(zhì)方面，車架縱梁鋼板為ZQS500L，車架橫梁采用16MnL，均屬于高強(qiáng)度合金鋼，在保證車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的同時，兼顧了加工制造工藝。

1.3 車架主體三維建模

利用Pro/E軟件建立車架零部件模型并進(jìn)行組裝；在組裝過程中，可以進(jìn)行全局干涉、全局間隙等模型分析，以便對干涉部件或間隙精度不滿足要求部件及時有效的發(fā)現(xiàn)并糾正。組裝完畢并經(jīng)過模型檢查分析后，即完成了車架主體部分的三維實體建模工作，車架三維模型如圖1所示。

對車架模型進(jìn)行幾何數(shù)據(jù)處理；根據(jù)計算分析需要，對模型進(jìn)行必要的簡化。在建模時，可直接對車架縱梁和橫梁上對建模沒有幫助的孔位和倒角、倒圓及不規(guī)則的細(xì)小切割面等進(jìn)行去除，即予以忽略；僅保留發(fā)動機(jī)前后懸置、底盤前后懸架相關(guān)支架等主要構(gòu)件；對計算及分析無用的次要構(gòu)件全部去除，以降低計算難度，提高計算機(jī)運行效率，并可極大地提升模型創(chuàng)建速度。

圖2 車架網(wǎng)格模型

圖3 局部網(wǎng)格

在Pro/Mechanica系統(tǒng)下，將模型中彼此接觸的曲面或元件創(chuàng)建界面連接，系統(tǒng)會自動將網(wǎng)格化運行過程中重合的節(jié)點進(jìn)行合并(圖2)，并創(chuàng)建力測量以計算連接界面上的合力的模，簡化后續(xù)操作。創(chuàng)建界面后，利用AutoGEM對界面創(chuàng)建情況進(jìn)行檢查，以確定是否有遺漏。采用殼單元，實常數(shù)為殼的厚度，對實體模型抽取中面。

車架縱橫梁壓縮中間曲面后，采用殼單元進(jìn)行分析，其圖元類型選擇三角形和四邊形(圖3)；車輛發(fā)動機(jī)支撐及底盤懸架支架等實體單元，其網(wǎng)格劃分圖元采用四面體單元。對于鋼板彈簧，采取梁單元和彈簧單元予以模擬。本模型共計18 131個元素和12 121個節(jié)點。

圖4 車架前8階模態(tài)振型

2 車架模態(tài)分析

在Pro/Mechanica中建立模態(tài)分析，選取“約束集”，同時選取“單通道自適應(yīng)(SPA)”的計算方式，以保證在最短時間內(nèi)采用最為穩(wěn)妥有效的方式來得到可靠的結(jié)果。

按照模態(tài)分析步驟對研究模型進(jìn)行模態(tài)求解，提取車架前8階頻率(表1)，其振動頻率覆蓋范圍是10.1053～34.0609 Hz，此范圍覆蓋了車輛在各個路況下的工作頻率范圍，能夠滿足計算需要。車架第1～8階固有頻率及振型如圖4所示。

表1 車架(原)結(jié)構(gòu)前8階模態(tài) Hz

從圖4各階振型圖來看，在低頻振動下，車架前端振幅較大，但隨著振動頻率的增加，車架兩端振幅加大，而中間部位振幅減小。該型重型商用車主要為公路運輸，路面激勵造成的振動頻率基本在35 Hz以下。

汽車行駛過程中，車架承受的激勵不僅包含路面凹凸不平引起的激勵，還包括車輪不平衡、發(fā)動機(jī)運轉(zhuǎn)、傳動軸不平衡等引起的激勵。掌握上述激勵源的激振頻率是車架模態(tài)分析的前提條件。

車輛行駛過程中，路面不平會引起垂直方向的振動和激勵，路面激勵根據(jù)道路條件的不同而存在差異。一般情況下，其頻率范圍是0.5～20 Hz。此外，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)，車輪不平衡引起的激振頻率一般低于11 Hz。發(fā)動機(jī)怠速運轉(zhuǎn)引起的激振頻率f可由式(1)求得。

本文研究車輛的發(fā)動機(jī)的怠速區(qū)間為550～600 r/min，選取600 r/min進(jìn)行計算，得到該車輛發(fā)動機(jī)的怠速激勵頻率為20 Hz。

傳動軸的最大工作頻率與車速的關(guān)系由式(2)求得。

式(2)中： va為車速； fi為傳動軸的最大工作頻率；為變速器的傳動比； io為主減速比； ij為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量的階數(shù)； r為車輪的滾動半徑。

該車輛經(jīng)濟(jì)車速是80 km/h，主減速比5.571，車輪滾動半徑502 mm，由此計算出傳動軸不平衡的彎曲振動頻率為39 Hz左右。

綜上所述，要得到良好的模態(tài)特性，所研究車架的低階頻率應(yīng)＞11 Hz，并避開發(fā)動機(jī)的怠速激勵頻率20 Hz，遠(yuǎn)離傳動軸的不平衡振動頻率39 Hz。由車架的模態(tài)分析結(jié)果可知，車架第8階振動頻率為34.0609 Hz，距離傳動軸不平衡振動頻率39 Hz有較大差距，而且能夠避開發(fā)動機(jī)的怠速激勵頻率20 Hz，即車架的固有頻率與發(fā)動機(jī)的怠速激勵頻率不會發(fā)生耦合現(xiàn)象，不會造成車架異常斷裂。但是，車架的低階振動頻率(一階頻率10.1053 Hz，二階頻率10.7859 Hz)＜11 Hz，說明因路面凹凸不平產(chǎn)生的隨機(jī)激勵以及車輪不平衡引起的激振頻率對車架影響較大，可能發(fā)生耦合現(xiàn)象，造成車架前端至車架第二橫梁之間振幅過大最終引發(fā)車架故障。因此，需要對車架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以改善其低階激勵下的模態(tài)特性，提高車輛的平順性。

3 車架結(jié)構(gòu)的改進(jìn)

根據(jù)對車架的靜力學(xué)分析和動態(tài)分析結(jié)果，參照其他型號車架結(jié)構(gòu)形式，考慮車架系列化和工藝一致性要求，通過增加橫梁的方式對車架前端進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，改善第二橫梁應(yīng)力分布，減少應(yīng)力集中，同時提高車架前部剛度，改善低階振動頻率下車架動態(tài)特性。根據(jù)所研究車型底盤的總布置要求及車型的系列化、零部件的通用性要求等因素，同時為了改善車架前端剛度，在車架最前端增加輔助支撐梁及在變速箱以提高車架的抗扭剛度，并作為改進(jìn)后的車架模型如圖5所示。

對改進(jìn)后的車架進(jìn)行模態(tài)分析，提取其前8階固有頻率及振型。和改進(jìn)前相比，在低階振動下，車架的固有頻率和振型改善明顯。改進(jìn)前后各階頻率對比見表2。

圖5 改進(jìn)后的車架結(jié)構(gòu)

表2 改進(jìn)前后車架固有頻率對比 Hz

4 結(jié)論

利用有限單元法對車架進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，可將車架縱、橫梁簡化為殼單元，將懸架部分簡化成彈簧和梁單元，在保證分析精度的前提下可以有效減少運行時間。通過對車架的模態(tài)分析，掌握并了解了車架前8階振型和頻率，為改進(jìn)車架結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了方向參考，并驗證了改進(jìn)措施的有效性。