SUV型汽車車架周期載荷激勵(lì)的計(jì)算

何仁邦

(四川新筑路橋機(jī)械股份有限公司 橋隧所，成都 611430)

任何持續(xù)的周期載荷將在結(jié)構(gòu)系統(tǒng)中產(chǎn)生持續(xù)的周期響應(yīng)［1］。車架在行駛過(guò)程中，會(huì)承受路面不平度激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)的規(guī)律振動(dòng)激勵(lì)，由這些激勵(lì)在車架上所引起的響應(yīng)會(huì)直接影響到車架的壽命和汽車的平順性。本文以DD6470型SUV車架為研究對(duì)象，計(jì)算在周期載荷作用下車架結(jié)構(gòu)的振動(dòng)響應(yīng)。

表1 車架各項(xiàng)技術(shù)參數(shù)表

1 DD6470型SUV車架有限元模型

1.1 車架模型的技術(shù)參數(shù)

6470型SUV車架由2根縱梁，5根橫梁，1根扭桿梁，1根變速箱梁和前后副杠組成。車架的各項(xiàng)技術(shù)參數(shù)如表1所示。該車架的材料為16Mn鋼，物理性能為:彈性模量E=2.0×1011Pa;質(zhì)量密度ρ=7 800 kg/m3;泊松比μ=0.3。材料的機(jī)械性能為:最小屈服強(qiáng)度360 MPa;最小抗拉強(qiáng)度510 MPa;最大抗拉強(qiáng)度610 MPa。

圖1 劃分網(wǎng)格后的有限元模型

1.2 車架有限元模型

對(duì)車架進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化，考慮計(jì)算時(shí)間及計(jì)算精度等因素，采用shell63殼單元對(duì)車架進(jìn)行離散，形成車架有限元模型。網(wǎng)格劃分后單元數(shù)259 940個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)516 916個(gè)。劃分網(wǎng)格后的有限元模型［2］如圖1 所示。

2 車架的周期激勵(lì)載荷

對(duì)車架做如下假設(shè)［3］:1)車身為剛體且對(duì)稱于鉛垂面;2)左右車輪受到的路面的激勵(lì)相同;3)車輛等速直線行駛，輪胎與地面始終保持接觸;4)路面位移輸入函數(shù)作用在輪胎與路面的接觸點(diǎn)中心上;5)輪胎和路面視為點(diǎn)接觸。

由于汽車前后懸架振動(dòng)彼此沒(méi)有聯(lián)系，可以將整車簡(jiǎn)化為1/4個(gè)汽車振動(dòng)模型，即車身與車輪二自由度系統(tǒng)［2］。汽車在道路上行駛所受的激勵(lì)主要是來(lái)自路面的不平。如果地面的波形如圖2所示，則其波形公式可描述為:

其中ωg為地面波形頻率，ωg=2πvt/l，h為振幅，l為波長(zhǎng)，v為汽車速度。

圖3為車輛1/4振動(dòng)模型示意圖，圖中各符號(hào)的物理意義為:m1為簧下質(zhì)量(包括輪輪圈，輪胎，輪軸等);m2為簧上質(zhì)量(包括車廂，載重等);k1為輪胎剛度系數(shù);k2為懸架剛度系數(shù);x1為路面不平度;x2為簧下質(zhì)量的垂直位移;x3為簧上質(zhì)量的垂直位移。因?yàn)樽杂伤p運(yùn)動(dòng)在運(yùn)動(dòng)開(kāi)始后很短的時(shí)間內(nèi)就消失，所以不考慮阻尼［5］。其運(yùn)動(dòng)方程式為:

如果車身不動(dòng)，則x1=0，那么車輪的自然振動(dòng)頻率ω12可以由得出。

圖2 路面模擬圖

圖3 1/4車輛振動(dòng)模型

根據(jù)振動(dòng)原理可得出ω12的平方值為:

如果車輪不動(dòng)，則車身的自振頻率可以由懸架剛度和簧上質(zhì)量決定。

該型車架已知量如下:m1=100 kg;m2=1 600 kg;k1=680 000 N/m;k2=34 000 N/m;設(shè)汽車行駛速度為30 m/s;波長(zhǎng)l=3 m;幅值h=0.03 m。計(jì)算結(jié)果為:F=－24 580sin tN。

3 車架響應(yīng)結(jié)果

借助有限元分析軟件ANSYS，對(duì)車架進(jìn)行周期振動(dòng)激勵(lì)計(jì)算。在車架的模型上選幾個(gè)有代表性的點(diǎn)，查看其隨振動(dòng)頻率變化的位移和應(yīng)力性況。第1點(diǎn)選在發(fā)動(dòng)機(jī)前托架處，此節(jié)點(diǎn)的編號(hào)為31 377，距發(fā)動(dòng)機(jī)最近;第2點(diǎn)選在第3橫梁與縱梁交界處，編號(hào)為28 460，該點(diǎn)為靜力學(xué)分析結(jié)果的位移最大點(diǎn);第3點(diǎn)選在車架的后副杠上，編號(hào)為38 668，此點(diǎn)處于車架的末端也是容易產(chǎn)生振動(dòng)的部位。

圖4和圖5為第1點(diǎn)位移幅頻圖和應(yīng)力—頻率圖。從圖4中可以看出第1點(diǎn)在頻率為30～37.5 Hz時(shí)Y方向的位移達(dá)到最大，為2.25 mm。從圖5可看出:在30～37.5 Hz其應(yīng)力值達(dá)到最大，為106.5 Mp。

圖6和圖7為第2點(diǎn)位移幅頻圖和應(yīng)力—頻率圖。從圖6中可以看出在頻率段30～37.5 Hz時(shí)，X方向的位移達(dá)到最大，為0.073 mm，同時(shí)，在同一頻率段，Y方向位移達(dá)到最大，為2.80 mm;Z方向位移達(dá)到最大，為0.19 mm。如圖7所示，其應(yīng)力在頻率段30～37 Hz時(shí)達(dá)到最大，為50.63 Mp。

圖8和圖9是第3點(diǎn)諧響應(yīng)分析圖。從圖8中可看出:在頻率為100～110 Hz時(shí)，對(duì)X方向的位移影響最大值為0.49 mm;在頻率為35～40 Hz時(shí)，對(duì)Y方向影響最大值為0.98 mm;在頻率為40 Hz時(shí)對(duì)Z方向影響最大值為0.23 mm。同時(shí)，在該頻率段壓力也達(dá)到最大值，為38.17 Mp。

通過(guò)對(duì)這3點(diǎn)的分析可以看出:在頻率為35～40 Hz時(shí)對(duì)車的振動(dòng)影響最大，特別是對(duì)Y方向的位移影響最大。觀察點(diǎn)的應(yīng)力值都在設(shè)計(jì)允許的范圍之內(nèi)，而且遠(yuǎn)小于其許用應(yīng)力，可以對(duì)其優(yōu)化。

圖4 第1點(diǎn)XYZ方向的位移幅頻圖

圖5 第1點(diǎn)應(yīng)力－頻率圖

圖6 第2點(diǎn)XYZ方向位移幅頻圖

圖7 第2點(diǎn)應(yīng)力－頻率圖

圖8 第3點(diǎn)XYZ方向位移幅頻圖

圖9 第3點(diǎn)應(yīng)力－頻率圖

4 結(jié)語(yǔ)

本文對(duì)車架施加周期性的地面激勵(lì)，并在車架上選擇3個(gè)有代表性的點(diǎn)，計(jì)算出每個(gè)點(diǎn)在此周期地面激勵(lì)下的最大振幅、最大應(yīng)力及其相對(duì)應(yīng)的頻率范圍。為避免發(fā)生振動(dòng)耦合，給出了車架設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)避開(kāi)的固有頻率段，為發(fā)動(dòng)機(jī)的工作頻率選擇提供了參考依據(jù)。該計(jì)算結(jié)果從理論數(shù)據(jù)上表明了車架的強(qiáng)度設(shè)計(jì)符合設(shè)計(jì)要求，并可進(jìn)一步優(yōu)化。

［1］張相庭，王志培，黃本才，等.結(jié)構(gòu)振動(dòng)力學(xué)［M］.2版.上海:同濟(jì)大學(xué)出版社，2005.

［2］崔繼強(qiáng).960 kW鉆井泵曲軸優(yōu)化設(shè)計(jì)研究［D］.蘭州:蘭州理工大學(xué)，2011.

［3］王少贈(zèng).重型汽車對(duì)路面損傷的研究［D］.西安:長(zhǎng)安大學(xué)，2007.

［4］龍晉閩.車輛對(duì)路面作用的動(dòng)載荷研究［D］.西安:長(zhǎng)安大學(xué)，2006:25－27.

［5］喻凡，林逸.汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005:17－22.