微型商用車車架結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化

袁 理 ，廖 震 ，劉洪光 ，徐中明

（1.重慶科技學(xué)院，重慶 400050；2.重慶大學(xué)，重慶400030；3.重慶電子工程職業(yè)學(xué)院，重慶 401331）

本文基于有限元法對(duì)國(guó)內(nèi)某自主品牌微型商用車車架進(jìn)行剛度和模態(tài)分析，在不降低剛度和模態(tài)性能的前提下，最大限度地減輕質(zhì)量，以實(shí)現(xiàn)車架輕量化。

1 建立車架有限元模型

1.1 幾何清理與簡(jiǎn)化車架模型

設(shè)計(jì)的車架UG三維圖如圖1所示。將UG模型保存為IGES格式，再把IGES格式文件導(dǎo)入到Hypermesh中，對(duì)其幾何數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，修補(bǔ)破損的曲面、刪除重疊面、釋放被誤約束的點(diǎn)和線等。

圖1 車架原始幾何模型

1.2 劃分網(wǎng)格

運(yùn)用Hypermesh劃分車架有限元計(jì)算模型網(wǎng)格，以及運(yùn)用二維殼單元進(jìn)行網(wǎng)格離散。在建模過程中，主要選擇四邊形單元和少量的三角形單元，以滿足網(wǎng)格過渡的要求。定義單元類型為mixed型，控制三角形單元比例小于8%，單元尺寸為8mm。

車架的焊點(diǎn)質(zhì)量直接影響車架性能。運(yùn)用聯(lián)接方式模擬傳遞力和力矩效果。在車架結(jié)構(gòu)中，點(diǎn)焊主要傳遞拉力和剪力。在實(shí)際工程結(jié)構(gòu)中，人們更加關(guān)心點(diǎn)焊的力學(xué)性能，所以通常選擇能夠模擬點(diǎn)焊力學(xué)性能的單元進(jìn)行模擬。影響焊點(diǎn)模擬精度的主要因素是焊點(diǎn)間的距離。為了保證計(jì)算精度，焊點(diǎn)間距不超過10mm。采用Hypermesh提供的連接體（Connector）來實(shí)現(xiàn)零部件之間的裝配，并采用 weld類型點(diǎn)焊和連接體（connector）自動(dòng)生成焊點(diǎn)單元。車架點(diǎn)焊模擬結(jié)果如圖2所示。

圖2 車架點(diǎn)焊模擬圖

1.3 車架材料特性

使用的車架材料是16Mn鋼，它的物理性能指標(biāo)分別是彈性模量E為200GPa、密度ρ為7800 kg/m3、泊松比μ為0.3；它的機(jī)械性能指標(biāo)分別是最小屈服強(qiáng)度360MPa、最小抗拉強(qiáng)度510MPa、最大抗拉強(qiáng)度610MPa。

2 車架結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

2.1 車架靜強(qiáng)度分析

靜強(qiáng)度分析主要分析固定不變載荷作用下結(jié)構(gòu)的位移、應(yīng)力、應(yīng)變及反力等的大小。

2.1.1 確定邊界約束條件

為模擬汽車在靜止或勻速運(yùn)動(dòng)時(shí)的受力狀態(tài)，在前懸架處約束 Z方向的平動(dòng)自由度和繞X、Y軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度；在后懸架處約束 X、Y、Z方向的平動(dòng)自由度和繞Y、Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。

2.1.2 確定載荷工況

汽車在靜止或勻速運(yùn)動(dòng)時(shí)，車架只承受懸掛以上部分的載荷，包括車身和車架的質(zhì)量、各總成和有效載荷的質(zhì)量。當(dāng)汽車滿載時(shí)，車廂按照均布載荷施加，發(fā)動(dòng)機(jī)、駕駛室等總成的載荷集中施加。載荷施加情況如圖3所示。貨車駕駛室質(zhì)量（含乘客2人）為275 kg，發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量為150kg，車廂質(zhì)量（滿載）為900kg。

圖3 車架靜力學(xué)分析有限元模型

2.1.3 結(jié)果分析

通過分析可知，車架最大應(yīng)力為162MPa，低于72MPa，遠(yuǎn)低于材料的屈服極限 360 MPa，即該車架所受靜強(qiáng)度遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于材料的強(qiáng)度極限，能夠滿足車架的性能要求。

2.2 車架剛度分析

反映車架剛度的指標(biāo)有多個(gè)，其中最重要的是車架的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。

2.2.1 車架抗彎剛度分析

車架彎曲剛度是指為使汽車車架產(chǎn)生單位撓度所需的載荷，或載荷與引起車架最大撓度值之比。為了方便計(jì)算，可以把車架整體簡(jiǎn)化成一根具有均勻彎曲剛度的簡(jiǎn)支梁，在梁的中間施加集中力，測(cè)得簡(jiǎn)支梁垂直方向的最大撓度，就可以得到近似車架簡(jiǎn)支梁的彎曲剛度值。 彎曲剛度值 EI（Nm2）的計(jì)算公式如下：

EI=Fax(L2-a2-x2)/6Ldzmax

式中，EI——簡(jiǎn)支梁彎曲剛度；

F——集中力載荷；

a——支點(diǎn)到施加集中力載荷點(diǎn)的距離；

x——支點(diǎn)到測(cè)點(diǎn)的距離；

L——兩支點(diǎn)的跨距；

dzmax——測(cè)點(diǎn)的撓度。

通過計(jì)算得到車架彎曲位移變形圖，如圖10所示。加載部位下面最大位移值為1.36㎜，支點(diǎn)到施加集中力載荷點(diǎn)的距離a＝1390㎜，支點(diǎn)到測(cè)試點(diǎn)的距離x＝1390㎜，兩支點(diǎn)的跨距 L＝2780mm。車架彎曲剛度 EI=3.29×105Nm2。

圖4 車架彎曲位移圖

2.2.2 車架抗扭剛度分析

汽車車架扭轉(zhuǎn)剛度可以用車架在扭轉(zhuǎn)載荷作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角的大小來描述。平均扭轉(zhuǎn)剛度以車架軸距間單位扭轉(zhuǎn)角所承擔(dān)的扭矩來描述。車架扭轉(zhuǎn)角是在扭轉(zhuǎn)載荷的作用下前后軸兩橫梁相對(duì)的回轉(zhuǎn)角。扭轉(zhuǎn)剛度Gp的計(jì)算方法有兩種。

第一，包含車架軸距L的扭轉(zhuǎn)剛度Gp的計(jì)算公式

扭轉(zhuǎn)剛度Gp的單位是N·m2/rad。

第二，不包含車架的軸距L的Gp計(jì)算公式為：

式中：Cp為扭轉(zhuǎn)剛度， 單位為 N·m/°；T 為扭矩，單位為N·m；F為載荷，單位為N；L為軸距，單位為m；b為力臂，單位為m；θ為扭轉(zhuǎn)角度；d為測(cè)點(diǎn)處到支撐處的距離，單位為m。

得出的扭轉(zhuǎn)剛度Gp的單位為N·m/°。

兩種公式計(jì)算扭轉(zhuǎn)剛度的效果相同。本文采用第二種方式計(jì)算扭轉(zhuǎn)剛度，并且以前懸掛支撐處的扭轉(zhuǎn)剛度作為車架的扭轉(zhuǎn)剛度 （即d=b），其計(jì)算公式簡(jiǎn)化為：

計(jì)算車架抗扭剛度有限元、約束后懸架與車輪連接處的三個(gè)平動(dòng)自由度、以及前懸架與車架右邊連接點(diǎn)的3個(gè)平動(dòng)自由度。在前懸架與車架左邊連接點(diǎn)上加載鉛垂方向的集中力，大小為1000 N。

車架扭轉(zhuǎn)位移變形圖如圖5所示。車架在Z方向最大位移h=10.212mm，車架左右前懸的距離 b=738 mm，計(jì)算可得車身的扭轉(zhuǎn)剛度 Cp=930.4 N·m/°。

圖5 車架扭轉(zhuǎn)位移變形圖

3 車架模態(tài)分析

車架進(jìn)行自由模態(tài)分析。有限元分析模型可以采用已經(jīng)建立的車架模型，沒有施加載荷和任何約束。前七階模態(tài)有限元模態(tài)的固有頻率如表1所示。1-3階振型圖分別由如圖6、圖7、圖示8所示。

表1 模態(tài)分析的固有頻率及參考頻率

與同類車型相比較，該車架前四階頻率較高，剛性較好。從振型來看，車架的第1階表現(xiàn)為車架扭轉(zhuǎn)，第2階和第3階振型表現(xiàn)為車架彎曲；第4和第5階振型是彎扭組合模態(tài)，第6和第7階振型表現(xiàn)為局部變形。

圖6 車架的一階模態(tài)振型圖（一階扭轉(zhuǎn)，繞x軸）

圖7 車架的二階模態(tài)振型圖（一階彎曲，繞y軸）

4 優(yōu)化車架

在保證車架剛度、強(qiáng)度等性能不變的前提下，通過改變部分板件厚度，以降低車架總質(zhì)量，實(shí)現(xiàn)車架輕量化。

4.1 優(yōu)化描述

（1）設(shè)計(jì)變量值。根據(jù)車架結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，確定兩根縱梁組成板件的厚度。為方便計(jì)算，確定板件厚度t為2.0mm。為了滿足輕量化設(shè)計(jì)要求，要求其變化率小于10%。

（2）狀態(tài)變量值。根據(jù)計(jì)算的剛度指標(biāo)，以及保證車架在彎曲工況下的剛度條件，選擇其在Z方向的最大位移為狀態(tài)變量值。

（3）優(yōu)化目標(biāo)。實(shí)現(xiàn)輕量化的根本就是減輕車架質(zhì)量，因此將車架總質(zhì)量設(shè)定為優(yōu)化目標(biāo)。表2反映需要優(yōu)化的問題。

表2 優(yōu)化問題描述

4.2 優(yōu)化結(jié)果分析

根據(jù)目標(biāo)函數(shù)和約束條件，通過對(duì)車架縱梁板件進(jìn)行優(yōu)化分析，彎曲剛度車架優(yōu)化厚度為1.83mm（圓整為1.8mm）。優(yōu)化前后的模態(tài)比較如表3所示，優(yōu)化效果表4所示。

表3 模態(tài)分析比較

表4 靜強(qiáng)度和剛度比較以及質(zhì)量?jī)?yōu)化效果

由表3可知，對(duì)車架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)后，車架模態(tài)變化不大。由表4可知，優(yōu)化后車架彎曲剛度減少7.3%，扭轉(zhuǎn)剛度減少8.0%。通過比照參考車架數(shù)據(jù)表明，本車架扭轉(zhuǎn)剛度偏大，優(yōu)化后的剛度能夠滿足要求。優(yōu)化后車架的質(zhì)量減輕了5.4%，效果明顯，達(dá)到了輕量化的目的。

5 結(jié)語(yǔ)

建立車架有限元模型，通過滿載彎曲工況和滿載扭轉(zhuǎn)工況對(duì)車架進(jìn)行靜力學(xué)響應(yīng)分析、模態(tài)分析，驗(yàn)證表明該車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，達(dá)到了輕量化的目的。

[1]Ao．Kazuo，Niiyama．Analysis of torsional stiffness share rate of truck frame[J]．Technical PaperSeries，1991：18-21．

[2]Hadad，H，Ramezani,A．Finite element model updating of a vehicle chassis frame[J]．Proceedings of the 2004 International Conference on Noise and Vibration Engineering，2004：1817-183l．

[3]陳大陸，何志剛，朱茂桃，等．車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化[J]．拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2004（2）．

[4]劉齊茂．汽車車架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]．機(jī)械設(shè)計(jì)與制作，2005（4）：1-3．

[5]李紅，張海峰，王憶望，等．基于Hypermesh的電動(dòng)汽車車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]．揚(yáng)州大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2012，15（1）：38-41．

[6]宋宏偉，趙桂范，杜星文.提高汽車耐撞性的能量吸收結(jié)構(gòu)撞擊吸能特性研究，汽車技術(shù)，2000（11）.

[7]鄭兆昌.汽車車架的固有頻率和振型計(jì)算.汽車技術(shù)，1982,7(4)：41-45.

[8]蘆葦.重型載貨汽車車架模態(tài)分析[J].汽車科技，2009.