基于ANSYS Workbench的某越野車車架有限元分析

任杰鍶，董小瑞

（中北大學(xué) 機(jī)械與動力工程學(xué)院，山西 太原030051）

0 引 言

汽車車架是整個(gè)汽車的基礎(chǔ)，車架性能的可靠程度直接影響到整車的工作質(zhì)量和狀態(tài).對于非全承載式越野汽車，車架的要求更為嚴(yán)格［1-2］.哈爾濱工業(yè)大學(xué)張進(jìn)國等利用ANSYS軟件建立了車架結(jié)構(gòu)的幾何模型和以體單元solid92為基本單元的車架有限元分析計(jì)算模型，對該車架在載荷作用下的應(yīng)力和變形進(jìn)行了計(jì)算，為車架的結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了依據(jù)［3］；南昌大學(xué)汪偉等以某越野車車架為例，利用Hyperworks建立以殼單元為基本單元的車架有限元分析模型，應(yīng)用Optistuct求解器進(jìn)行了模態(tài)分析，得到該車架自由狀態(tài)下的前10階固有頻率及振型特性，為該車的結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了理論依據(jù)［4］；合肥工業(yè)大學(xué)朱昌發(fā)等利用HYPERMESH建立某型特種越野車車架的有限元分析模型，再用ABAQUS軟件對該特種越野車車架進(jìn)行強(qiáng)度及模態(tài)分析，得出該車架的強(qiáng)度和振動特性，并提出了優(yōu)化設(shè)計(jì)方案［5］.

隨著越野汽車性能和工作要求的不斷提升，車架面臨更大的挑戰(zhàn)，不僅需要經(jīng)常在崎嶇不平的道路上行駛，而且經(jīng)常出現(xiàn)在無路地帶，這樣對剛度和強(qiáng)度的要求就顯得異?？量?由于在重載、高速行駛時(shí)其振動問題也非常凸出，車架的共振現(xiàn)象會給整車，甚至是駕駛員、乘員帶來嚴(yán)重的影響.因此在汽車的設(shè)計(jì)初期需要同時(shí)對車架進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，綜合分析數(shù)據(jù)，為車架的優(yōu)化和改進(jìn)提供參考［5-6］.本文綜合采用Hyperworks和ANSYS軟件，建立了與某越野車車架結(jié)構(gòu)充分近似的車架三維模型，對其進(jìn)行了靜力學(xué)和有限元模態(tài)分析，找出其薄弱環(huán)節(jié)，給出了優(yōu)化建議.

1 車架結(jié)構(gòu)及參數(shù)

該車架主要由2根縱梁和8根橫梁，以及均布的10個(gè)懸置點(diǎn)組成.車架結(jié)構(gòu)如圖1所示.

圖1 車架結(jié)構(gòu)二維圖紙 Fig.1 The 2D blueprint of off-road vehicle frame structure

車架形態(tài)描述：車架前部翹起，這樣擁有更多的前輪擺動空間，增加接近角.車架中部第4，5根橫梁下凹，適當(dāng)?shù)亟档土说妆P的高度，降低了車身重心，增大了車輛在行駛中的穩(wěn)定性；相比直梁車架，提高了乘坐舒適性.

越野車輛行駛過程中，除在正常的路面行駛之外，更多的是在條件復(fù)雜或極端惡劣的土地、山坡、凹凸不平和通過性差的路面行駛，這是對車架抗拉伸和抗彎扭性的嚴(yán)峻考驗(yàn).所以采用高強(qiáng)度的結(jié)構(gòu)鋼作為車架材料，采用擁有優(yōu)秀抗彎扭性能的箱形斷面梁作為縱梁形式，橫梁材料主要采用空心圓柱體，部分為箱形斷面梁.所有的橫縱梁均為沖壓焊接而成［7］.該越野車主要性能參數(shù)如表1所示.

表1 越野車主要性能參數(shù) Tab.1 Main performance parameters of the off-road vehicle

2 建立車架有限元模型

目前合肥工業(yè)大學(xué)尹安東和龔競等分別利用Hyperworks對越野車車架進(jìn)行了多工況靜強(qiáng)度和動強(qiáng)度分析，并加入了簡單的模態(tài)分析，雖得出了車架性能評估［8-9］，但因模型建立依據(jù)不明確，失去了分析研究的針對性，結(jié)論適用性不大.本文依據(jù)該越野車原廠的二維圖紙，將CATIA中建立好的實(shí)體模型轉(zhuǎn)到iges格式導(dǎo)入到Hyperworks軟件中，利用hypermesh的中面提取功能Midsurface提取中面，并進(jìn)行模型幾何清理，通過消除損壞、空缺、疊加等模型問題，盡可能得到合格的網(wǎng)格質(zhì)量［8］.

模型高度簡化后，可采用高密度自由網(wǎng)格劃分，選取網(wǎng)格尺寸最大為5 mm，最小為0.2 mm.在劃分結(jié)束后，對部分懸置點(diǎn)、以及有可能產(chǎn)生應(yīng)力、應(yīng)變的關(guān)鍵處進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理.南京理工大學(xué)楊海平等將Hypermesh作為前處理軟件，進(jìn)行了車架螺栓、鉚釘和焊點(diǎn)連接的模擬，采用cweld單元進(jìn)行焊點(diǎn)模擬，雖建立有限元模型發(fā)生錯(cuò)誤概率較小，但建立時(shí)間較長，分析效率不高［10］.本文考慮到車架為不規(guī)則物體，采用混合單元類型更能夠真實(shí)地反映各個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)處的應(yīng)力、應(yīng)變形態(tài).所使用的六種單元類型如表2所示.經(jīng)過網(wǎng)格劃分后得到的有限元模型如圖2所示，得到1 701 310個(gè)節(jié)點(diǎn)以及312 429個(gè)單元.

圖2 車架的有限元模型 Fig.2 Finite element model of frame

表2 單元類型摘要 Tab.2 Element type summary

根據(jù)車架的設(shè)計(jì)和實(shí)際使用情況，設(shè)定材料參數(shù)為：16Mn鋼材料密度為7 850 kg／m3，泊松比為0.28，彈性模量E=2.1×1011Pa，屈服極限為400 MPa［10］.

3 有限元模態(tài)分析

3.1 模態(tài)分析理論

有限元模態(tài)分析通?？煞譃樽杂赡B(tài)分析和約束狀態(tài)下的模態(tài)分析兩種.車架模態(tài)分析的原理是將線性定常系統(tǒng)振動微分方程組中的物理坐標(biāo)變換為模態(tài)坐標(biāo)，使方程組解耦，成為一組以模態(tài)坐標(biāo)及模態(tài)參數(shù)描述的獨(dú)立方程，然后求解出車架系統(tǒng)的模態(tài)頻率等模態(tài)參數(shù).

根據(jù)模態(tài)振動理論，系統(tǒng)運(yùn)動微分方程為

式中：［M］，［C］，［K］分別為質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣以及剛度矩陣；｛u｝為位移向量.由于是無阻尼自由振動，則可省略阻尼項(xiàng)，即微分方程可簡化如下

系統(tǒng)的特征方程為

求解特征方程即可獲得系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)，包括模態(tài)頻率λi=ω2i和模態(tài)振型［11-13］.

3.2 模態(tài)分析結(jié)果

將Hypermesh中建好的越野車車架有限元模型導(dǎo)入到ANSYS中，進(jìn)行自由模態(tài)分析，得到車架自由模態(tài)的前20階頻率及振型.其中前6階模態(tài)頻率小于1.77 Hz，這是由于車架在自由狀態(tài)下會出現(xiàn)6個(gè)剛體模態(tài)［8］，它們對應(yīng)的固有頻率幾乎為零，所以實(shí)際上是以第7階自由模態(tài)為第1階振型.

圖3 車架的前6階模態(tài)振型 Fig.3 The first six order modal shape of frame

目前國內(nèi)研究只停留在對車架簡單的模態(tài)分析，獲得前10階固有頻率，以得出車架的共振情況，未對實(shí)驗(yàn)值的正確性進(jìn)行理論驗(yàn)證，故實(shí)驗(yàn)分析值和結(jié)論的可靠度不高［4］.

文中經(jīng)有限元模態(tài)分析的理論計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果相比較，如表3所示.由表3可看出：ANSYS理論計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析的結(jié)果比較一致，相對誤差不大，說明實(shí)驗(yàn)值準(zhǔn)確，分析模型合適，分析結(jié)果可靠，可以作為實(shí)際設(shè)計(jì)參考.

表3 車架模態(tài)分析結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果比較 Tab.3 Comparing frame modal analysis the results with theoretical calculations

由于越野車長期工作在條件苛刻的路面上，因此路面激勵(lì)是引起車架產(chǎn)生共振主要因素.此外發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速激勵(lì)也是引起車架產(chǎn)生共振重要原因.

對于車架來講，應(yīng)通過以下四點(diǎn)作為評價(jià)指標(biāo)：①車架固有頻率應(yīng)避開發(fā)動機(jī)怠速時(shí)的振動頻率；②車架在行駛過程中應(yīng)避開發(fā)動機(jī)常工作工況下的激振頻率范圍；③應(yīng)避開平路及條件不佳的路面對車架的激振頻率范圍；④車架振動頻率增長變化盡量平穩(wěn)，不能出現(xiàn)頻率突變［10］.

3.3 模態(tài)分析結(jié)論

1）一般情況下，路面給予車架的激勵(lì)應(yīng)當(dāng)處于1～20 Hz之間，且懸架的偏振頻率大致為1～1.9 Hz，根據(jù)發(fā)動機(jī)怠速時(shí)的轉(zhuǎn)速為900 r／min，計(jì)算得到車架在怠速時(shí)的振動頻率為28.334～31.667 Hz之間［14-15］.模態(tài)分析結(jié)果得出的車架最低階振動頻率為18.532 Hz，一定程度上可以避免由道路載荷和車輪不平衡而引起的共振；

2）車輛的非簧載質(zhì)量的固有頻率一般6～15 Hz之間，對于車架更重要的應(yīng)該是前3階模態(tài).根據(jù)對該車架的分析，該車架的前3階固有頻率為18.532 Hz，22.89 Hz，24.178 Hz，均大于15 Hz，所以，車架與非簧載部件發(fā)生共振的可能性很小.

4 靜力學(xué)分析

越野車在行駛中的載荷主要來源于彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況.其中彎曲載荷主要是車身、車載設(shè)備等負(fù)載產(chǎn)生的，而扭轉(zhuǎn)載荷多為車輛在受到路面給予的多方向非對稱激勵(lì)導(dǎo)致的.本文所用的越野車架主要受到這兩方面的影響，因此分析時(shí)所加的載荷是一致的，通過改變約束的位置和方向而達(dá)到求解靜剛度、強(qiáng)度的應(yīng)力和應(yīng)變值［10］.

4.1 靜強(qiáng)度分析

該車架所受的主要靜載荷如表4所示.加載方式分別為：10個(gè)懸置點(diǎn)集中加載，發(fā)動機(jī)動力總成按照三點(diǎn)懸置集中加載.

表4 車架的主要靜載荷 Tab.4 Main strength of frame

研究靜強(qiáng)度所加約束根據(jù)實(shí)際情況添加：車架與左前懸架連接處約束平動自由度UZ，車架與右前懸架連接處約束平動自由度UZ，UY，車架與左后懸架連接處與車架與右后懸架連接處分別約束平動自由度UX，UZ和平動自由的UX，UY，UZ.得到Von Mises等效應(yīng)力云圖如圖4所示［9，16］.

在ANSYS后處理中看到車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，在彎曲工況下，車架的最大應(yīng)力發(fā)生在第3根橫梁和第4根橫梁之間的連接處，這段梁為變截面多向縱梁，達(dá)到了66.449 MPa，而材料許用應(yīng)力值為340 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于許用應(yīng)力.則此處可以進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，減少材料使用量，可以考慮梁變細(xì)或者縮減壁厚.

圖4 靜強(qiáng)度等效應(yīng)力云圖 Fig.4 Equivalent stress drawing of strength

4.2 剛度分析

4.2.1 彎曲剛度分析

車架的彎曲剛度可以用車架在垂直載荷作用下產(chǎn)生的撓度來描述.彎曲剛度所加約束根據(jù)實(shí)際情況添加：車架與左前懸架連接處約束平動自由度UZ，車架與右前懸架連接處約束平動自由度UZ，UY，車架與左后懸架連接處約束平動自由度UX，UZ，以及車架約束與右后懸架連接處平動自由度UX，UY，UZ.在車架第5根橫梁外加600 N的力，使車架發(fā)生彎曲變形.得到Von Mises等效應(yīng)力云圖如圖5所示［9，16］.

圖5 彎曲剛度等效應(yīng)力云圖 Fig.5 Equivalent stress drawing of bending rigidity

由彎曲剛度公式得［17］

式中：EI為彎曲剛度，軸距a=3 060 mm，加載力F=600 N，由ANSYS分析的撓度f=0.7 mm.將以上數(shù)值代入式（1）中，求解得出彎曲剛度EI=5.1×105N·m2.

4.2.2 扭轉(zhuǎn)剛度分析

車架的扭轉(zhuǎn)剛度可以用車架在扭轉(zhuǎn)載荷作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角來描述.扭轉(zhuǎn)剛度所加約束根據(jù)實(shí)際情況添加：車架與右前懸架連接處約束平動自由度UZ，約束車架與左后懸架連接處UX，UZ，車架與右后懸架連接處約束平動自由度UX，UY，UZ，并在車架左縱梁懸架與車身連接點(diǎn)施加1 000 N的力，使車架發(fā)生扭轉(zhuǎn)情況，因此得到Von Mises等效應(yīng)力云圖如圖6所示.扭轉(zhuǎn)工況等效應(yīng)力云圖表明，最大應(yīng)力值為449 MPa，大于許用應(yīng)力出現(xiàn)此應(yīng)力集中的位置是在第2，第3根橫梁與縱梁相接處.此處橫梁應(yīng)加粗，與縱梁應(yīng)使用加厚焊［9，16］.

由扭轉(zhuǎn)剛度公式得［17］

式中：CT為 扭 轉(zhuǎn) 剛 度，MN·m2／rad；F=1 000 N為加載的集中載荷；L=800 mm為集中力產(chǎn)生的力矩；h=2.7 mm為載荷作用點(diǎn)處的撓度；a=3 060 mm為車架的軸距.將以上數(shù)值代入公式（2）中計(jì)算得到CT=7.25×105MN·m2／rad.

圖6 扭轉(zhuǎn)剛度等效應(yīng)力云圖 Fig.6 Equivalent stress drawing of torsional rigidity

由于各種車型結(jié)構(gòu)上的差別，還不能夠合理地給出車架彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下的剛度定論，仍然需要對車架實(shí)施實(shí)際測試，這里只能給出大致的比較參數(shù)，為車架的優(yōu)化和改進(jìn)提供參考.

5 結(jié) 論

1）進(jìn)行有限元模態(tài)分析，獲得了無阻尼自由振動下的前6階振動頻率，以及各個(gè)振動頻率對應(yīng)的振型.將有限元理論計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析數(shù)據(jù)相比較，結(jié)果證明能在一定程度上避免共振現(xiàn)象發(fā)生，數(shù)據(jù)比較一致，誤差較小，所構(gòu)建的車架結(jié)構(gòu)模型比較準(zhǔn)確.與未經(jīng)過正確性判定的實(shí)驗(yàn)值數(shù)據(jù)相比分析結(jié)果更為可靠，更能夠直接作為車架動態(tài)設(shè)計(jì)的參考.

2）求解計(jì)算得出車架的剛度和靜強(qiáng)度分析，分析時(shí)間少，效率相對較高.分析應(yīng)力應(yīng)變云圖可發(fā)現(xiàn)，車架的最大位移量和最大應(yīng)力發(fā)生位置，對應(yīng)力值遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于屈服極限位置，可以采用減薄壁厚，節(jié)省材料；對應(yīng)力超于許用應(yīng)力值的位置，可以進(jìn)行鋼板加厚等措施，改善車架缺陷.綜合以上分析結(jié)果，本文為車架的改進(jìn)和優(yōu)化提供了參考依據(jù).

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