某輕型載貨車車架靜動態(tài)性能分析

丁文敏

（江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330200）

1 引言

汽車架是載貨車重要的承載部件，車身、懸架和發(fā)動機等均安裝在車架相應的位置，受力十分復雜，主要承受沖擊、彎曲、扭轉和整車自身重力等載荷。車架的動態(tài)特效和剛度等性能對整車的舒適性、操穩(wěn)性和可靠性具有重要影響。當車架的固有頻率與激勵頻率相同或相近時，將引起共振，從而產(chǎn)生振動和噪聲，嚴重影響車輛的舒適度。當車架剛度不足時，會引起整車的變形增大，造成駕駛室密封性差、車門開閉故障等問題，因此車架必須具有良好的靜動態(tài)性能，才能保證整車的各項性能。為了驗證某輕型載貨車車架靜動態(tài)性能的可靠性，首先采用有限元方法建立車架離散化模型，對其進行模態(tài)分析，再對其進行模態(tài)試驗，驗證其仿真精度，最后對其進行彎曲剛度和扭轉剛度分析。

2 車架模態(tài)性能分析

2.1 模態(tài)分析理論

基于模態(tài)分析可以獲取車架的固有動態(tài)特性的，主要包含其固有頻率、阻尼及其振型，根據(jù)該特征去表征車架的運動過程，車架振動方程為[1,2]：

式（1）中，M 為車架的質量矩陣；C為車架的阻尼矩陣；K為車架的剛度矩陣； 為車架的加速度矩陣； 為車架的速度矩陣；x為車架的位移向量；P（t）為激振力向量。

2.2 建立有限元模型

由于車架的各個零部件均為薄鈑金件，其中性面能夠準確表征其力學特性，能夠減小網(wǎng)格數(shù)量同時節(jié)省大量的計算時間，因此采用前處理Hypermesh軟件[3,4]對車架三維模型抽取中性面，刪除部分影響較小的零件和特征?；?8mm的Mixed殼單元對車架進行網(wǎng)格，螺栓連接和鉚釘連接均采用CBEAM單元模擬，焊縫連接采用RBE2單元模擬。根據(jù)車架各個零部件的材料建立相應的材料牌號及其屬性，以此建立車架有限元模型如圖1所示。其中網(wǎng)格單元數(shù)為55493，網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為59694。

圖1 車架有限元模型

2.3 模態(tài)分析結果

當外界激勵頻率跟車架的頻率相同時，車架將產(chǎn)生劇烈振動，對車架會造成重大損傷甚至發(fā)生斷裂風險。為了獲取車架的動態(tài)特性，基于車架有限元模型，采用Nastran軟件[5,6]對其作無約束處理，頻率范圍為0-50Hz，以此對其進行模態(tài)性能分析。由于低階固有頻率對車架的動態(tài)響應有著重要影響，因此只提取車架前三階固有頻率及陣型。

如表1 所示，為車架前三階固有頻率與陣型。由表1可知，車架的前三階固有頻率分別為9.5Hz、29.3Hz和36.8Hz。

表1 車架固有頻率及陣型

如圖2和圖3所示，分別為第一階模態(tài)陣型及其應變能。由圖2可知，車架為扭轉陣型，最大位移為5.536mm。由圖3可知，車架的最大應變能為147.5J。

圖2 第一階模態(tài)陣型

圖3 第一階應變能

如圖4和圖5所示，分別為第二階模態(tài)陣型及其應變能。由圖4可知，車架為扭轉陣型，最大位移為3.905mm。由圖5可知，車架的最大應變能為14.9J。

圖4 第二階模態(tài)陣型

圖5 第二階應變能

如圖6和圖7所示，分別為第三階模態(tài)陣型及其應變能。由圖6可知，車架為扭轉陣型，最大位移為5.494mm。由圖7可知，車架的最大應變能為20.3J。

圖6 第三階模態(tài)陣型

圖7 第三階應變能

該輕型載貨車搭載四缸四沖程發(fā)動機，其轉速為 800r/min，通過理論公式可得發(fā)動機激勵頻率為 26.7Hz，因此該車架的前三階固有頻率均避免了與發(fā)動機激勵頻率重合，不會產(chǎn)生共振，符合動態(tài)特性要求。

3 車架模態(tài)試驗

為了驗證車架有限元模型的合理性和模態(tài)性能分析的準確度，將該車架通過彈性繩自由懸掛于臺架上，通過錘擊法對其進行自由模態(tài)試驗，得到其模態(tài)測試值，如表2所示。由表2可知，車架前三階固有頻率的誤差分別為2.2%、2.5%和4.0%，均屬于實際工程可接受范圍之內，因此該有限元建模及其模態(tài)分析方法具有較高的準確度，為進一步的剛度性能分析提供了可靠的基礎。

表2 車架模態(tài)測試值與仿真值對比

4 車架剛度性能分析

4.1 彎曲剛度分析

車架在車輛行駛過程中，容易受到彎曲載荷和扭轉載荷的作用。彎曲剛度是指車架抵抗彎曲變形的能力，對車架的疲勞強度性能影響比較大。為了獲取車架的彎曲剛度，基于其有限元模型，約束前后懸置支座的所有自由度，在車架左右兩側對稱區(qū)域同時垂直向下加載500N，得到其變形云圖，如圖8所示。由圖8可知，加載點處車架垂向平均位移為1.221mm，通過理論計算公式可得其彎曲剛度值為 8193.4 N/mm，該彎曲剛度值大于目標值（7000 N/mm）。

圖8 彎曲變形圖

如圖9所示，為車架彎曲變形曲線。由圖9可知，該車架左右兩側的彎曲變形曲線連續(xù)，無明顯突變，因此能夠滿足彎曲剛度要求。

圖9 彎曲變形曲線

4.2 扭轉剛度分析

扭轉剛度是指車架抵抗扭轉變形的能力，為了獲取車架的扭轉剛度，基于其有限元模型，約束后懸置支座的所有自由度，在車架前懸置左右兩側對稱區(qū)域同時垂直對向加載1000Nm，得到其變形云圖，如圖10所示。由圖10可知，車架的最大扭轉角為0.712deg，通過理論計算公式可得其扭轉剛度值為 2106.7N.mm/deg，該彎曲剛度值大于工程要求值（1500 N.mm/deg）。

圖10 扭轉變形圖

如圖11所示，為車架扭轉變形曲線。由圖11可知，車架左右兩側的扭轉變形曲線連續(xù)，呈對稱趨勢，無明顯突變，因此符合扭轉剛度性能要求。

圖11 扭轉變形曲線

5 結論

基于有限元方法建立車架網(wǎng)格模型，對其進行自由模態(tài)分析，得到其前階固有頻率分別為9.5Hz、29.3Hz和36.8Hz，處于激勵頻率范圍之外，滿足動態(tài)特性要求。對車架進行模態(tài)試驗，其測試值與仿真值基本一致。對車架進行相應的約束和加載，得到其彎曲剛度值為8193.4 N/mm，扭轉剛度值為2106.7 N.mm/deg，均符合實際工程要求，因此其靜動態(tài)性能均滿足設計要求。