新能源商用車(chē)車(chē)架性能仿真分析

摘要：車(chē)架作為銜接底盤(pán)與車(chē)身的橋梁時(shí)刻承擔(dān)車(chē)身、附件及貨物的重力，同時(shí)承受著各種路面激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)，因此車(chē)架的性能直接影響到汽車(chē)的舒適度和駕駛體驗(yàn)。本文利用Optistruct 軟件搭建車(chē)架有限元模型，對(duì)某車(chē)架進(jìn)行仿真分析，并根據(jù)仿真結(jié)果對(duì)車(chē)架進(jìn)行模態(tài)分析和剛度分析，從而評(píng)估車(chē)架性能是否滿(mǎn)足要求。結(jié)果表明：所研究車(chē)架因發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)而產(chǎn)生共振的可能性較小，其剛度性能良好，具有較好的抗變形能力，強(qiáng)度性能也滿(mǎn)足材料屈服要求，基本符合設(shè)計(jì)要求。經(jīng)過(guò)車(chē)輛路試，該車(chē)架未發(fā)生性能問(wèn)題，證明了該方法的準(zhǔn)確性，可為商用車(chē)車(chē)架性能的仿真設(shè)計(jì)提供參考。

關(guān)鍵詞：車(chē)架；模態(tài)分析；剛強(qiáng)度；有限元

0 前言

車(chē)架作為汽車(chē)的基礎(chǔ)載體，主要是由2 根邊梁和數(shù)根橫梁組合而成的梯狀剛性結(jié)構(gòu)，汽車(chē)的承載和車(chē)內(nèi)外所承受的激勵(lì)源都作用在車(chē)架上，因此車(chē)架性能的優(yōu)劣將直接影響到汽車(chē)的品質(zhì)。

有限元法根據(jù)近似分割和能量極致原理，將求解區(qū)域離散為有限個(gè)單元組合，研究其單元特性并通過(guò)變分原理把問(wèn)題化為線(xiàn)性代數(shù)方程組求解［1］。利用有限元分析方法，在汽車(chē)開(kāi)發(fā)前期對(duì)車(chē)架進(jìn)行仿真分析，通過(guò)對(duì)模態(tài)、彎扭剛度、強(qiáng)度等性能仿真結(jié)果進(jìn)行評(píng)價(jià)，確認(rèn)車(chē)架在造車(chē)路試前沒(méi)有基礎(chǔ)性能缺陷，為后續(xù)設(shè)計(jì)提供理論支撐。

1 工況設(shè)計(jì)

由于汽車(chē)有多種實(shí)際路面工況，車(chē)架需要承受各種不同的載荷激勵(lì)。載荷主要包括彎曲、扭轉(zhuǎn)和彎扭組合等，載荷激勵(lì)對(duì)車(chē)架壽命影響較大，因此需要計(jì)算求解彎曲、扭轉(zhuǎn)剛度值，以保證設(shè)計(jì)階段車(chē)架設(shè)計(jì)的性能要求。

作為汽車(chē)承載體，車(chē)架需要承載車(chē)身及貨物的重量，同時(shí)在實(shí)際使用中還受到各種力及力矩。計(jì)算車(chē)架強(qiáng)度能有效地評(píng)估車(chē)架結(jié)構(gòu)性能的安全性。

有限元模態(tài)分析能體現(xiàn)車(chē)架的動(dòng)態(tài)特型及固有頻率階次，通過(guò)分析低階頻率對(duì)車(chē)架的影響，能夠避免車(chē)架在實(shí)際路況中發(fā)生共振現(xiàn)象。

本文針對(duì)彎曲、彎扭、模態(tài)和強(qiáng)度4 種性能，對(duì)該車(chē)架的應(yīng)力、應(yīng)變、固有頻率進(jìn)行計(jì)算，從而對(duì)車(chē)架性能進(jìn)行分析評(píng)估［2］。

2 有限元模型建立

使用Optistruct 軟件基于車(chē)架數(shù)模進(jìn)行模型簡(jiǎn)化，網(wǎng)格尺寸5 mm×5 mm。使用ACM 單元模擬點(diǎn)焊焊接，使用KOUP-KIN 單元模擬螺栓剛性連接。因車(chē)架的故障失效形式多以焊縫開(kāi)裂為主，因此采用殼單元模擬板材間的焊縫進(jìn)行建模。焊縫建模不允許出現(xiàn)三角形單元以避免剛性過(guò)大，且焊縫材料應(yīng)與主板材料保持一致。殼單元焊縫模擬法創(chuàng)建的焊縫具有較高的精度。車(chē)架劃分網(wǎng)格后共產(chǎn)生552 960 個(gè)節(jié)點(diǎn)，551 241 個(gè)單元，車(chē)架寬度為905.8 mm、長(zhǎng)度為5 590.3 mm，總質(zhì)量為272.2 kg。所建車(chē)架的有限元模型如圖1 所示。

3 仿真分析

3. 1 車(chē)架自由模態(tài)分析

在振動(dòng)理論基礎(chǔ)上對(duì)車(chē)架進(jìn)行自由模態(tài)分析，并考察結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型。當(dāng)車(chē)架固有頻率與實(shí)際工況頻率接近時(shí)，將引發(fā)較大振幅的共振，最終會(huì)導(dǎo)致車(chē)架發(fā)生破壞。由于低階頻率對(duì)模態(tài)響應(yīng)影響較大，因此本文只考察該結(jié)構(gòu)第七階到第十二階固有頻率及振型［3］。

3. 1. 1 車(chē)架模態(tài)分析

根據(jù)振動(dòng)理論簡(jiǎn)化車(chē)架振動(dòng)方程［1］為：

Mυ + Cυ + Kυ = 0 （1）

式中：M 為車(chē)架總質(zhì)量矩陣；v 為位移列陣；C 為阻尼矩陣；K 為車(chē)架總剛度矩陣。

振動(dòng)方程對(duì)應(yīng)的特征值方程［2］為：

（ M + tωC - ω2 M ） υ = { 0 } （2）

式中：ω 為車(chē)架固有頻率；t 為復(fù)數(shù)表示法時(shí)間導(dǎo)數(shù)因子。求解該特征值方程可以獲得車(chē)架模態(tài)頻率和振型結(jié)果。計(jì)算模態(tài)分析頻率為0～200 Hz，提取第七階至第十二階模態(tài)頻率及振型，如圖2所示。

3. 1. 2 車(chē)架模態(tài)測(cè)試

采用單點(diǎn)激振法在車(chē)架自由狀態(tài)下進(jìn)行試驗(yàn)，將車(chē)架用彈性繩（多股橡皮繩）水平懸吊于穩(wěn)固的剛性支架上，模擬車(chē)架自由狀態(tài)，選擇車(chē)架上的4 個(gè)減振器安裝點(diǎn)作為懸掛點(diǎn)。激振器固定在靜止地基上剛性相連，根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果布置與整車(chē)坐標(biāo)一致的測(cè)點(diǎn)，測(cè)點(diǎn)均勻分布于車(chē)架上，能夠反映車(chē)架的整體結(jié)構(gòu)特征與輪廓特征。測(cè)試帶寬為256 Hz，分辨率為0.5 Hz，激勵(lì)方向?yàn)檐?chē)架的Y 向和Z 向。測(cè)量各點(diǎn)加速度響應(yīng)，從而得到結(jié)構(gòu)頻響函數(shù)，對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理后得到前六階固有頻率及振型數(shù)據(jù)。

3. 1. 3 車(chē)架模態(tài)分析評(píng)價(jià)

前六階模態(tài)頻率及振型特征如表1 所示，根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果及振形分析得出：

（1） 分析結(jié)果與測(cè)試結(jié)果具有良好的一致性。

（2） 車(chē)架振型處于低頻范圍，主要有彎曲、扭轉(zhuǎn)、彎扭組合3 種振型。

（3） 車(chē)架低階頻率高于路面不平度產(chǎn)生的激勵(lì)頻率（20 Hz），可能會(huì)導(dǎo)致共振問(wèn)題。由于駕駛室使用懸置襯套與車(chē)架進(jìn)行安裝，其平順性主要由調(diào)整襯套剛度改善，需要進(jìn)行實(shí)車(chē)路試驗(yàn)證。

（4） 該車(chē)架的前六階頻率（見(jiàn)表1）均低于發(fā)動(dòng)機(jī)工作頻率（90 Hz），引發(fā)共振問(wèn)題可能性較低。

3. 2 車(chē)架彎曲剛度分析

車(chē)輛勻速行駛或停止在平滑路面時(shí)，車(chē)架受車(chē)身自重和滿(mǎn)載貨物時(shí)發(fā)生彎曲的場(chǎng)景，此為車(chē)輛常見(jiàn)的使用工況［4］。

3. 2. 1 彎曲工況邊界條件

約束車(chē)架前懸減振器Z 向平動(dòng)自由度和后懸架緩沖塊處三向平動(dòng)自由度，測(cè)點(diǎn)取前、后約束中心點(diǎn)區(qū)域附近8 mm×6 mm 網(wǎng)格單元加載Z 向5 000 N 集中力。

3. 2. 2 彎曲剛度結(jié)果及評(píng)價(jià)

如圖3 所示，車(chē)架在彎曲工況下呈凹狀變形，其變形曲線(xiàn)平順，無(wú)明顯突變。通過(guò)“逆向目標(biāo)設(shè)定”方法進(jìn)行評(píng)估，分析結(jié)果顯示加載點(diǎn)最大位移為4.926 mm，平均彎曲剛度為2 035 N/mm。車(chē)架彎曲剛度目標(biāo)為2 000～3 000 N/mm，因此車(chē)架彎曲剛度符合要求。

3. 3 車(chē)架扭轉(zhuǎn)剛度分析

扭轉(zhuǎn)工況是指模擬汽車(chē)前輪單輪懸空的受力工況，在扭轉(zhuǎn)載荷下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角度，此工況也是汽車(chē)常用的行駛工況。

3. 3. 1 扭轉(zhuǎn)工況邊界條件

約束后懸架緩沖塊處約束三向平動(dòng)自由度，在前懸中心點(diǎn)左右各施加反向3 312 N 的扭矩，其中加載點(diǎn)間距905.8 mm。

3. 3. 2 扭轉(zhuǎn)剛度結(jié)果及評(píng)價(jià)

如圖4 所示，根據(jù)分析結(jié)果求出扭轉(zhuǎn)角為0.832°，扭轉(zhuǎn)剛度為36 040 N·m/（°），車(chē)架扭轉(zhuǎn)剛度目標(biāo)值≥3 000 N·m/（°），因此該車(chē)架扭轉(zhuǎn)剛度滿(mǎn)足目標(biāo)。

3. 4 車(chē)架強(qiáng)度分析

該車(chē)架主要材料為P610L，材料的屈服極限為551 MPa。采用Adams 軟件進(jìn)行動(dòng)力學(xué)提載得出車(chē)架的硬點(diǎn)載荷，對(duì)車(chē)架與底盤(pán)連接點(diǎn)位置加載載荷。車(chē)架上裝配的動(dòng)力總成、油箱、備胎等采用Mass 質(zhì)量單元模擬，其中前軸滿(mǎn)載質(zhì)量為1 150 kg，后軸滿(mǎn)載質(zhì)量為2 450 kg。強(qiáng)度分析采用慣性釋放方法，故采用無(wú)約束邊界條件。

3. 4. 1 車(chē)架強(qiáng)度工況載荷

由于車(chē)架具有良好的對(duì)稱(chēng)關(guān)系，為節(jié)省計(jì)算時(shí)間，本文僅考察單邊性能，設(shè)計(jì)如下5 種強(qiáng)度工況進(jìn)行對(duì)比分析。

（1） 左前輪扭轉(zhuǎn)：模擬左前輪撞擊路肩引發(fā)車(chē)架單側(cè)前扭的工況。

（2） 左后輪扭轉(zhuǎn)：模擬左后輪撞擊路肩引發(fā)車(chē)架單側(cè)后扭的工況。

（3） 前輪雙側(cè)過(guò)凸包：模擬車(chē)架在前輪雙側(cè)過(guò)凸包時(shí)輪跳引發(fā)車(chē)架前彎的惡劣工況。

（4）后輪雙側(cè)過(guò)凸包：模擬車(chē)架在后輪雙側(cè)過(guò)凸包時(shí)輪跳引發(fā)車(chē)架后彎的惡劣工況。

（5）對(duì)扭工況：模擬車(chē)架在特殊路面下造成對(duì)扭轉(zhuǎn)的惡劣工況［5］。

通過(guò)在A(yíng)dams 軟件上施加各工況載荷，分解出車(chē)架各安裝點(diǎn)所受的力和力矩信息，然后將載荷加載至處理好的車(chē)架模型中并使用Abaqus 軟件計(jì)算求解。

3. 4. 2 車(chē)架強(qiáng)度分析評(píng)價(jià)

車(chē)架應(yīng)力結(jié)果匯總見(jiàn)表2。從表2 可知，車(chē)架最大應(yīng)力值均未超出所選材料的屈服極限，其強(qiáng)度性能符合車(chē)架設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)語(yǔ)

根據(jù)仿真分析結(jié)果得出，通過(guò)模態(tài)分析及振型研究，所研究車(chē)架因發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)而產(chǎn)生共振的可能性較小。通過(guò)彎扭剛度分析可知，該車(chē)架的剛度性能良好，有較好的抗變形能力。根據(jù)強(qiáng)度分析結(jié)果，得出其強(qiáng)度性能滿(mǎn)足材料屈服，不容易發(fā)生斷裂問(wèn)題。

綜上所述，該車(chē)架基本滿(mǎn)足動(dòng)力學(xué)特性要求，其結(jié)構(gòu)基本符合設(shè)計(jì)要求。后續(xù)該車(chē)架在可靠性路試中并未發(fā)生因車(chē)架性能不足而引發(fā)的風(fēng)險(xiǎn)，證明該仿真分析方法具有可靠性和可參考性。

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