基于HyperMesh的運(yùn)輸車車架有限元分析

廖世業(yè)，夏緒輝，馮 勛

LIAO Shi-ye, XIA Xu-hui, FEN Xun

(武漢科技大學(xué) 機(jī)械自動(dòng)化學(xué)院，武漢 430081)

0 引言

車架作為車輛重要的承載部分，運(yùn)輸車中多數(shù)零部件如：駕駛室，發(fā)動(dòng)機(jī)，變速箱，車橋等通常都直接與車架相連接。在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，車架還承受各零部件產(chǎn)生的各種力與力矩的影響，承載情況的復(fù)雜性要求車架必須有足夠的剛度和強(qiáng)度來(lái)避免其主體發(fā)生變形或者斷裂的現(xiàn)象，以保證其安全可靠性及使用壽命[1,2]。但是，在以往的設(shè)計(jì)過(guò)程中，設(shè)計(jì)人員大多采用經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算，這種方法并不能精準(zhǔn)的計(jì)算出車架各部件應(yīng)力和形變[3]。本文采用HyperWorks軟件對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，運(yùn)用Radioss及OptiStuct求解器分析了車架的應(yīng)力和位移形變分布狀態(tài)及自由模態(tài)分析，利用分析結(jié)果驗(yàn)證該車架設(shè)計(jì)的合理性，對(duì)后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 車架的幾何模型及有限元模型

本文以某造船廠運(yùn)輸車車架為研究對(duì)象，該車架由型鋼焊接而成，兩根縱梁為矩形截面型鋼，總長(zhǎng)9440mm，大梁式，前后等寬，縱梁最大斷面尺寸為360mm×140mm×20mm，橫梁最大斷面尺寸為300mm×140mm×20mm，前后端橫梁為Π型槽鋼，中間橫梁為矩形截面型鋼，橫梁的長(zhǎng)度為920mm。

實(shí)際中，車架的形狀結(jié)構(gòu)復(fù)雜，支撐裝置和固定裝置多種多樣，除幾何形體不規(guī)則外還存在許多倒圓角和圓孔，如果在建模的過(guò)程中將這些細(xì)微之處全部考慮在內(nèi)，就會(huì)導(dǎo)致網(wǎng)格的密度很大，單元尺寸極小，節(jié)點(diǎn)方程的數(shù)量龐大，因而增加求解時(shí)間，同時(shí)局部的網(wǎng)格質(zhì)量無(wú)法保證，容易導(dǎo)致求解失真。因此，有必要對(duì)車架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理的簡(jiǎn)化，建立合理有效的模型，從而減少分析過(guò)程中的計(jì)算量，提高計(jì)算效率。

運(yùn)用Pro/E三維建模軟件對(duì)簡(jiǎn)化處理后的車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行實(shí)體建模，為了避免部分零件出現(xiàn)幾何缺陷或數(shù)據(jù)丟失的情況，我們通常將Pro/E中建立的模型保存為.iges格式文件，把該格式文件直接導(dǎo)入HyperMesh中進(jìn)行后續(xù)的網(wǎng)格劃分。

對(duì)實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分首先需要對(duì)網(wǎng)格單元定義屬性，其次定義網(wǎng)格的生成控制，最后劃分網(wǎng)格。其中網(wǎng)格的單元屬性包括網(wǎng)格單元類型，實(shí)常數(shù)以及材料特性。本文車架的材質(zhì)選用16Mn，其楊氏模量為2.06×1011Pa，泊松比為0.28，材料密度為7800kg/m3，屈服應(yīng)力為345MPa。本文采用HyperMesh中的自動(dòng)網(wǎng)格劃分功能對(duì)已建好的實(shí)體模型進(jìn)行單元網(wǎng)格劃分，最后得到了車架有限元模型（如圖1所示）。使用HyperMesh中的count功能，可以得出其單元網(wǎng)格個(gè)數(shù)106472，節(jié)點(diǎn)個(gè)數(shù)53268。

圖1 車架有限元模型

2 車架靜態(tài)工況分析

車架作為重要的承載部分，這就要求其既要有足夠的強(qiáng)度，也要有足夠的剛度。足夠的彎曲剛度，可使車架上的部件在行駛過(guò)程中相對(duì)位置不發(fā)生改變。車架剛度不足，會(huì)引起振動(dòng)和噪聲，也會(huì)使汽車的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性及某些基件的可靠性下降，然而其扭轉(zhuǎn)剛度不易過(guò)大，否則汽車的通過(guò)性變差[4]。

運(yùn)輸車在行駛過(guò)程中，在所有輪胎都著地情況下，地面對(duì)整車的作用力依次通過(guò)輪胎、車橋、板簧、吊耳銷最終傳至車架上，因此，我們可以在吊耳銷處創(chuàng)建約束點(diǎn)。對(duì)于本文中的車型，動(dòng)力總成及滿載時(shí)的總質(zhì)量為16t，將這部分總質(zhì)量的以均勻分布的方式加載到0～7000mm范圍內(nèi)；駕駛室及乘員的總質(zhì)量為1.3 t，同樣以均勻分布的方式將該部分總質(zhì)量加載到7560mm～9440mm范圍內(nèi)，這樣就對(duì)整個(gè)車架進(jìn)行了全部加載，如圖2所示。

圖2 車架加載與約束

2.1 車架彎曲工況分析

運(yùn)輸車車架縱梁斷面的最大彎曲應(yīng)力σ為：

W為縱梁在斷面處的彎曲截面系數(shù)。

式中：h為槽形斷面的腹板高；

b為翼緣寬；

t為斷面厚度。

但是運(yùn)輸車車架縱梁的彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于其材料的許用應(yīng)力。

式中：σs為材料屈服極限，車架的材料為16Mn，σs取值為340MPa～360MPa；

n為安全系數(shù)，一般取值為1.4。

因此車架縱梁斷面的最大彎曲應(yīng)力σ 在242.9MPa～257.14MPa之間。

將吊耳銷處進(jìn)行全約束（圖2），使用HyperWorks自帶的Radioss求解器進(jìn)行求解計(jì)算后，我們可以在Post后處理工具中使用Contour功能查看車架彎曲工況下的位移（圖3）和應(yīng)力（圖4）云圖。

圖3 車架彎曲位移圖

圖4 車架彎曲等效應(yīng)力圖

從位移和應(yīng)力云圖可以看出，當(dāng)車架發(fā)生純彎曲時(shí)，縱梁是應(yīng)力與位移的主要承受體，而橫梁幾乎沒(méi)有承受應(yīng)力，可以忽略。由于車架后部承受的載荷較前部大很多，位移變化主要出現(xiàn)在車架尾部和車架中部的懸空承處，車架前部基本沒(méi)有發(fā)生位移變化，最大位移出現(xiàn)在車架中部懸空處，最大位移值為3.83mm。應(yīng)力主要出現(xiàn)在施加約束的吊耳銷處，最大應(yīng)力的位置為靠近車架尾部的吊耳處，最大應(yīng)力值為76.4MPa。

2.2 車架扭轉(zhuǎn)工況分析

當(dāng)運(yùn)輸車行駛在路面上時(shí)，由于路面會(huì)出現(xiàn)凹凸不平的情況，這樣運(yùn)輸車就會(huì)受到扭轉(zhuǎn)載荷的作用，其極限扭轉(zhuǎn)載荷為運(yùn)輸車在非對(duì)稱支撐下產(chǎn)生的靜態(tài)扭轉(zhuǎn)狀態(tài)。本文模擬車輪過(guò)障礙物的情況，即假定左前輪被抬升，右前輪被拉低。如圖5、圖6所示。

圖5 車架扭轉(zhuǎn)位移圖

圖6 車架扭轉(zhuǎn)等效應(yīng)力圖

從圖5和圖6可以看出，由于對(duì)前輪的約束發(fā)生改變，位移在車架前端的變化十分明顯，運(yùn)輸車左輪被抬升，導(dǎo)致其最大位移出現(xiàn)在左縱梁的前端，其最大位移值為13.9mm，位移變化由縱梁前端向后端逐漸變小，而車架后端由于對(duì)吊耳銷的約束并未發(fā)生改變，因而車架后端基本上沒(méi)有發(fā)生位移變化。車架的應(yīng)力依然出現(xiàn)在施加約束的吊耳銷處，但較彎曲工況而言，扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力在第三根橫梁與縱梁連接處出現(xiàn)的區(qū)域要大很多，說(shuō)明該區(qū)域有應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大應(yīng)力出現(xiàn)在靠近車架尾端的吊耳銷處，其最大應(yīng)力值為215MPa。

取車架的安全系數(shù)為1.5。材料的屈服極限[σ ]為280MPa～350MPa。

雖然沒(méi)有超過(guò)材料的最大屈服極限，但是與其他部位相比其屬于高應(yīng)力區(qū)，說(shuō)明該工況下車架還是比較危險(xiǎn)的。

3 車架模態(tài)分析

所謂模態(tài)分析，就是確定設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)或機(jī)械零部件的振動(dòng)特性，得到結(jié)構(gòu)固有頻率和振型的過(guò)程，它是動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)的核心。研究的是結(jié)構(gòu)模態(tài)即自由模態(tài)，是結(jié)構(gòu)本身的特性與材料特性所決定的，與外載條件等無(wú)關(guān)（即無(wú)需加任何載荷和約束），而結(jié)構(gòu)在任意初始條件及外載作用下的強(qiáng)迫振動(dòng)都可以由結(jié)構(gòu)按這些基本特性的強(qiáng)迫振動(dòng)的線性組合構(gòu)成[5]。本文通過(guò)不施加載荷與約束，對(duì)車架的有限元模型進(jìn)行自由模態(tài)分析，得到的車架前6階固有頻率與振型描述如表1所示。

表1 車架固有頻率與振型描述

圖7和圖8分別給出了相應(yīng)的第1階和第2階振型圖。

圖7 車架第1階振型

由振型圖我們可以得出，第1階是車架沿豎直方向的彎曲振型，當(dāng)以該階模態(tài)振動(dòng)時(shí)，整個(gè)車架產(chǎn)生了彎曲振動(dòng)，車架前后端橫梁處振幅較大；第2階是車架的復(fù)合振動(dòng)振型，當(dāng)以該階模態(tài)振動(dòng)時(shí)，整個(gè)車架產(chǎn)生了扭轉(zhuǎn)彎曲的復(fù)合振動(dòng)，車架尾端橫梁處振幅較大。

圖8 車架第2階振型

由圖9的模態(tài)變化曲線圖可以得知，車架模態(tài)較為分散，在模態(tài)頻率與模態(tài)階次的遞增關(guān)系中，車架的模態(tài)頻率變化平緩，沒(méi)有出現(xiàn)突變的現(xiàn)象。

圖9 模態(tài)變化曲線圖

4 結(jié)論

本文應(yīng)用有限元分析法對(duì)運(yùn)輸車車架進(jìn)行了靜態(tài)應(yīng)力和模態(tài)分析，通過(guò)靜態(tài)應(yīng)力分析可知，在給予車架彎曲工況與扭轉(zhuǎn)工況的情況下，車架的最大應(yīng)力值始終都小于車架的屈服應(yīng)力值，說(shuō)明該車架是符合設(shè)計(jì)要求的。但是由于扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力值較彎曲工況下的最大應(yīng)力值大很多，這一點(diǎn)還有待我們進(jìn)一步優(yōu)化解決。車架的固有頻率一般為10Hz～15Hz，目前在高速公路和較好城市路面不平引起的激勵(lì)頻率一般為1Hz～20Hz的垂直振動(dòng)。由模態(tài)分析可知，車架的各低階模態(tài)的頻率值在22.04Hz左右，避免了各種激勵(lì)頻率與車架形成共振的影響，保證了運(yùn)輸車行駛的穩(wěn)定性與安全性。

綜合而言，通過(guò)對(duì)車架進(jìn)行有限元分析，為我們?cè)趯?duì)該類車架設(shè)計(jì)提供重要的參數(shù)，為改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)，同時(shí)也為深入研究相關(guān)問(wèn)題奠定基礎(chǔ)。

[1]張潤(rùn)生,侯煒.車架剛度及強(qiáng)度的有限元分析[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車,2007(8):29-31.

[2]呂東升,王東方,蘇小平.基于的HYPERWORKS某客車車架有限元分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2011(3):11-12.

[3]高衛(wèi)民,王宏雁.汽車結(jié)構(gòu)分析有限元法[J].汽車研究與開(kāi)發(fā),2000(6):30-32.

[4]黃華,茹麗妙.重型運(yùn)輸車車架動(dòng)力學(xué)分析[J].車輛與動(dòng)力技術(shù),2001(2):40-44.

[5]汪偉,辛勇.車架有限元建模及模態(tài)分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2009(11):53-54.