基于有限元的某重型商用车车架模态分析及优化

2019-04-24韩国磊

商用汽车 2019年1期

韩国磊丁帅文/图

作为重型汽车的核心部件，车架上安装有发动机、变速器、散热器及驾驶室等主要总成部件，且承受货箱及货物的重量。在车辆运行过程中，车架受力状态复杂，不仅要承受车辆自身的载荷，还要承受来自悬架及路面的激励和载荷。所以，车架的强度设计，直接决定了车辆的使用寿命及寿命周期内的可靠性。对企业来讲，结合传统的可靠性试验数据及方法积累，引进计算机技术并应用大型有限元分析软件，在车辆零部件特别是车架等关键部件的早期可靠性研究方面，具有十分重要的意义。

1 车架有限元建模

1.1 车架结构与生产工艺

本文研究的某型号重型商用车车架为边梁式结构，前宽后窄，纵梁高度270 mm，翼面宽度80 mm；有6根横梁，前单横梁为管状梁，其余横梁均为槽型梁，由钢板冲压组装而成。采用冷冲压工艺，利用大型自动化压力机，通过设定好的程序，实现钢板的冲孔及成形。该型车架总成以铆接工艺为主，部分特殊部位，采用高强度汽车用防松螺栓来连接。在组装过程中，由专用的定位胎具，采用自动化控制，操作方便，控制精度较高。车架总成组装加工完成后，需要对装配好的车架总成做进一步的检查和测量，以保证其整体尺寸和形状符合加工要求。如果检测结果存在偏差，应对偏差部位予以矫正。

图1 车架三维模型(3D model of frame)

1.2 车架材料

本文研究的某型号车架纵梁为主副纵梁结构，主梁和副梁材料厚度分别为8 mm和4 mm，其第二横梁材料厚度为6 mm，其余单横梁、中间横梁及尾梁材料厚度均为5 mm；材质方面，车架纵梁钢板为ZQS500L，车架横梁采用16MnL，均属于高强度合金钢，在保证车架结构强度的同时，兼顾了加工制造工艺。

1.3 车架主体三维建模

利用Pro/E软件建立车架零部件模型并进行组装；在组装过程中，可以进行全局干涉、全局间隙等模型分析，以便对干涉部件或间隙精度不满足要求部件及时有效的发现并纠正。组装完毕并经过模型检查分析后，即完成了车架主体部分的三维实体建模工作，车架三维模型如图1所示。

对车架模型进行几何数据处理；根据计算分析需要，对模型进行必要的简化。在建模时，可直接对车架纵梁和横梁上对建模没有帮助的孔位和倒角、倒圆及不规则的细小切割面等进行去除，即予以忽略；仅保留发动机前后悬置、底盘前后悬架相关支架等主要构件；对计算及分析无用的次要构件全部去除，以降低计算难度，提高计算机运行效率，并可极大地提升模型创建速度。

图2 车架网格模型

图3 局部网格

在Pro/Mechanica系统下，将模型中彼此接触的曲面或元件创建界面连接，系统会自动将网格化运行过程中重合的节点进行合并(图2)，并创建力测量以计算连接界面上的合力的模，简化后续操作。创建界面后，利用AutoGEM对界面创建情况进行检查，以确定是否有遗漏。采用壳单元，实常数为壳的厚度，对实体模型抽取中面。

车架纵横梁压缩中间曲面后，采用壳单元进行分析，其图元类型选择三角形和四边形(图3)；车辆发动机支撑及底盘悬架支架等实体单元，其网格划分图元采用四面体单元。对于钢板弹簧，采取梁单元和弹簧单元予以模拟。本模型共计18 131个元素和12 121个节点。

图4 车架前8阶模态振型

2 车架模态分析

在Pro/Mechanica中建立模态分析，选取“约束集”，同时选取“单通道自适应(SPA)”的计算方式，以保证在最短时间内采用最为稳妥有效的方式来得到可靠的结果。

按照模态分析步骤对研究模型进行模态求解，提取车架前8阶频率(表1)，其振动频率覆盖范围是10.1053～34.0609 Hz，此范围覆盖了车辆在各个路况下的工作频率范围，能够满足计算需要。车架第1～8阶固有频率及振型如图4所示。

表1 车架(原)结构前8阶模态 Hz

从图4各阶振型图来看，在低频振动下，车架前端振幅较大，但随着振动频率的增加，车架两端振幅加大，而中间部位振幅减小。该型重型商用车主要为公路运输，路面激励造成的振动频率基本在35 Hz以下。

汽车行驶过程中，车架承受的激励不仅包含路面凹凸不平引起的激励，还包括车轮不平衡、发动机运转、传动轴不平衡等引起的激励。掌握上述激励源的激振频率是车架模态分析的前提条件。

车辆行驶过程中，路面不平会引起垂直方向的振动和激励，路面激励根据道路条件的不同而存在差异。一般情况下，其频率范围是0.5～20 Hz。此外，根据实验数据，车轮不平衡引起的激振频率一般低于11 Hz。发动机怠速运转引起的激振频率f可由式(1)求得。

本文研究车辆的发动机的怠速区间为550～600 r/min，选取600 r/min进行计算，得到该车辆发动机的怠速激励频率为20 Hz。

传动轴的最大工作频率与车速的关系由式(2)求得。

式(2)中： va为车速； fi为传动轴的最大工作频率；为变速器的传动比； io为主减速比； ij为发动机转矩主谐量的阶数； r为车轮的滚动半径。

该车辆经济车速是80 km/h，主减速比5.571，车轮滚动半径502 mm，由此计算出传动轴不平衡的弯曲振动频率为39 Hz左右。

综上所述，要得到良好的模态特性，所研究车架的低阶频率应＞11 Hz，并避开发动机的怠速激励频率20 Hz，远离传动轴的不平衡振动频率39 Hz。由车架的模态分析结果可知，车架第8阶振动频率为34.0609 Hz，距离传动轴不平衡振动频率39 Hz有较大差距，而且能够避开发动机的怠速激励频率20 Hz，即车架的固有频率与发动机的怠速激励频率不会发生耦合现象，不会造成车架异常断裂。但是，车架的低阶振动频率(一阶频率10.1053 Hz，二阶频率10.7859 Hz)＜11 Hz，说明因路面凹凸不平产生的随机激励以及车轮不平衡引起的激振频率对车架影响较大，可能发生耦合现象，造成车架前端至车架第二横梁之间振幅过大最终引发车架故障。因此，需要对车架进行结构优化，以改善其低阶激励下的模态特性，提高车辆的平顺性。

3 车架结构的改进

根据对车架的静力学分析和动态分析结果，参照其他型号车架结构形式，考虑车架系列化和工艺一致性要求，通过增加横梁的方式对车架前端进行结构改进，改善第二横梁应力分布，减少应力集中，同时提高车架前部刚度，改善低阶振动频率下车架动态特性。根据所研究车型底盘的总布置要求及车型的系列化、零部件的通用性要求等因素，同时为了改善车架前端刚度，在车架最前端增加辅助支撑梁及在变速箱以提高车架的抗扭刚度，并作为改进后的车架模型如图5所示。

对改进后的车架进行模态分析，提取其前8阶固有频率及振型。和改进前相比，在低阶振动下，车架的固有频率和振型改善明显。改进前后各阶频率对比见表2。