一種重型牽引車車架有限元分析

殷寒寒，邵剛

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

一種重型牽引車車架有限元分析

殷寒寒，邵剛

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

車架是整車的關鍵部分，對其結構進行分析與研究有著重要的意義。基于有限元分析軟件Hyper Works建立車架有限元模型。再對車架在彎曲、扭轉工況下施加相應的邊界條件和載荷進行靜態分析，通過分析結果找出車架中應力較大的部位來校驗其強度是否符合要求，并對車架的模態進行分析，提取出其非零模態頻率和振型，并對車架的動態性能進行評價。

有限元分析；車架；模態分析

CLC NO.: U463.8 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)04-48-03

引言

車架是汽車上重要的承載部件，車輛所受到的車內外的各種載荷最終都傳遞給車架撒上，車架應具備合理的振動特性，以避免因其產生共振對整車的舒適性和使用壽命而造成的負面影響。因而，車架的強度和剛度計算及其結構模態分析在汽車總體設計中顯得尤為重要。通過有限元的方法對車架結構進行性能分析，在設計時考慮車架結構的優化，對提高整車的性能，降低設計與制造成本，增強市場競爭力等都具有十分重要的意義，CAE分析的價值在于可以在產品開發初期通過建立基本的計算機分析模擬，對所設計的產品進行強度、壽命的分析，運動學與動力學仿真等，以得到所設計產品的性能，從而指導產品設計，縮短設計周期。因此，深入地研究其動力特性，合理地進行結構動態修改，是設計中的一個重要環節。

本文應用Hyper Works對某重型牽引車車架進行了有限元分析整體受力情況和出現最大的應力及位移情況，計算校核車架系統各項參數是否滿足現有性能需要，以便進行整車系統優化，為進一步研究動力特性問題分析打下基礎，同時也為該類型車架的進一步結構優化提供依據。

1、車架結構分析

研究對象是邊梁式車架，車架前端安裝有前接梁，第一橫梁安裝在其上，其余主要由一根發動機后懸置梁、兩根外縱梁、左右各兩加強板和七根橫梁等組成。縱梁斷面形狀為槽型，橫梁與橫梁連接板之間鉚釘連接，橫梁與縱梁之間均采用螺栓連接，構件截面為槽型組合截面。整車車架結構簡圖如圖1所示：

2、有限元模型的建立

2.1 材料數據化

首先要將車架三維模型中的各個零部件進行數據化轉化，將.pat格式轉化為.igs格式導出，相同材料，相同厚度的零部件可以一次性導出。

因車架的各零部件基本為沖壓結構，比較簡單，運用BatchMesher進行自動網格劃分，抽取中面，并對二維網格進行優化處理，針對前接梁、板簧支架鑄件結構采用3D網格劃分，并進行網格優化，合理的選擇網格的大小，提高網格的質量和網格劃分的速度。

對于螺栓連接和鉚釘連接，不考慮其變形應力的情況下，采用剛性單元RBE2+BEAM來模擬，對于鋼板彈簧，采用BUSH梁單元來模擬，如圖2所示。

2.2 定義材料屬性

在整個模型中參數包括：前板簧剛度為K1=269 N/mm，后板簧剛度為K2=3050N/mm，駕駛室重量為1.3t，發動機變速箱重量為1.33t，滿載總重量55t。所給材料QStE650TM鋼，彈性模量E=2.1*105GPa，泊松比=0.3，密度=7.8*10-9Kg/ mm3，屈服極限為650MPa，抗拉極限為700-800 MPa。

3、車架的應力計算分析

在汽車行駛過程中，主要包括彎曲、扭轉、急剎制動和轉彎4種工況，其中滿載彎曲和滿載扭轉是對車架結構影響較大的兩種工況，根據實際的承載情況可以確定車架的彎曲、扭轉時的邊界條件。

3.1 邊界條件及載荷的施加

根據開發要求該車滿載49T，后橋軸荷19.5T，根據半掛車承載特點，鞍座處承受水平向右的牽引力及垂直向下作用力，車輛在行駛中承載部分載荷，根據掛車結構作用于鞍座垂直力為F1=180000N，再根據輪胎在地面上滾動的摩擦系數為0.1～0.15，并適當考慮加速或爬坡，將滾動摩擦系數取為0.15,水平牽引力F2=0.15*55T*10=825000N,于是有限元分析邊界條件輸入。

載荷的分布按照部件的安裝位置和其質量的大小進行處理；駕駛室和發動機分別采用四點支撐分別集中在車架縱梁的腹面上，其他零部件按位置要求施加載荷。

載荷分布情況如下表3-1：

表3-1 車架上承載重量

約束和加載后的模型如圖3所示：

3.2 彎曲工況

（1）彎曲工況：水平彎曲工況下，車架承受的載荷主要是由車身、動力總成、隨機附件、貨物等的重量。該工況模擬載貨車在平坦路面上以勻速行駛時產生的對稱垂直載荷。它是載貨車在公路上行駛的主要工況，能代表車架的一般運行情況。在有限元模型中，約束輪胎位置的所有自由度。 彎曲工況下計算結構如圖4所示：

彎曲工況下整車最大應力為459MPa，主要集中在平衡軸安裝處，車架前端鑄件與縱梁、橫梁處應力較大為354MPa，駕駛室后支撐處最大應力168MPa，均未超過車架材料的屈服極限，也與實際情況基本一致。

3.2 扭轉工況

彎扭聯合工況是汽車在崎嶇不平的道路上行駛，對于滿載工況，后輪懸空比前輪懸空情況更嚴重，故分析時前輪固定，左后輪約束釋放，并加上一個向上100mm的強制位移，相當于整車單輪懸空受力，來模擬扭轉工況下的應力分布，計算結果如下圖6所示：

扭轉工況下整車最大應力594MPa,主要集中在第五橫梁及車架前端發動機安裝位置，已經逼近材料的最大極限，發動機懸置處需要加強，第五橫梁安裝平衡軸連接處需要進一步加強結構，增加墊板或改變結構。

4、模態分析

采用有限元法對車架總成進行自由模態分析，計算出車架的固有頻率和相應的振型。在計算車架的自由模態時，頻率范圍從0Hz到70Hz，模態階數為14。由于前六階次屬于剛體位移，變化很小，頻率和振型不具有參考價值，其余模態的固有頻率和振型如下表4-1所示，其一階扭轉圖8和一階橫彎圖9，因圖幅過多，其余階次的模態型圖不再給出。

表4-1的模態分析結果可以知道，前6個模態的頻率值很小，即剛體模態，由路面不平引起的激勵頻率為1～20Hz的垂直振動，而該車架的一階垂向彎曲模態頻率為27.2Hz，在垂直方向避開了這個范圍，避免由路面引起的較大幅度的車架共振現象產生；前、后懸架偏頻一般為2-4.5Hz，而該車架的一階扭轉模態頻率為8.29Hz，表明該車架結構能夠避開懸架系統的固有頻率；車身部分固有頻率一般為12-15Hz，而該車架的一階扭轉（頻率為8.29Hz）和一階橫向彎曲（頻率為17.0 Hz）模態正好避開了該頻段，不會引起車身較大幅度的振動；該車發動機怠速時外激干擾頻率23.5～25.2Hz，一階垂向彎曲固有頻率為27.2Hz，能避開這個范圍。 由表1可以看出，車架模態頻率變化平緩，沒有突變現象。

表4-1 車架模態結果

5、結論

（1）利用有限元分析車架的應力分布，能夠充分了解車架設計缺陷，以便進一步優化結構；

（2）對牽引車車架的靜力分析，車架整體滿足設計要求，但在考慮車輛重載或超載扭轉的情況下，應力和變形較大，車架的最大應力已經接近材料的許用應力，車架部分區域的結構需要進一步優化，以防止車架出現變形或斷裂情況。

[1]陳家瑞，汽車構造[M].北京：機械工業出版社，2001.

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[4]尹輝俊，韋志林，沈光烈．貨車車架的有限元分析[J]．機械設計，2005，(11)：26—27．

Finite Element Analysis of a Heavy Truck Trailer Frame

Yin Hanhan, Shao Gang
(Anhui Jianghuai Automobile Co.Ltd., Anhui Heifei 230601)

Frame is a key part of the vehicle，it has the important meanings for analyzing and researching the structure.the finite element model of the frame was created based on Hyper Works，and then applied the corresponding boundary conditions and loads for static analysis under the operating conditions of the bending and twisting．And then identified the part suffered a relatively bigger stress in the frame by analyzing the result to verify whether it meets the requirements of its strength．And .Using of the model of the frame to carry out modal analysis，extracts of its top non--Zero--order mode frequency and vibration mode and evaluates the dynamic performance of the frame．

finite element analysis；frame；modal analysis

U463.8

A

1671-7988(2015)04-48-03

殷寒寒，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。