基于有限元理論的自卸車車架模態(tài)分析

王許州 楊璐 李慶江

1、遼寧沈陽工業(yè)大學(xué)建筑與土木工程學(xué)院 2、山東菏澤學(xué)院教務(wù)處

1 前言

車架是車輛的主要承載體，并且作為主要的承載結(jié)構(gòu)，是整個汽車最主要的部分，因此要求其必須具有足夠的強度。同時汽車作為一個多自由度振動系統(tǒng)，在其工作運輸過程中承受著多種激勵作用，外界激勵頻率接近車輛的固有頻率時就會產(chǎn)生共振，因此對車架進行模態(tài)分析是非常必要的[1-2]。

2 模型的建立

根據(jù)振動理論，多自由度系統(tǒng)以某個固有頻率振動時所呈現(xiàn)出的振動形態(tài)稱為模態(tài)，此時系統(tǒng)各點位移存在一定的比例關(guān)系，稱固有振型[3]。模態(tài)分析的關(guān)鍵在于求得實體的模態(tài)和固有頻率。根據(jù)廠家提供的圖紙，對車架進行建模并簡化，省略了輪胎及減震鋼板彈簧。對模型中細(xì)小的結(jié)構(gòu)（如車架的倒角、車架上的指示燈等）進行省略。根據(jù)實際情況，車架材料為Q345B型鋼，彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3，材料密度為7.85g/cm3。對建好的模型（如圖1所示）導(dǎo)入到ABAQUS有限元軟件中計算[4]。

圖1 車架三維模型圖

3 計算結(jié)果及分析

汽車是一個多自由度振動系統(tǒng)，對車身振動外部激勵一般有兩大類：一種是起伏的路面對行駛的車身造成的振動，多屬于20Hz以下的垂直振動；一種是由于車體發(fā)動機工作時產(chǎn)生的振動，該車采用的濰柴WP10.375發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速為700～1000r/min，通過計算得出其頻率為11.67～16.67Hz[5]。

車架低階振動頻率容易與外部激勵產(chǎn)生共振，對車身影響較大，所以選取前6階頻率進行分析。采用Lanczos計算方法，此方法對復(fù)雜模型計算較為迅速且準(zhǔn)確。通過對副車架模型進行分析計算，各階固有頻率如表1所示。

表1 固有頻率對照表

圖2 車架局部振型圖

副車架振動情況決定了在其受到外部激勵時的工作狀態(tài)，通過對車架固有頻率及振型特點可以看出，1～6階的頻率分布在35～93Hz范圍內(nèi)，其中1、4、5、6階振型為彎曲振型，2、3階振型為扭轉(zhuǎn)振型。1階陣型車架沿Y-Z面內(nèi)彎曲且車頭附近產(chǎn)生較大變形。2階陣型車架車頭處沿Y-Z面發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。3階陣型車架車頭處沿Y-Z面內(nèi)扭轉(zhuǎn)變形。4階陣型車架第一根橫梁處沿Y-Z面內(nèi)產(chǎn)生彎曲變形。5階陣型車架第一根橫梁處Y-Z面內(nèi)產(chǎn)生較大的彎曲變形。6階陣型車架第一根橫梁處產(chǎn)生了沿X-Y面內(nèi)的較大彎曲變形。

4 結(jié)論

通過模擬分析可得，車架最低固有頻率為35.044Hz，避開了路面振動的20Hz以下，也避開了發(fā)動機怠速時11.67～16.67Hz，并且車架的頻率較高，因此不易引起共振。但是，根據(jù)陣型結(jié)果可以看出，車架的車頭和第一根橫梁處有過大的局部彎曲變形，變形最大幅度為1.445m，同時車架局部還產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，這樣的局部振動長時間工作容易引起局部疲勞破壞，因此可以考慮在第一根橫梁處增加車架厚度或添加減震片，這樣可以增加車體強度，同時又避開橫梁處振動破壞，具體可以在后續(xù)的生產(chǎn)中進行驗證改進。

[1]司景萍,韓璐,任慶霜.基于ANSYS 的自卸車副車架結(jié)構(gòu)模態(tài)分析[J].內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)學(xué)報,2011,30（3）：328-331.

[2]王暉云,呂寶占,朱思宏．基于ANSYS 的輕型載貨汽車車架模態(tài)分析[J].煤礦機械,2007.28（3）：59-61.

[3]李曉雷,俞德孚,孫逢春.機械振動基礎(chǔ)[M].北京理工大學(xué)出版社,2010,2.

[4]杜文學(xué),俞德津.基于有限元理論的重型半掛車架模態(tài)分析[J].專用汽車,2007,8：33-36．

[5]趙峰.BJ3043E 型自卸汽車車架靜動態(tài)有限元分析及結(jié)構(gòu)改進[D].山東大學(xué),2004,10：25-33．