基于ANSYS Workbench的某汽車車架輕量化設(shè)計

李穩(wěn)迪，劉大龍，張瑞，張凱，施偉辰

（上海海事大學，上海 201306）

基于ANSYS Workbench的某汽車車架輕量化設(shè)計

李穩(wěn)迪，劉大龍，張瑞，張凱，施偉辰

（上海海事大學，上海 201306）

汽車車架是汽車的關(guān)鍵零部件之一，其作用是支承發(fā)動機、變速器、車身等結(jié)構(gòu)，并接受來自發(fā)動機的動力，保證汽車的安全行駛。通過solidworks三維建模軟件建立該汽車車架的實體模型，并利用ANSYS Workbench軟件對其進行有限元分析，得出車架在彎曲工況、扭轉(zhuǎn)工況及制動工況下的變形及應力分布情況。結(jié)果表明，該車架的強度遠遠低于材料的極限強度，滿足使用要求，并且在輕量化方面具有較大的提升空間。文章通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，重新建立模型，使得車架自重比原來降低27.5%，實現(xiàn)了輕量化的目標，有利于節(jié)能環(huán)保。最后，對新模型進行了模態(tài)分析，得到其固有頻率和固有振型，為車架的改進和優(yōu)化提供參考依據(jù)。

汽車車架；有限元分析；輕量化；模態(tài)分析

Abstract:Frame is one of the key components of the automobile, its role is to support the engine, transmission, body and other structures, and accept the engine to pass it to the power to ensure the safe driving. The 3D solid model of the automobile frame is established by solidworks software, and the finite element analysis is carried out by using ANSYS Workbench software. The deformation and stress distribution of the frame under bending, twisting and braking are obtained respectively.The results show that the strength of the frame is much lower than the ultimate strength of the material, satisfying the requirement of use, and has a large lifting space in light weight. The paper through the structural optimization design,re-establish the model, making the frame weight reduce 27.5% than the original,and achieving the purpose of lightweight,which is conducive to energy conservation and environmental protection. Finally, the modal analysis of the new model is carried out to obtain its natural frequency and vibration mode, which can provide reference for the imporvement and optimization of the frame.

Keywords: automobile frame; finite element analysis; lightweight; modal analysis

CLC NO.: U463.32 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)18-51-04

引言

隨著經(jīng)濟的增長和生活水平的改善，人們對汽車的使用越來越頻繁，汽車的生產(chǎn)數(shù)量不斷上升，節(jié)能環(huán)保已然成為當今社會發(fā)展的主流。汽車車架是汽車的關(guān)鍵零部件之一，具有較大的質(zhì)量，不僅承受著其它部件的復雜載荷作用，而且還要受到來自路面的激勵而產(chǎn)生振動，其性能的好壞對整車的正常行駛有著至關(guān)重要的影響。因此，在保證車架足夠強度的前提下，有必要重新對其進行輕量化0設(shè)計。本文利用ANSYS Workbench有限元分析軟件計算更改前后模型的變形及應力分布情況，以確定該車架結(jié)構(gòu)的更改是否可行，從而實現(xiàn)輕量化的目的。另外，對于新模型有必要進行動態(tài)模態(tài)分析，得到其固有頻率和固有振型，為車架的改進和優(yōu)化提供參考依據(jù)。

1 車架有限元模型的建立

1.1 三維實體模型的建立

由于幾何模型較為復雜，整體建模會十分繁瑣。鑒于某些細小結(jié)構(gòu)對整體的剛度和強度影響不大，所以在能充分反映實際結(jié)構(gòu)力學特性的前提下對車架作適當?shù)暮喕欠浅Ｓ斜匾摹＠胹olidworks軟件建立簡化后的三維實體模型，包括兩根長為3285mm的縱梁、六根長為1260mm的橫梁以及沿縱梁兩側(cè)平均分布的八個支座。車架原模型如圖1所示。

對原模型進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，實現(xiàn)降低模型質(zhì)量的目的，節(jié)約了生產(chǎn)成本，降低了燃油消耗，有利于節(jié)能環(huán)保。輕量化的車架模型如圖2所示。具體設(shè)計如下：

（1）縱、橫梁的厚度均減小3mm；

（2）在四個車身支座上分別開設(shè)圓形孔；

（3）在第1、2、3、5根橫梁上分別開設(shè)兩個橢圓孔。

圖1 車架原模型

圖2 輕量化的車架模型

1.2 有限元模型的建立

將建立好的模型導入到ANSYS Workbench有限元分析軟件中?？紤]到車架結(jié)構(gòu)大部分都是薄壁件，為了保證計算結(jié)果的精確度，對縱、橫梁采用shell181單元；而車架的支座部分形狀復雜，無法用殼單元劃分，可采用solid186單元進行有限元網(wǎng)格劃分。

車架材料采用16MnL，材料屬性如表1所示。為了保證網(wǎng)格的質(zhì)量，對模型的縱、橫梁進行提取中面，選擇面單元進行網(wǎng)格劃分，其它部分保持實體不變。兩模型的網(wǎng)格基本尺寸均為15mm，原模型共劃分114566節(jié)點，70335個單元；新模型共劃分41575節(jié)點，23556單元。

表1 材料參數(shù)

2 載荷及邊界條件

2.1 載荷施加

汽車車架承受的載荷主要包括自身的質(zhì)量、發(fā)動機總成的質(zhì)量、車身質(zhì)量、乘客質(zhì)量以及油箱和備胎等附件質(zhì)量[2]。以集中力的形式將載荷施加在相應的單元區(qū)域上，以避免應力集中。具體作如下處理：

（1）根據(jù)給定材料密度及體積有限元軟件自動計算出其質(zhì)量，然后通過定義重力加速度得到車架自重；

（2）定義發(fā)動機總成載荷大小為3750N，按集中載荷處理；

（3）定義車身載荷大小為7000N，平均加載到沿縱梁外側(cè)分布的四個支座上；

（4）定義乘客載荷大小為4000N，按等效載荷施加到相應的單元區(qū)域；

（5）定義油箱和備胎等附件載荷大小為1350N，按等效載荷分布到相應的單元區(qū)域。

2.2 邊界條件

本文主要研究車架在滿載彎曲、滿載扭轉(zhuǎn)以及滿載制動[3]三種工況下的變形及應力分布情況。車架懸架模擬圖如圖3所示。

（1）滿載彎曲工況是指汽車在平坦的路面上勻速直線行駛時的狀態(tài)。靜力分析時將車架所承受的靜載荷乘上一定的動載系數(shù)來模擬該車的實際運動情況[4]，動載系數(shù)取為2.6。約束1點的UY、UZ，2點UX、UY、UZ，3點UY以及4點的UX、UY[5]。

圖3 車架懸架模擬圖

（2）滿載扭轉(zhuǎn)工況是模擬汽車在崎嶇的路面上行駛時，一個車輪被抬起，另一個車輪被拉低的狀態(tài)。動載系數(shù)取1.5。約束 1、2點 UX、UY、UZ，指定 3點垂直方向位移 UY=-25mm，約束其余自由度；4點UY=25mm，約束UX、UZ。

（3）滿載制動工況是模擬汽車在緊急制動時四個車輪抱死的狀態(tài)，定義一個與行駛方向相反的制動加速度，大小為7.35m/s2，動載系數(shù)取為1.5。約束1、2點的UX、UY、UZ，約束3、4點的UX、UY。

3 計算結(jié)果及分析

3.1 原模型計算結(jié)果及分析

通過計算得到，原模型彎曲工況下的應力分布和變形情況，如圖4、5所示。

圖4 應力云圖

圖5 變形云圖

通過計算獲得原模型扭轉(zhuǎn)工況下的應力分布和變形情況，如圖6、7所示。

圖6 應力云圖

圖7 變形云圖

通過計算獲得原模型制動工況下的應力分布和變形情況，如圖8、9所示。

圖8 應力云圖

圖9 變形云圖

表2 原模型計算結(jié)果

表2給出了三種工況下原模型應力及變形結(jié)果。根據(jù)材料強度要求，16MnL屈服極限為345Mpa，而原模型最大應力值為150.88MPa，遠遠小于材料的屈服極限，故原模型滿足設(shè)計要求，并且具有足夠的優(yōu)化潛力。

3.2 新模型計算結(jié)果及分析

通過計算得到新模型彎曲工況下的應力分布和變形情況，如圖10、11所示。

圖10 應力云圖

圖11 變形云圖

通過計算得到新模型扭轉(zhuǎn)工況下的應力分布和變形情況，如圖12、13所示。

圖12 應力云圖

圖13 變形云圖

通過計算得到新模型制動工況下的應力分布和變形情況，如圖14、15所示。

圖14 應力云圖

圖15 變形云圖

表3 新模型計算結(jié)果

表3給出了三種工況下新模型應力及變形的計算結(jié)果。可以看出，新模型的最大應力值為213.52MPa，仍小于材料的屈服極限，故滿足設(shè)計要求。

對比表2、表3的數(shù)據(jù)，優(yōu)化后的新模型在很好的滿足了結(jié)構(gòu)強度要求的同時，質(zhì)量從227.88Kg降低到165.25Kg，降低了27.5%，實現(xiàn)了輕量化的目的。

4 模態(tài)分析

為防止新車架模型發(fā)生共振，提高其使用壽命，有必要對其進行模態(tài)分析。車架模態(tài)分析屬于無阻尼的動態(tài)分析，是典型的特征值問題，本文通過ANSYS Workbench軟件計算得到車架的固有頻率和固有振型。表4是前十二階固有頻率，圖16~19是四個典型的振型圖。

表4 前十二階固有頻率

圖16 第三階固有振型

圖17 第八階固有振型

圖18 第十階固有振型

圖19 第十二階固有振型

車架承受來自由路面或發(fā)動機的激勵而引起振動，一旦共振會對某些部件產(chǎn)生破壞性影響[6,7]。汽車在良好路面上行駛時的激振頻率一般在1~3Hz，而新模型前3階的固有頻率為 0，恰好避免了與地面發(fā)生共振；發(fā)動機的激振頻率為30~36Hz，第四階到第八階的頻率為 6.812Hz、7.492Hz、10.507Hz、16.068Hz、28.430Hz，均小于30Hz，所以新模型與發(fā)動機發(fā)生共振的機率很??；從第九階到第十二階都屬于高頻振動，而高頻振動對于車架的剛度和疲勞又不會產(chǎn)生太大的影響，故輕量化模型滿足使用要求。

5 結(jié)論

1）對原模型和新模型分別進行了彎曲、扭轉(zhuǎn)以及制動三種工況下變形和應力分布情況的研究。原模型最大應力為150.88Mpa，新模型為213.52Mpa。根據(jù)材料16MnL的強度要求，均滿足使用要求，但新模型質(zhì)量相比于原來降低了27.5%，很好的實現(xiàn)了輕量化目的；

2）對新模型進行模態(tài)分析，車架在低頻狀態(tài)下，避免了與地面發(fā)生共振；中頻狀態(tài)下避免了與發(fā)動機發(fā)生共振；而高頻振動又對車架的破壞影響有限，故新模型滿足使用要求。

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[6] 尹安東,龔來智.基于HyperWorks的電動汽車車架有限元分析[A].合肥工業(yè)大學學報,2014.37(1):6-9+77.

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Lightweight Design of the Automobile Frame Based on ANSYS Workbench

Li Wendi, Liu Dalong, Zhang Rui, Zhang Kai, Shi Weichen
( Shanghai Maritime University, Shanghai 201306 )

U463.32 文獻標識碼：A 文章編號：1671-7988 (2017)18-51-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.18.019

李穩(wěn)迪，就職于上海海事大學。