東風(fēng)重型載貨汽車車架靜動力學(xué)分析及優(yōu)化設(shè)計

馬海蕾，劉寶會，李 想，陶 濤

(河北工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，天津 300130)

0 引言

車架作為汽車的基體，承載著來自路面及裝載物體的各種載荷，汽車車架的結(jié)構(gòu)性能在很大程度上決定了車輛整體質(zhì)量的好壞，所以車架的強度、剛度、可靠性及使用壽命必須滿足一定的要求[1-2]。

本文以東風(fēng)天龍某重型載貨汽車為研究對象，通過ANSYS對車架進行靜力學(xué)分析；同時，為防止行駛過程中發(fā)生共振對其進行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，驗證結(jié)構(gòu)的合理性。在保證安全穩(wěn)定性的前提下對車架進行參數(shù)優(yōu)化，達(dá)到用鋼量少及提高穩(wěn)定性的目的。

1 有限元分析

1.1 建立車架模型及網(wǎng)格劃分

東風(fēng)天龍系列某重型載貨卡車的車架結(jié)構(gòu)形式為邊梁式，車架由2根縱梁和9根橫梁組成。縱梁一般采用槽鋼，橫梁是固定縱梁的一種橋梁，加強了車架承受來自縱向和橫向載荷的能力[3-5]。

該載貨汽車車架總成如圖1所示，總長為11 398 mm，寬度為860 mm，縱梁高度為300 mm，軸距分別為5 700 mm和1 300 mm。車架最前端為管狀橫梁，尾梁采用沖壓槽型結(jié)構(gòu)，車架縱梁采用型號為300×85×7.5的槽鋼。

圖1 載貨汽車車架總成

創(chuàng)建車架三維模型時，略去不影響車架總體性能的一些小孔和圓角，這樣會降低車架分析時網(wǎng)格劃分的難度。車架材料為Q345鋼，屈服應(yīng)力為345 MPa，總質(zhì)量為1 454 kg。

車架各部件的材料屬性設(shè)定完成后，對車架進行有限元網(wǎng)格劃分。本文采用自由網(wǎng)格劃分，并設(shè)置網(wǎng)格尺寸為5 mm，劃分結(jié)果為117 276個節(jié)點、56 469個單元。

1.2 靜載荷響應(yīng)分析

根據(jù)車架的作用功能對車架進行加載并約束，卡車的載貨質(zhì)量為25 t，施加在車架的左右縱梁上，車架與前懸架連接處有4個約束，與后懸架連接處有2個約束，受力及約束分布如圖2所示。

圖2 車架受力及約束分布

運行分析得到車架變形云圖和應(yīng)力云圖，如圖3和圖4所示。由圖3可知，后懸架變形量較大，產(chǎn)生最大位移。在滿載的情況下，由于車架后部相對較長，縱梁在受載情況下，后面的變形相對較大一些。

車架所承受載荷主要包括貨物、駕駛室、車廂、懸掛件等重力，車架受載變形方向和重力方向一致，撓度值和變形量在數(shù)值上相同。車架的最大位移發(fā)生在車架尾梁處，位移最大值為12.434 mm。根據(jù)懸臂梁受力公式(1)計算自由端最大撓度ymax，判斷位移量是否滿足要求。

(1)

其中：q為均布載荷標(biāo)準(zhǔn)值；l為懸臂梁長度，l=3 030 mm；E為鋼的彈性模量；I為鋼的截面慣矩。

車架受力均勻加載在縱梁上，基于圖1計算得到均布載荷q=21.49 N/mm；槽鋼彈性模量E=210 GPa，截面慣矩I=6 050 cm4。將數(shù)值代入式(1)計算得ymax=17.82 mm,可見車架位移變形量滿足要求。

圖3車架變形云圖圖4車架應(yīng)力云圖

由圖4可知，車架應(yīng)力分布較大的位置主要是在后軸約束處的橫梁上，車架最大應(yīng)力值為279 MPa，小于材料的屈服強度345 MPa，強度安全系數(shù)為：

(2)

由此可知本文所研究的東風(fēng)天龍重載卡車的車架在正常工作條件下其剛度和強度符合要求。

1.3 車架動力學(xué)響應(yīng)分析

模態(tài)分析主要是分析結(jié)構(gòu)的特性，通常用來分析結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型。利用ANSYS平臺進行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，并提取前10階模態(tài)，車架的固有頻率和振型特征如表1所示，模態(tài)振型如圖5所示。

表1 車架的固有頻率和振型特征

車輛運動條件下受到的激勵來自于路面和汽車發(fā)動機，通常高速公路的激振頻率不超過20 Hz，其方向為豎直方向[6]，該重型汽車車架的一階垂直彎曲模態(tài)頻率為22.874 Hz，在垂直方向上避免了車架共振現(xiàn)象產(chǎn)生。重型載貨汽車使用六缸四沖程發(fā)動機，激勵頻率為35 Hz～36.5 Hz[7]，該車架的二階側(cè)向彎曲模態(tài)頻率為37.809 Hz，能夠避開該頻段，但是與激勵頻率比較接近；常速下發(fā)動機的振動頻率為48 Hz～52 Hz，車架二階垂直彎曲頻率不在該頻段。通過預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析可知，汽車在怠速、常速下不會發(fā)生共振現(xiàn)象。

2 車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

車架材料的屈服極限為345 MPa，撓度為17.82 mm，而通過靜力分析得到滿載作用下車架最大應(yīng)力為279 MPa，最大變形量為12.434 mm，遠(yuǎn)小于車架材料極限值。因此車架在強度及剛度方面遠(yuǎn)超過車輛的使用要求。考慮到生產(chǎn)成本及耗油量等問題，在滿足車架安全穩(wěn)定性的前提下有必要對其進行輕量化設(shè)計，此處可以對車架的縱梁型號尺寸進行優(yōu)化設(shè)計。

2.1 確定目標(biāo)函數(shù)

目標(biāo)函數(shù)通常包括諸如質(zhì)量、最大變形、最大應(yīng)力等結(jié)構(gòu)相應(yīng)參數(shù)；設(shè)計變量則往往包括諸如模型集合尺寸、載荷、材料性能等輸入?yún)?shù)。

圖5 車架的前10階振型

設(shè)定輸入?yún)?shù)為縱梁截面尺寸，其尺寸可由3個獨立的參數(shù)(P1、P2、P3)確定，將這3個參數(shù)作為優(yōu)化的設(shè)計變量，如圖6所示。

圖6 槽型鋼參數(shù)

表2為車架縱梁的截面幾何尺寸初始值。設(shè)定優(yōu)化參數(shù)的邊界，P1邊界：(70～100)mm;P2邊界：(7～12)mm;P3邊界：(270～330)mm。

表2 車架縱梁的截面幾何尺寸初始值

以車架質(zhì)量P4最少、最大應(yīng)力P5最小為優(yōu)化目標(biāo)，以縱梁槽鋼幾何尺寸、車架質(zhì)量、最大應(yīng)力為約束條件，建立車架多目標(biāo)優(yōu)化的數(shù)學(xué)模型：

(3)

其中：m為車架質(zhì)量；p為車架屈服應(yīng)力；Pj為槽型鋼的截面幾何尺寸；Pj(min)為槽型鋼截面幾何尺寸的下限值；Pj(max)為槽型鋼截面幾何尺寸的上限值。

2.2 優(yōu)化結(jié)果的選擇與處理

在ANSYS Workbench中建立優(yōu)化分析模塊，此模塊包括：模型部分、靜力學(xué)分析部分和響應(yīng)優(yōu)化分析部分。

在上述三個模塊中設(shè)定輸入?yún)?shù)和輸出參數(shù)的區(qū)間變化范圍，然后進行優(yōu)化分析。通過Response Surface Optimization模塊進行優(yōu)化分析，得到輸入、輸出參數(shù)的敏感圖[8]，如圖7所示。敏感度為正值，表示輸入與輸出參數(shù)成正比，數(shù)值越大，說明影響越大；敏感度為負(fù)值，表示輸入與輸出參數(shù)成反比。

圖7 相關(guān)參數(shù)靈敏度

由圖7可知，槽鋼鋼板厚度P2對車架質(zhì)量、應(yīng)力影響最大；增大P1，車架的質(zhì)量也增加，而增大P1對車架應(yīng)力值的影響卻非常小，顯然在對尺寸進行優(yōu)化設(shè)計時應(yīng)該適當(dāng)減小P1；增大P2、P3可以增加車架質(zhì)量，但同時也可以有效減小車架的應(yīng)力值，所以進行尺寸的優(yōu)化時應(yīng)適當(dāng)?shù)卦龃驪2、P3尺寸，減小P1尺寸。

選擇樣本設(shè)計點中的3組設(shè)計點作為候選設(shè)計點，如圖8所示。

圖8 候選設(shè)計點

將候選點1的P1、P2、P3作為槽型鋼的初選優(yōu)化尺寸，對初選的數(shù)據(jù)進行綜合分析(如尺寸取整、尺寸數(shù)值要求等)，得到優(yōu)化后的槽鋼尺寸參數(shù)，如表3所示。

表3 優(yōu)化后的槽鋼尺寸參數(shù)

確定車架縱梁截面的優(yōu)化設(shè)計點型號為280×84×9.5，車架質(zhì)量為1 369 kg。

2.3 優(yōu)化后的車架靜力學(xué)分析

將優(yōu)化后的車架結(jié)構(gòu)尺寸代入系統(tǒng)中重新求解計算，得到新的模型，并進行靜力分析，得到優(yōu)化后的車架最大變形量為11.949 mm，最大應(yīng)力值為268 MPa。優(yōu)化前后車架各參數(shù)對比如表4所示。

由表4可以看出，通過對車架縱梁各參數(shù)優(yōu)化設(shè)計，在保證整車性能的前提下，車架最大應(yīng)力和最大變形均得到一定改善，同時降低了車架的質(zhì)量，實現(xiàn)了車架輕量化效果。

表4 優(yōu)化前后車架各參數(shù)對比

2.4 優(yōu)化后的車架動力學(xué)分析

對優(yōu)化后的車架進行模態(tài)分析，得到前10階模態(tài)，并與優(yōu)化前的車架模態(tài)進行對比，如表5所示。

表5 優(yōu)化前、后車架的前10階固有頻率

根據(jù)文獻[7]得到發(fā)動機激勵頻率為35 Hz～36.5 Hz，可見優(yōu)化后的第5階頻率40.46 Hz更好地避開了發(fā)動機激勵頻率；同樣，參照常速下發(fā)動機的振動頻率為48 Hz～52 Hz的范圍，優(yōu)化后的第6階頻率較優(yōu)化前更好地避開了該頻段，所以優(yōu)化后的車架結(jié)構(gòu)特性得到了提高。

3 結(jié)論

本文基于參數(shù)化思想，在保證整車性能的前提下，采用ANSYS Workbench的Response Surface Optimizatio模塊對車架縱梁槽鋼結(jié)構(gòu)進行尺寸優(yōu)化設(shè)計，并將優(yōu)化前、后的分析結(jié)果進行對比。對比結(jié)果表明：①優(yōu)化前車架的最大應(yīng)力為279 MPa，優(yōu)化后車架的最大應(yīng)力為268 MPa，優(yōu)化后比優(yōu)化前最大應(yīng)力值減少3.9%;②優(yōu)化前車架用鋼量1 454 kg，優(yōu)化后車架用鋼量1 369 kg，優(yōu)化后比優(yōu)化前用鋼量減少5.8%;③對優(yōu)化后的車架進行動力學(xué)分析，證明優(yōu)化后車架結(jié)構(gòu)特性更優(yōu)，防共振效果更好。