基于有限元的某重型商用車車架模態分析及優化

韓國磊 丁 帥 文/圖

作為重型汽車的核心部件，車架上安裝有發動機、變速器、散熱器及駕駛室等主要總成部件，且承受貨箱及貨物的重量。在車輛運行過程中，車架受力狀態復雜，不僅要承受車輛自身的載荷，還要承受來自懸架及路面的激勵和載荷。所以，車架的強度設計，直接決定了車輛的使用壽命及壽命周期內的可靠性。對企業來講，結合傳統的可靠性試驗數據及方法積累，引進計算機技術并應用大型有限元分析軟件，在車輛零部件特別是車架等關鍵部件的早期可靠性研究方面，具有十分重要的意義。

1 車架有限元建模

1.1 車架結構與生產工藝

本文研究的某型號重型商用車車架為邊梁式結構，前寬后窄，縱梁高度270 mm，翼面寬度80 mm；有6根橫梁，前單橫梁為管狀梁，其余橫梁均為槽型梁，由鋼板沖壓組裝而成。采用冷沖壓工藝，利用大型自動化壓力機，通過設定好的程序，實現鋼板的沖孔及成形。該型車架總成以鉚接工藝為主，部分特殊部位，采用高強度汽車用防松螺栓來連接。在組裝過程中，由專用的定位胎具，采用自動化控制，操作方便，控制精度較高。車架總成組裝加工完成后，需要對裝配好的車架總成做進一步的檢查和測量，以保證其整體尺寸和形狀符合加工要求。如果檢測結果存在偏差，應對偏差部位予以矯正。

圖1 車架三維模型(3D model of frame)

1.2 車架材料

本文研究的某型號車架縱梁為主副縱梁結構，主梁和副梁材料厚度分別為8 mm和4 mm，其第二橫梁材料厚度為6 mm，其余單橫梁、中間橫梁及尾梁材料厚度均為5 mm；材質方面，車架縱梁鋼板為ZQS500L，車架橫梁采用16MnL，均屬于高強度合金鋼，在保證車架結構強度的同時，兼顧了加工制造工藝。

1.3 車架主體三維建模

利用Pro/E軟件建立車架零部件模型并進行組裝；在組裝過程中，可以進行全局干涉、全局間隙等模型分析，以便對干涉部件或間隙精度不滿足要求部件及時有效的發現并糾正。組裝完畢并經過模型檢查分析后，即完成了車架主體部分的三維實體建模工作，車架三維模型如圖1所示。

對車架模型進行幾何數據處理；根據計算分析需要，對模型進行必要的簡化。在建模時，可直接對車架縱梁和橫梁上對建模沒有幫助的孔位和倒角、倒圓及不規則的細小切割面等進行去除，即予以忽略；僅保留發動機前后懸置、底盤前后懸架相關支架等主要構件；對計算及分析無用的次要構件全部去除，以降低計算難度，提高計算機運行效率，并可極大地提升模型創建速度。

圖2 車架網格模型

圖3 局部網格

在Pro/Mechanica系統下，將模型中彼此接觸的曲面或元件創建界面連接，系統會自動將網格化運行過程中重合的節點進行合并(圖2)，并創建力測量以計算連接界面上的合力的模，簡化后續操作。創建界面后，利用AutoGEM對界面創建情況進行檢查，以確定是否有遺漏。采用殼單元，實常數為殼的厚度，對實體模型抽取中面。

車架縱橫梁壓縮中間曲面后，采用殼單元進行分析，其圖元類型選擇三角形和四邊形(圖3)；車輛發動機支撐及底盤懸架支架等實體單元，其網格劃分圖元采用四面體單元。對于鋼板彈簧，采取梁單元和彈簧單元予以模擬。本模型共計18 131個元素和12 121個節點。

圖4 車架前8階模態振型

2 車架模態分析

在Pro/Mechanica中建立模態分析，選取“約束集”，同時選取“單通道自適應(SPA)”的計算方式，以保證在最短時間內采用最為穩妥有效的方式來得到可靠的結果。

按照模態分析步驟對研究模型進行模態求解，提取車架前8階頻率(表1)，其振動頻率覆蓋范圍是10.1053～34.0609 Hz，此范圍覆蓋了車輛在各個路況下的工作頻率范圍，能夠滿足計算需要。車架第1～8階固有頻率及振型如圖4所示。

表1 車架(原)結構前8階模態 Hz

從圖4各階振型圖來看，在低頻振動下，車架前端振幅較大，但隨著振動頻率的增加，車架兩端振幅加大，而中間部位振幅減小。該型重型商用車主要為公路運輸，路面激勵造成的振動頻率基本在35 Hz以下。

汽車行駛過程中，車架承受的激勵不僅包含路面凹凸不平引起的激勵，還包括車輪不平衡、發動機運轉、傳動軸不平衡等引起的激勵。掌握上述激勵源的激振頻率是車架模態分析的前提條件。

車輛行駛過程中，路面不平會引起垂直方向的振動和激勵，路面激勵根據道路條件的不同而存在差異。一般情況下，其頻率范圍是0.5～20 Hz。此外，根據實驗數據，車輪不平衡引起的激振頻率一般低于11 Hz。發動機怠速運轉引起的激振頻率f可由式(1)求得。

本文研究車輛的發動機的怠速區間為550～600 r/min，選取600 r/min進行計算，得到該車輛發動機的怠速激勵頻率為20 Hz。

傳動軸的最大工作頻率與車速的關系由式(2)求得。

式(2)中： va為車速； fi為傳動軸的最大工作頻率；為變速器的傳動比； io為主減速比； ij為發動機轉矩主諧量的階數； r為車輪的滾動半徑。

該車輛經濟車速是80 km/h，主減速比5.571，車輪滾動半徑502 mm，由此計算出傳動軸不平衡的彎曲振動頻率為39 Hz左右。

綜上所述，要得到良好的模態特性，所研究車架的低階頻率應＞11 Hz，并避開發動機的怠速激勵頻率20 Hz，遠離傳動軸的不平衡振動頻率39 Hz。由車架的模態分析結果可知，車架第8階振動頻率為34.0609 Hz，距離傳動軸不平衡振動頻率39 Hz有較大差距，而且能夠避開發動機的怠速激勵頻率20 Hz，即車架的固有頻率與發動機的怠速激勵頻率不會發生耦合現象，不會造成車架異常斷裂。但是，車架的低階振動頻率(一階頻率10.1053 Hz，二階頻率10.7859 Hz)＜11 Hz，說明因路面凹凸不平產生的隨機激勵以及車輪不平衡引起的激振頻率對車架影響較大，可能發生耦合現象，造成車架前端至車架第二橫梁之間振幅過大最終引發車架故障。因此，需要對車架進行結構優化，以改善其低階激勵下的模態特性，提高車輛的平順性。

3 車架結構的改進

根據對車架的靜力學分析和動態分析結果，參照其他型號車架結構形式，考慮車架系列化和工藝一致性要求，通過增加橫梁的方式對車架前端進行結構改進，改善第二橫梁應力分布，減少應力集中，同時提高車架前部剛度，改善低階振動頻率下車架動態特性。根據所研究車型底盤的總布置要求及車型的系列化、零部件的通用性要求等因素，同時為了改善車架前端剛度，在車架最前端增加輔助支撐梁及在變速箱以提高車架的抗扭剛度，并作為改進后的車架模型如圖5所示。

對改進后的車架進行模態分析，提取其前8階固有頻率及振型。和改進前相比，在低階振動下，車架的固有頻率和振型改善明顯。改進前后各階頻率對比見表2。

圖5 改進后的車架結構

表2 改進前后車架固有頻率對比 Hz

4 結論

利用有限單元法對車架進行結構分析，可將車架縱、橫梁簡化為殼單元，將懸架部分簡化成彈簧和梁單元，在保證分析精度的前提下可以有效減少運行時間。通過對車架的模態分析，掌握并了解了車架前8階振型和頻率，為改進車架結構設計提供了方向參考，并驗證了改進措施的有效性。