客車底盤車架有限元分析

梁洪明,王靖岳,徐 磊

(1.中國質量認證中心 沈陽分中心,遼寧 沈陽 110013;2.沈陽理工大學 汽車與交通學院,遼寧 沈陽 110159;3.寧波華翔特雷姆汽車飾件有限公司,浙江 寧波 315722)

0 引言

客車底盤車架是底盤中關鍵的承載部件，不僅承受各個總成的質量和有效載荷，還要承擔汽車行駛時產生的各種力和力矩[1]。客車設計研發部門必需具備快速開發響應能力以滿足不同客戶的要求，不斷進行設計創新[2]，因此，現代CAD/CAE設計方法對于設計工程師來說十分重要。孫斌等對某款純電動客車底架進行了兩輪拓撲優化，根據優化結果進行底架拓撲結構設計，并對比了底架拓撲優化設計前、后的剛度性能和輕量化情況[3]。任可美等對12 m純電動城市客車的底盤車架進行了有限元分析并進行了參數優化，可減重9.55%[4]。趙東偉等將組合近似模型用于車架輕量化設計，以提高車架的強度并實現車架輕量化目標[5]。

本文以三維參數化CAD設計軟件CATIA為平臺建立了某三段式客車底盤車架的三維模型，再導入ANSYS Workbench系統中，計算了底盤車架的前6階固有頻率，分析了其在彎曲、扭轉、緊急制動、急轉彎4種工況下的應力和變形，結果可為底盤車架結構優化和輕量化設計提供參考。

1 底盤車架三維模型的建立

為了建立精確的車身骨架模型，必須對模型進行相應簡化。底盤車架總體建模原則[6-8]如下：

(1) 對于某些為方便使用和輔助承載而設置的構件，如側圍、走道、底架等小連接件，由于對整車的變形和應力分布影響較小，可忽略不計。

(2) 將客車骨架中部分的彎曲梁直化處理。

(3) 不考慮鉚釘的預應力及焊接應力等。

(4) 忽略對車架剛度和強度影響不大的孔和倒角。

(5) 對于兩根同向焊接梁，將其視為一根梁來簡化。

將建好的三維模型保存為*.stp格式。

2 有限元分析

2.1 模態分析

將已建立的底盤車架三維模型導入，選擇model分析模塊。車架采用B510L1汽車大梁專用鋼，其彈性模量為2×105MPa、泊松比為0.3、密度為7 830 kg/m3、屈服強度為355 MPa、抗拉強度為510 MPa～610 MPa。然后選擇Mesh，激活網格尺寸命令Siting，選擇整個車架實體，并指定網格尺寸為20 mm，進行網格劃分。由于低階振型對結構的動態特性影響程度比高階振型大，高階頻率對結構的動力性影響很小[9]，因此只取前6階振型，如圖1所示。由圖1可知，前5階主要是底盤中段的彎曲和扭轉振動，第6階主要是底盤后段的彎曲振動。底盤車架的前6階固有頻率如表1所示。

由表1可以看出，該車架前6階固有頻率分布在26 Hz～55 Hz。由于車架的激振源一般來源于路面與發動機，路面的激振頻率一般為1 Hz～20 Hz，非簧載質量的固有頻率一般為6 Hz～15 Hz。該車裝配上海日野J08E-US發動機，怠速為550 r/min時引起的激振頻率為18.3 Hz，此激勵分量較大；城市中車速一般控制在50 km/h～80 km/h，此時傳動軸不平衡引起的振動頻率范圍為33 Hz～68 Hz[10]，此激勵分量較小[11]。底盤車架的動態優化設計要求底盤車架的固有頻率錯開激振頻率。為防止第1階彎曲模態和第1階扭轉模態的耦合效應，該底盤車架的第1階固有頻率應控制在13 Hz～33 Hz之間，而該底盤車架的第1階固有頻率為26.883 Hz，因此該車架符合設計要求。

表1 底盤車架的前6階固有頻率

2.2 應力和變形分析

選擇Static structural分析模塊，導入已建立的底盤車架三維模型。材料選擇如2.1中所述。選擇mesh，激活網格尺寸命令Siting，選擇整個車架實體，并指定網格尺寸為20 mm，進行網格劃分，得到125 911個節點、57 115個單元。底盤骨架承受的載荷主要來自發動機、變速器、油箱、乘客質量、行李質量、空調質量等。該客車滿載時的載荷質量如表2所示。車架結構上的集中質量根據其質心位置以及與車架之間的連接部分分別加載在相應的節點上，乘客質量和行李載荷等均勻分布到車架相應的梁上。

表2 客車滿載質量

現分別選取彎曲、扭轉、緊急制動、急轉彎4種工況對車架結構進行有限元分析。

2.2.1 彎曲工況

根據GB/T 6792—2009《客車車身骨架應力、變形測量方法》，彎曲工況主要是對客車滿載狀態下、在良好路面上勻速直線行駛時或靜態下的應力分布和變形情況進行分析。根據以上規則將懸架彈簧與車架連接點6個方向自由度全部約束，得出的應力和位移云圖如圖2和圖3所示。

2.2.2 扭轉工況

扭轉工況主要考慮一個車輪懸空，這是最嚴重的一種工況。此種扭轉工況下的動載在時間上變化得較緩慢，其扭轉特性可以近似地看作是靜態的。根據以上規則去掉左前輪的約束，得出的應力和位移云圖如圖4和圖5所示。

2.2.3 緊急制動工況

緊急制動工況主要考慮當客車以最大制動減速度0.8g制動時，地面制動力對車架的影響。由于該客車采用的是空氣懸架，空氣彈簧僅能承受垂向力，而縱向力和橫向力必須通過拉桿傳遞到車架上，因此拉桿及拉桿座將承受較大的拉壓載荷，必須有足夠的強度。根據以上規則將4個車輪的6個方向自由度全部約束，在Z軸方向上附加-0.8g的慣性力，得出的應力和位移云圖如圖6和圖7所示。

2.2.4急轉彎工況

急轉彎工況主要考慮當客車以最大轉向加速度0.4g轉彎時慣性力對車架的影響，與緊急制動工況類似。根據以上規則去掉底架一側X方向位移約束，在Y軸方向上附加0.4g的離心力，得出的應力和位移云圖如圖8和圖9所示。

為了便于觀察底盤車架各部分的應力和位移，將底盤車架分為七大部分：前縱梁、中縱梁、后縱梁、行李架、前橫梁、中橫梁和后橫梁。4種工況下車身各個部分的最大應力和位移如表3所示。在4種工況下底盤車架的最大應力出現在后縱梁處，最大應力值為351.22 MPa，小于許用屈服應力355 MPa。由于計算時使用的是極限工況，所以計算結果滿足設計要求。

圖8 急轉彎工況應力云圖

圖9 急轉彎工況位移云圖

表3 各部件在4種工況下的應力與位移

3 結束語

利用三維CAD設計軟件CATIA和CAE有限元分析軟件ANSYS Workbench對某三段式客車底盤車架進行了固有頻率計算和強度校核，驗證了設計的正確性，可為后續的結構優化和輕量化設計提供參考。