基于ANSYS的土壤采集車車廂骨架研究

潘朗

摘 要：此文章的目標是針對土壤采集車車廂骨架的輕量化研究。針對從約翰迪爾825i型改良而來的土地采集車輛，利用ANSYS workbench 19.1有限元分析軟件，對土地采集車車廂骨架構件進行了靜力學與動力學的分析，結果表明，在驗證了網格劃分質量的情況下，骨架的最大應力為41.274 MPa，證明這種改造后的車體骨架不會折斷；同時，對該結構進行了動態分析，發現其一階模態為28.145 Hz，所有六階模態與道路最大激發頻率25Hz均不會重合，因此在工作狀態下不會產生共振疲勞。之后，在保證了網格劃分質量的前提下，嘗試采用拓撲優化的方式，在保留原車架結構質量約60%的情況下令其所受強度低于結構鋼屈服強度，在工作情況下可用。

關鍵詞：改裝車 有限元 車廂骨架優化 輕量化

1 引言

1.1 研究背景

隨著國內工程的進展，土壤采集車已成為工程其中的一環并有著至關重要的意義。在汽車的產品設計過程中，采用有限元法的研究方法能夠使汽車產品設計更加合理與準確。針對某具體型號土壤所采集車輛的車廂結構進行研究，并通過有限元動態分析和模擬改善產品設計特性。

1.2 研究目的和意義

在采集車輛運行過程中，車輛不僅要接受來自路面的持續負荷沖擊，還要接受自身發動機工作時產生的循環負荷的激勵，加上附加負荷的影響而產生震動和噪音。一旦列車與外部負載之間頻繁出現共振，則整體列車構造的剛度和可靠性就會急劇下降，震動變形和噪音變化也會大幅上升，進而嚴重影響土壤采集車輛的運行穩定性、使用舒適性和使用壽命。所以，就必須采用一定的科學手段對土壤采集車車廂車架的構造特性、靜力學特性、及其在外部負載刺激下的動態應變特征等開展系統調研，以便于對土壤采集車車廂構造實際存在的問題、現狀加以合理解，為各公司合理改進、設計提供參考。

1.3 研究現狀

有限元結構分析方法的使用場合已相當廣闊，范圍幾乎涵蓋到了工程中各領域產品的設計、分析，乃至整個生產環節。目前對汽車車架的有限元分析研究己由早期的單一構件靜態強度分析方法進展到現在的構件動態特性分析方法與優化，并獲得了一定成績。

1.4 本文主要研究內容

（1）建立車架的有限元模型。通過實地調查，觀察車廂骨架構件的形狀和結構，采用合理的方式構建車廂骨架模型。該方法可以為動力學和靜力學性能的計算提供較好的理論依據。

（2）對車輛框架的靜態性能進行了研究。靜態性能分為剛性與強度兩個方面。對三種不同工況下的改裝汽車進行了模擬，即工作工況、制動工況和轉向工況。通過對3種工作狀態下的集土車輛的結構進行了強度與剛性的計算，得出了其在各種工作狀態下的受力及變形曲線。

（3）對車輛框架的動態性能進行了研究。由于車輛在日常行車中受到的負荷也不盡相同，因此對車身結構進行了動態性能的研究。通過對車身結構進行了模態化計算，得到了車身結構的六階自振特性曲線。利用共振法對結構的結構進行了研究，得到了結構構件在結構上的反應。這兩種方法為下一步的優化工作提供了理論基礎。

（4）車廂骨架拓撲優化。針對某一特定的內燃機工況，對該框架進行了結構配置，并在此基礎上對其進行了靜態計算，以檢驗其精度。

2 車廂結構分析的有限元理論

2.1 有限元基本理論

有限元是利用數值逼近技術對實際物理進行數值模擬的一種方法。在一定條件下，該算法可以用簡便的方式求解出一個無限函數。此解析法采用了一個互連子門限為臨界點的必要條件，假定各元素之間有一個簡單的逼近解，然后用求出臨界點的條件來解決問題。該方法所得到的解并非問題的準確數值，而只是一個逼近問題，它可以由一個問題取代實際問題，得到高精度的求解，是一種非常有用和實用的方法。

對于不同物理性質和數學模型的問題，有限元法的基本步驟是相同的，但具體公式的推導和計算是不同的。有限元求解的基本步驟通常為：

（1）問題求解領域的界定：確定基礎的物理性質和幾何形狀，并按現實條件確定。

（2）解域的分散：用有限數目的單元構成的離散域，其尺寸和形狀各異，一般稱之為 FEM網絡。而且，隨著單元的減小，離散區域的近似也變得更好，得到了更精確的數值。在求解局部離散問題時，其關鍵在于求解局部的離散性問題。

（3）狀態變量的判定與調控：一般采用狀態變量較大、邊界條件周期較大的差分方程來表示，但在有限元分析中，一般采用等價的函數表示。

（4）單元推演：選取合適的單元座標和構造單元測試，包含由有限元導出的行列式，得到各個狀態變量間的離散關聯單位，由此構造單元矩陣。

（5）總裝解決：把整體組件轉換成一個整體的整體總矩陣（復合式），它體現了在相似的計算領域中，單位功能的連續性必須符合某些連續的要求。最終組裝是在相同的單元結點中進行的，并且在這個結點上，可以連續地設置一個狀態變量和它的微分。

（6）聯立方程式的解析及結果的說明：用有限單元方法最后得出了一個聯立式。聯立方程可用直接法、迭代法、隨機法等方法進行求解。一般情況下，其數值都是單位結的狀態變量。在此基礎上，我們會將所得到的實際品質與所提供的能力進行對比，以作評價和決策。

Timoshenko梁法是 ANSYS中的一個重要概念。梁的橫斷面在受到外力作用下，其斷面依然平坦，不會產生彎曲。橫斷面上的剪切力和橫斷面上的剪切力是一樣的。所以，這個模塊對所有的橋都有對應的厚度的規定。此外，因為其要求對結點進行中央負載。因而，通過對網格進行精細處理，可以保證對集中載荷作用的方向不發生偏差。同時，由于這種結構的特殊性，在分析線性、大變形和大扭矩等方面也得到了廣泛的運用。壓力強化是一個預設的單元，而應力強化的選取可以讓這個單元更適用于對曲線進行解析，同時也考慮到了橫向和轉矩的穩定性問題。

振動模態是彈性結構固有的、整體的特性。通過模態分析，可以了解結構在易受影響的頻率范圍內的主要振型特征，預測在該頻段內各種外部或內部振動源作用下結構的實際振動響應。因此，模態分析是結構動態設計和設備故障診斷的重要方法。

2.2 ANSYS的初步介紹

ANSYS是由美國 ANSYS公司開發的一種大規模的 FTEA軟件，能夠對結構靜力學，結構動力學，剛體動力學，流體動力學，結構熱，電磁場，耦合磁場等進行數值模擬。軟件主要包括三個部分：前處理模塊，分析計算模塊和后處理模塊。本次試驗中將著重采用結構分析中的靜力學、模態、諧響應分析三種類型，同時也運用到了非線性分析中的拓撲優化。

2.3 有限元實際分析中的注意事項

（1）對于三維模型，每個部件都有3個平動自由度和3個轉動自由度；對于二維模型，每個部件都有2個平動自由度和1個轉動自由度。在建立靜態力學模型時，需要對各單元的平面和旋轉自由度進行充分的限定，以防止其發生非剛性變形，從而使計算結果難以收斂。就算可以控制，其后果也常常是不正確的。

（2）載荷與約束施加方法有兩種：矢量 Vector 或分量 components。矢量只需給定載荷大小與某一方向，分量需給定某一坐標軸的XYZ三個方向的數值，可以是默認全局坐標，也可以是用戶建立的坐標。在選取為向量時，其定向的概念與CAD程序的基本一致，也就是說，在選取一個面時，向量的方向與平面是垂直的；當采用柱形或圓形時，其向量值是沿著軸的方向；當邊框/行選定時，沿著邊緣/直線的向量方向；在選取兩個拐角的時候，該向量會沿著兩個圓心的連線。

（3）在固定約束位置會出現應力奇異性，因此不能用約束點上的應力來確定其結果。

3 車廂骨架有限元模型的建立

3.1 車廂實體模型

本論文的研究對象是某型號土壤采集車。該車是在約翰迪爾825i型號基礎上，通過安裝本田GX200單缸四沖程汽油機與機械臂組合而成的。車廂主要是作為承接機械臂和安裝發動機總成的支架而存在。其中GX200總成約為80公斤，作用于車廂上半部分加裝的平臺上。機械臂全重約為50公斤，鉚接于車廂右側靠近車門的位置。車廂骨架主要承載以及受力的梁為60*60mm的實心方形鋼管。

通過采用分片組焊，骨架部分在各端面完成之后進行合攏焊接，車廂骨架外蒙皮選擇鋁合金板，厚度1mm。內蒙皮材料與厚度相同。

3.2 車廂骨架模型的簡化

有限元分析方法的目的，是為了復原某個實際工程體系的計算數學活動特征。所以，在開展有限元分析方法之前，首先要建立一個關于特定的工程問題的模型。在實際的工程設計中，模型的建立往往是十分繁瑣的，幾乎不可能按照原來的模型來進行，因此需要改進。但是，由于模型的復雜性會使計算的效果受到一定的限制，如果模型的不正確，將會增加整個計算機的處理能力，使其處理的工作變得更加繁瑣。不能得到一個科學、合理的數值。對于某些比較復雜的模型，其操作會比較繁瑣，有時會超出整體的計算量而不能求解。

模型的簡化過程不可避免地涉及到細節的問題，這是由于細節是由它們對分析的影響而不是由部件的尺寸決定的。而一些不重要的細節，則會被忽略。因為若是被保存下來，不僅會讓模型變得更加復雜，而且還會導致計算的耗時變長，甚至導致計算失敗。土壤收集車的骨架是一個較為精密的模型，它包含了大量的非承載部件。盡管它們不會受到太大的壓力，對車體的影響也不會太大，但是它們的出現增加了求解問題的困難。因此，在設計的前期階段，要盡可能地減少結構的復雜性，在保證結構的整體應力分布和變形的同時，進一步改進計算的準確性和合理性。

3.3 有限元模型的建立

3.3.1 材料參數

該土壤采集車采用約翰迪爾825i，車廂骨架材料選擇結構鋼。其物理參數為：密度7.85g/cm3，彈性模量為2.00，泊松比為0.3，線膨脹系數1.2*10-5。

3.3.2 幾何模型的建立

在經過考察之后，利用Solidworks和ANSYS Design Modeller構建車輛的實體模型。

之后經過簡化，得出了車廂骨架的模型。

簡化過程主要采取了以下措施：

（1）區分支承部件、輔助支承部件和輔助安裝部件并忽略后二者。

（2）對構件外表上的氣孔、臺肩、凹部和翻面等根據具體情況做了光滑的處理。

（3）把銜接部位從很小的圓形過度縮短為直角過度，以增加對整車模型的運算速率。

（4）忽略蒙皮。盡管基于經驗和理論分析都表明，車身蒙皮雖然在一定程度上提高了汽車的運動強度，但基本上并不會影響汽車內部自由震動的振型和其排列次序，因此可以在汽車工程實際中更多省略蒙皮，從而減少模型和運算的實際工作量。

3.3.3 網格的劃分

有限元單元的網格分割問題是其最重要的環節，它將對后續的數值模擬分析的正確性產生重要的作用。所以，在進行有限元分析時，必須充分考慮分析的準確性和計算代價，而不能只注重計算代價的減少。是要在有限元計算中增加計算的準確性，還要根據工程的要求，合理地選取各單位，以達到兩者之間的均衡。在有限元程序中，各單位都有相應的計算描述，必須對各單位的荷載類型、自由度和各單位的特點進行全面的認識，并結合工程實踐來確定各單位的具體情況。由于現實中的網格包含多種形狀，其結構十分繁雜，難以將其分割成適當的單元格，以減小與期望的誤差。為了盡可能接近于期望的單位，利用有限元軟件中的單元庫，從結構的幾何特征中尋找出最優的單元，并利用評估指數來判斷單元的外形。在選取指標時，要注意選取不同結點的單元，如六面體、四邊形、三角形等單元，邊長不宜大于3，二次型單元的邊長不宜大于10。

通過軟件的計算，得到了單元98034個，結點189419個。

4 車廂骨架結構靜力學分析

4.1 靜力學分析基礎

靜力結構研究的主要功能，在于研究結構在給定靜力載荷情況下的反應狀態下的變形、應力及其移動情況，所關心的一般是結構的移動、約束反力、應力和應變等技術參數，以期對結構的強度、剛性等加以考慮，從而使結構更安全和經濟。

4.2 載荷和工況

根據土壤采集車的實際使用情況和GB/T 12678-1990《汽車可靠性行駛試驗方法》，分為工作工況、制動工況和轉彎工況三種典型工況。

4.3 三種工況下的強度計算

在ANSYS Workbench軟件中采取將重力施加至車廂上部加裝平臺平面以表明車廂骨架受到的載荷。通過判斷ANSYS單元的長寬比，其大部分單元長寬比均在1.2-10之間，從邏輯上大大減少了靜力學分析出錯的可能性。

4.3.1 工作工況

工作工況的狀態為車輪與路面接觸，車輛處于靜止狀態。單缸機只在固定端施以負荷。通過設置，對車廂骨架施以負荷和邊界的條件約束。最終結果如圖。

4.3.2 制動工況

在剎車過程中，利用等效法將制動力簡化為對車輛進行的集中載荷。如果將道路的最大粘合因子設置為0.7，那么，其負載的作用大小等于0.7*9.8m/s2。剩余的負載和工作工況是一樣的。

4.3.3 轉彎工況

轉向時，設置了大約0.4的道路附著因子，離心力約為0.4×9.8m/s2。其他的負荷和工作工況是相同的。

4.4 計算結果分析

車廂內骨架構件的熱靜力學研究結果如上所示，在各工況中產生的最大內部應力值為41.274MPa，出現在轉彎工況。各工況條件下產生的應力，大部分聚集車架與加裝的鋼架的接縫處。而由于車輛骨架焊接所用的結構鋼在Q235的屈服限值235MPa，超過了車輛骨架焊接所承受的應力限值，所以該車車廂骨架結構設計是比較科學合理的。在這四個工作情況中，車廂骨架的最大變形量是0.8098mm，發生在制動工況，而發生變化的部位則在加裝的前側鋼架。

5 車廂骨架結構動力學分析

動態負載可劃分為快速動作的沖擊力（例如空氣錘），以及隨時間周期性變化的空氣壓氣機的曲柄等周期負載，以及諸如車輛引擎的曲柄等無周期變化的隨機負載。而在動態荷載作用下，建筑物的反應分析就是所謂的動力分析。由于結構靜荷載和結構靜力計算的特點存在差異，因此在計算過程中必須增加負載的時域反應、結構的慣性反應等參數。ANSYS Workbench可以完成的分析方法有：模式分析、諧響應分析、瞬態動力學分析、光譜分析等。

從振動原理可知：模態是一種具有固定頻率、阻尼比、模態模態等基礎參量的工程建筑。此外，由于其線性疊合機制，可以將同一復雜的結構振動分為許多不同的模式。一般認為，以系統振蕩理論為基礎，以模式參數為主要研究對象的系統解析，稱為模態分析。

5.1 車廂骨架模態分析

固定振動特征是機械結構的基本特征之一，把這些特征都叫做模式。固定頻度、固定振型、模式質量、模態剛度和模態阻尼比等也叫做模式的基本參數。通過統計或實驗的方法獲取結構的模態參數，這一步驟稱為結構模態分析。在該型改裝車設計過程中，由于考慮到車輛接受了外部激勵，確定列車結構在激發下的反應，從而了解列車的動力學特征，需要對列車骨架結構進行模態分析。而按照模態分析理論，由于低頻段震動對土壤采集車車廂骨架結構的構造影響很大，因此針對此次研制的骨架構造，只開展前六階模態與固有振型的分析。

5.1.1 模態分析方法

模態分析是動力特性分析的基礎。通過對車架結構的模態分析，可以充分了解車架的振動特性，且可作為基礎進行進一步優化。模態分析技術從20世紀60年代后期發展至今，已經應用到許多工程領域，如航空、航天、造船、機械、建筑、橋梁等。

5.1.2 模態分析結果

分析后的結果如下。

（1）固有頻率分析

通過對模型的振型計算，得出了該結構的前部6階自振頻率在28.745～84.342 Hz之間。外在的動力來源有公路動力和車輛引擎動力兩種。從車輛的振動原理出發，認為一次車體的一次自振頻率必須在20赫茲以上，最好在25赫茲以內。該結構一階結構的自振頻率為28.745 Hz，能夠避免道路振動引起的共振。

不同轉速下的激振頻率可由下式求得：

用有限元方法對其進行了計算，發現在空載（750 rpm）下，一階扭振頻率為28.745 Hz，而在空載（750 rpm）下，其激發頻率為25±1.67赫茲，這與車輛的自然頻率不符。同時，因為引擎的空轉時間很短暫，所以沒有引起共振。

（2）模態振型分析

從圖中可以看出，第一、四階模態是扭振，車身的變形在5.5-14毫米之間。第二階、第三階和第六階為撓振，其中六階的撓度最大為9.77毫米。對其進行了振動云圖的解析，結果表明，主要的動力元件主要分布在骨架前端。考慮到模型的簡化及模擬時的表面效應，實際的變形應該比解析結果要小。

5.2 諧響應分析

5.2.1 諧響應理論基礎

諧響應分析是用于確定線性結構在隨時間變化的根據正弦（諧波）規則的載荷時的穩態響應，主要優點是，它可以使用更少的運動方程和自由程度，直觀，簡潔而準確地反映復雜結構系統的動態特性，大大減少了測量、分析和計算的工作量。

5.2.2 諧響應分析結果

諧響應分析的初始條件是車輛靜止，發動機工作。將單缸機在車架上的壓力設為載荷，分析頻率范圍設為9-90Hz，頻率間隔為9Hz。根據模態分析的結果，選取前桿上部進行正弦激勵下車體的響應分析。

在進行諧振響應的分析時， ANSYS Workbench軟件對10個頻段進行了采樣。并給出了整個車身在加載作用下的應變譜。

從圖7可以看出，在54 Hz的頻率下，骨骼的前端部分會發生很大的形變，但是仍然非常的少。剩余的結點在激發作用下的變形較少。因為它的引擎的最高轉速時的頻率是87赫茲，所以當引擎工作平穩時，框架不會發生塑性變形。

6 車廂骨架拓撲優化仿真

通過拓撲優化技術，使用者可以在物料空間中確定支撐和加載的位置，并讓軟件找到最好的外形。使用者可以輕松完成構件的減量化、 CAD外形的抽取和優化設計。如果不進行拓撲，組裝過程中的每一個零件都會有額外的負重，會導致更多的物料消耗。

將車廂骨架導入至ANSYS的拓撲分析模塊之中，在響應約束中設置質量留存率為90%，并開始進行拓撲優化仿真以降低車廂骨架的重量，減輕因慣性帶來的影響。拓撲優化之后的結果如圖。

由ANSYS可知，新模型在劃分網格之后有著93050個單元與183655個節點，因此在精度方面有著初步保證。且網格劃分與之前的骨架類似，大部分網格均處于長寬比1.1-10的范圍之中。因此靜力學仿真結果可用。

在此基礎上，驗證此車架是否符合工作工況的強度要求。在ANSYS中施加與默認工況下相同的負載。將追加的單缸內燃機的重力施加于前端上側金屬桿，并且對底部金屬桿施加固定約束。最后的結果如圖9所示。

由圖9可知，新骨架受力最大值為170MPa，低于材料應力許用值235MPa，因此在工作工況下是可行的。同時，根據車架結構的強度安全系數（式中[σ]為材料的許用應力，表示各工況范式等效應力），分別代入235MPa和170.23MPa，算出結果n=1.37，符合經濟原理，且降低了成本。

7 結語

本論文以一種典型的土樣為對象進行了試驗。在此基礎上，運用 ANSYS Workbench建立了火車框架結構的有限元模型，在工作、剎車、轉向四種工況下進行了結構靜態穩定分析。隨后，根據結構的振動特性進行了結構的動態特性研究。在這篇論文中，得到了以下幾個方面的結果：

（1）建立了土壤采集車的簡單模型，并對其進行了驗證。

（2）對某一典型運行狀態下的土壤收集汽車進行了靜力學分析。

（3）采用模態分析方法，得到了車身結構的前六階和振動模式，并對其動態特性進行了分析。

（4）基于振型分析的基本原理，對諧振反應進行了研究。通過對計算結果的研究，得出了在工作狀態下，引擎對車體結構節點的變形效應。

（5）初步進行了拓撲優化，在降低了重量的前提下，保證了強度和剛度要求，減少了材料的浪費率，降低了成本。

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