輕型貨車車架有限元建模與動(dòng)態(tài)特性分析

1、第6卷增刊2008年12月福建工程學(xué)院學(xué)報(bào)Journal of Fujian University of Technol ogyVol.6Supp l.Dec.2008文章編號(hào):1672-4348(2008S0-0065-04輕型貨車車架有限元建模與動(dòng)態(tài)特性分析黃鼎鍵(福建工程學(xué)院機(jī)電工程及自動(dòng)化系,福建福州350014摘要:車架可靠性對(duì)整車的安全性有著重要的作用。為了獲得車架的動(dòng)態(tài)特性,運(yùn)用C AD/CAE技術(shù)建立某輕型載貨汽車車架有限元模型,并對(duì)車架進(jìn)行模態(tài)分析,獲得前8階固有頻率及振型,最后,在模態(tài)分析基礎(chǔ)上進(jìn)行車架隨機(jī)路面譜響應(yīng)分析。結(jié)果表明,該分析可為改進(jìn)車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),可以提高汽車運(yùn)

2、行過程的穩(wěn)定性、安全性和舒適性。關(guān)鍵詞:輕型貨車;車架;建模;動(dòng)態(tài)特性中圖分類號(hào):TP391.72文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:AF i n ite ele m en t m odel and dynam i c character isti cs ana lysis for a li ght duty truck fram eHuang D ingjian(Electr omechanical and Aut omati on Engineering Depart m ent,Fujian University of Technol ogy,Fuzhou350014,ChinaAbstract:Fra me

3、reliability is essential f or truck safety.The finite ele ment model of a light duty truck fra me was established using CAD/CAE technol ogy.Modal analysis of the fra me was made.The first eight2order natural frequencies and corres ponding vibrati on modes were obtained.Random r oad s pectru m res po

4、nding analysis was used t o ascertain the dyna m ic characteristic of the fra me.The re2 sults indicate that the analysis enables the i m p r ove ment of stability,comfortability and security of the aut omobile.Keywords:light duty truck;fra me;modelling;dyna m ic characteristic車架是整個(gè)汽車的基體,支承連接汽車的各零部件

5、,并承受來(lái)自車內(nèi)外的各種載荷1,其結(jié)構(gòu)性能對(duì)車輛的整體性能有很大的影響。有限元技術(shù)的發(fā)展,越來(lái)越多地應(yīng)用到了汽車車架的分析。本文對(duì)某輕型貨車車架進(jìn)行有限元建模研究以及車架隨機(jī)路面振動(dòng)分析,獲得了車架動(dòng)態(tài)特性,具有較高的理論意義與應(yīng)用價(jià)值。1車架有限元模型以某汽車公司生產(chǎn)的一種輕型貨車車架結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象,該車架為邊梁式車架,即由2根位于兩邊的縱梁和6根橫梁組成,用鉚接法或焊接法將縱梁與橫梁連接成堅(jiān)固的剛性梁。其優(yōu)點(diǎn)是便于安裝車身和布置其他總成,易于滿足改裝和變型的需要。車架長(zhǎng)約5.3m,寬約0.76m;縱梁形狀為槽形,其厚度為4.5mm;第1、4、5、6橫梁形狀也為槽形,厚度分別為2.5mm、2

6、.5mm、2.5 mm、3mm;第2、3橫梁采用鞍型橫梁(又名元寶梁,其厚度都是3mm。整個(gè)車架結(jié)構(gòu)及主要外型如圖1所示。1.1三維實(shí)體模型建立及坐標(biāo)系確定在UG中建立了車架三維實(shí)體模型如圖2所示,導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行劃分網(wǎng)格建立有限元模型。采用直角坐標(biāo)系描述車架結(jié)構(gòu),XOZ平面取為收稿日期:2008-05-01基金項(xiàng)目:福建省青年人才基金資助項(xiàng)目(2006F3005;福建省科技平臺(tái)建設(shè)項(xiàng)目(2007H2009作者簡(jiǎn)介:黃鼎鍵(1982-,男(漢,福建福州人,助教,碩士,研究方向?yàn)槠嘋 AD/CAE、汽車動(dòng)力學(xué)及仿真等.福建工程學(xué)院學(xué)報(bào)第6卷 圖1車架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖F i g .1S i m pl

7、e structure of a li ght duty truck fram e 車架左右對(duì)稱,XO Y 平面取為車架縱梁下翼面,YO Z 平面取為前軸中心線所在的垂直平面;其中X 軸指向貨車前進(jìn)方向,Y 軸指向貨車前進(jìn)方向的右側(cè),Z 軸指向上方。 圖2車架三維實(shí)體模型F i g .232D en tity m odel of the fram e1.2單元類型采用SHE LL63單元對(duì)車架縱橫梁及加強(qiáng)板進(jìn)行網(wǎng)格劃分;使用BEAM4單元按如圖3所示方法模擬鉚接及螺栓連接。 -用于連接小孔周邊上的殼單元節(jié)點(diǎn)-梁?jiǎn)卧?jié)點(diǎn)1、2-梁?jiǎn)卧獔D3鉚釘及螺栓的連接模擬F i g .3Connecti on

8、 si m ul a ti on of r i vet and bolt1.3定義材料屬性車架選用的鋼材為16Mn L 鋼,彈性模量為2.06×1011Pa,泊松比為0.29,密度為7800kg/m 3,屈服極限為350MPa,抗拉強(qiáng)度極限為520MPa 。1.4懸架的模擬該車前后懸架均為普通的鋼板彈簧。鋼板彈簧具有緩沖與導(dǎo)向作用,模擬時(shí)可以采用剛性梁?jiǎn)卧c彈簧單元組合,如圖4,和為彈簧單元COMB I N 14,和為剛性梁?jiǎn)卧狹PC184。車架前后懸架參數(shù)如表1所示。圖4模擬懸架F i g .4S i m ul a ti on suspen si on表1前、后懸架的相關(guān)參數(shù)Tab

9、 .1Param eters of the fron t and back suspen si on s參數(shù)a /m b /m K /(N m -1K 1/(N m -1K 2/(N m -1前懸架0.630.60245000120000125000后懸架0.690.64462000240000222000劃分網(wǎng)格后,建立了帶懸架的車架有限元模型如圖5所示,共計(jì)86536個(gè)節(jié)點(diǎn),25642個(gè)SHE LL63單元,1260個(gè)MPC184單元,8個(gè)COMB I N 14單元。圖5帶懸架的車架有限元模型F i g .5F i n ite ele m en t m odel of the fram e

10、 w ith suspen si on2車架模態(tài)分析采用B l ock Lancz os 法求車架的固有頻率,所得到的前6個(gè)模態(tài)稱為剛體模態(tài),其頻率值均為零2;表2中顯示的除剛體模態(tài)外的前8個(gè)固有頻率及振型。66增刊黃鼎鍵:輕型貨車車架有限元建模與動(dòng)態(tài)特性分析表2車架模態(tài)分析計(jì)算結(jié)果Tab.2Theoreti ca l result of the fram e m odes階次f固/Hz模態(tài)類型17.9513一階前后扭轉(zhuǎn)226.0920一階側(cè)向彎曲329.3580一階垂直彎曲439.4020二階前后扭轉(zhuǎn)551.6690二階側(cè)向彎曲(S形660.9310局部扭轉(zhuǎn)(第二橫梁767.2430二階整體

11、側(cè)向彎曲873.2200二階垂直彎曲+局部扭轉(zhuǎn)3車架隨機(jī)路面譜響應(yīng)分析3.1路面譜的輸入作為車輛振動(dòng)輸入的路面不平度,主要采用3。路面功率譜密度Gq(n表達(dá)式為G q(n=G q(n0nn0-W(1式中,n0為參考空間頻率;n=0.1m-1;n為空間頻率,m-1;Gq (n為參考空間頻率n0下的路面功率譜密度值,即路面不平度系數(shù),m2/m-1;W為頻率指數(shù),為雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)上斜線的斜率,它決定路面譜的頻率結(jié)構(gòu);根據(jù)參考文獻(xiàn)3,B級(jí)路面下,取G q(n0=64×10-6m2/m-1,W=2。3.2空間頻率功率譜密度轉(zhuǎn)換為時(shí)間頻率功率譜密度空間頻率功率譜密度Gq(n可轉(zhuǎn)換為時(shí)間頻率功率譜密度

12、Gq(fG q(f=1uG q(n=1uG q(n0n20uf2(2式中,u為車速,m/s。3.3路面對(duì)四輪汽車的輸入功率譜密度四輪貨車輸入譜,如圖6所示。x(I、y(I分別表示左右2個(gè)輪跡的不平度,I是路面長(zhǎng)度坐標(biāo)。x(I、y(I的自譜、互譜分別為Gxx(n、G yy (n、G xy(n、G yx(n。4個(gè)車輪所遇到的不平度函數(shù)用q1(I、q2(I、q3(I和q4(I表示,2個(gè)前輪遇到的不平度為q1(I=x(I、q3(I=y( I;后輪由于滯后距離L,所以q2(I=x(I-L、q4(I=y(I-L。圖6四輪貨車輸入譜F i g.6I nput spectru m of four2wheel

13、truck該車有q1(I、q2(I、q3(I、q4(I4個(gè)輸入的振動(dòng)傳遞,共有4個(gè)自譜G11(n、G22(n、G33(n、G44(n和12個(gè)互譜G12(n、G13(n、G14(n、G21(n、G23(n、G34(n、G31(n、G23(n、G34(n、G41(n、G42(n、G43(n。譜量G ik(n可按下式計(jì)算G ik(n=li mTF3i(nF k(n(3式中,Fk(n為q k(I的傅立葉變換,F3i(n為F i(n的共軛復(fù)數(shù),T為長(zhǎng)度I的分析區(qū)間。4個(gè)車輪不平度函數(shù)的傅立葉變換為F1(n=Fq1(I=Fx(I=X(nF2(n=Fq2(I=Fx(I-L=X(ne-j2nLF3(n=Fq3

14、(I=Fx(I=Y(nF4(n=Fq4(I=Fx(I-L=Y(ne-j2nL將四輪不平度函數(shù)的傅立葉變換代入譜量G ik(n的計(jì)算公式,算出各譜量為G11(n=G22(n=G xx(nG33(n=G44(n=G yy(nG12(n=G321(n=G xx(ne-j2nLG34(n=G343(n=G yy(ne-j2nLG14(n=G341(n=G xy(ne-j2nLG32(n=G323(n=G yx(ne-j2nLG13(n=G331(n=G xy(nG42(n=G324(n=G yx(n(4當(dāng)2個(gè)輪跡x(I、y(I的統(tǒng)計(jì)特性相同,即G xx(n=G yy(n=G q(n,則路面對(duì)四輪汽車輸

15、入可用4×4譜矩陣表示,即G ik(n=G q(n1e-j2nL coh(ncoh(ne-j2nLe-j2nL1coh(ne-j2nL coh(ncoh(ncoh(ne-j2nL1e-j2nLcoh(ne-j2nL coh(ne-j2nL176福建工程學(xué)院學(xué)報(bào)第6卷ANSYS進(jìn)行譜分析時(shí),需要輸入時(shí)間頻率譜,當(dāng)汽車以36k mh-1速度行駛時(shí),主要的時(shí)間頻率為220Hz,通過取值計(jì)算得到各位移時(shí)間功率譜密度值,如表3所示。3.4響應(yīng)譜分析過程利用ANSYS對(duì)車架進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)(響應(yīng)譜分析時(shí),就是將車架模態(tài)分析的結(jié)果與一個(gè)已知功率譜聯(lián)系起來(lái)計(jì)算車架模型的位移和應(yīng)力。表3位移時(shí)間功率譜密度

16、Tab.3Power spectra l den sity a t i n d i v i dua l d ispl ace m en t 序號(hào)f/Hz Gq(f/(m2s123.20×10-6232.13×10-6341.60×10-6451.28×10-6561.07×10-6670.91×10-6780.80×10-6890.71×10-69100.64×10-610110.58×10-611120.53×10-612130.49×10-613140.46×1

17、0-614150.43×10-615160.40×10-616170.38×10-617180.36×10-618190.34×10 -619200.32×10-63.5分析結(jié)果與討論進(jìn)行車架的隨機(jī)振動(dòng)(響應(yīng)譜分析,結(jié)果文件記錄了所有節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力和位移隨激勵(lì)頻率變化的值。根據(jù)參考文獻(xiàn)4車架靜態(tài)分析結(jié)果,考慮選取如圖7所示的8個(gè)考察點(diǎn),分析其應(yīng)力情況。車架的隨機(jī)應(yīng)力響應(yīng)可以看作零均值的高斯過程,因而應(yīng)力的均方根值就等于應(yīng)力的方差值,也就是應(yīng)力的均方根值是衡量應(yīng)力值相對(duì)于其平均值離散程度的一個(gè)量,其值越大,則應(yīng)力的瞬時(shí)值與均值相差越大,故相

18、鄰兩點(diǎn)間的均方根值相差越大,該處應(yīng)力集中現(xiàn)象越嚴(yán)重。圖7車架隨機(jī)振動(dòng)考察點(diǎn)F i g.7O bserved po i n ts of rando m v i bra ti on表4為各考察點(diǎn)的隨機(jī)路面譜響應(yīng)的有限元分析結(jié)果。由表4可以看出,2號(hào)點(diǎn)、3號(hào)點(diǎn)、4號(hào)點(diǎn)、6號(hào)點(diǎn)、8號(hào)點(diǎn)的應(yīng)力相對(duì)較大,1號(hào)點(diǎn)和7號(hào)點(diǎn)的應(yīng)力比較小;5號(hào)點(diǎn)的位移最大;由于1和2、7和8這兩對(duì)考察點(diǎn)均方根值相差比較大,說明這兩處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象,但觀察點(diǎn)總體應(yīng)力值都比較小,遠(yuǎn)小于車架的屈服極限350MPa和抗拉強(qiáng)度極限520MPa,所以在正常速度36kmh-1行駛情況下不易產(chǎn)生疲勞破壞及裂紋現(xiàn)象。表4車架各考察點(diǎn)隨機(jī)振動(dòng)應(yīng)力響應(yīng)Tab.4Stress respond i n g of rando m v i bra ti on a t ob2 served po i n ts of the fram e測(cè)點(diǎn)12345678節(jié)點(diǎn)6721618365085418634563478269654應(yīng)力均方/M Pa30.514815412599.814740.6130 4結(jié)論采用殼單元SHELL6