運用CAE技術(shù)進行某微型客車車架結(jié)構(gòu)的分析與優(yōu)化設(shè)計

1、各工況分析的模型采用基于該微型客車CAD模型的有限元模型,減少建模的誤差,進行分析.該車架的有限元模型如圖1所示.圖1車架有限元模型 圖2垂向撓度變化圖 .*運用CAE技術(shù)進行某微型客車車架結(jié)構(gòu)的分析與優(yōu)化設(shè)計蘇慶1 孫凌玉1 劉福保2（1.北京航空航天大學汽車工程系 北京 100083）（2.江西昌河汽車股份合肥分公司 合肥 230000）摘 要：本文運用幾種CAE技術(shù)對某微型客車車架進行了結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化設(shè)計，首先，計算了靜力撓度，靜態(tài)彎曲、扭轉(zhuǎn)剛度，然后求解了固有模態(tài)，并在此基礎(chǔ)上獲得典型道路激勵下的瞬態(tài)響應(yīng)，此外，還對車架典型薄壁梁結(jié)構(gòu)的耐撞性吸能特性進行研究，配合實驗數(shù)據(jù)，對車架結(jié)構(gòu)進

2、行了合理的改進設(shè)計，實現(xiàn)了滿足輕量化要求的靜態(tài)優(yōu)化設(shè)計目標，彰顯CAE技術(shù)在汽車研發(fā)過程中的作用日益重要。關(guān)鍵詞：CAE，車架，優(yōu)化設(shè)計0綜述CAE（計算機輔助工程分析）技術(shù)的興起及應(yīng)用，滯后于CAD（計算機輔助設(shè)計）技術(shù)，尤其在汽車工業(yè)以及機械行業(yè)。當前，在中國汽車行業(yè)CAD技術(shù)已廣泛得到應(yīng)用，在產(chǎn)品設(shè)計過程中已經(jīng)擯棄手工繪圖的時代，將企業(yè)中的圖紙信息數(shù)字化，大大節(jié)省成本；而對于產(chǎn)品進入驗證階段所必需的試驗，對所設(shè)計的產(chǎn)品進行符合國家相關(guān)法規(guī)標準的強度、剛度、NVH、耐撞性等方面的評價，企業(yè)必須對概念樣品進行一次一次的試驗、修改、再試驗、再修改的反復過程，最后才可以定型，生產(chǎn)銷售。相對于在產(chǎn)

3、品設(shè)計初期的方案擬定、圖紙繪制工作所耗費的人力、物力、財力，在設(shè)計進入驗證階段的反復試驗評價和改進樣品的費用可謂是天壤之別。然而，CAE技術(shù)已在國外大型汽車企業(yè)中廣泛應(yīng)用，用以降低成本，縮短新車開發(fā)周期，應(yīng)對瞬息萬變的汽車市場需求，我國大部分汽車企業(yè)也都接觸到CAE的研發(fā)工具，但應(yīng)用的能力還不強，真正應(yīng)用到產(chǎn)品研發(fā)中的企業(yè)還是很少，運用CAE軟件進行分析的能力決定所開發(fā)產(chǎn)品的水平。本文結(jié)合某微型客車車架結(jié)構(gòu)，對其進行輕量化以及耐撞性能優(yōu)化設(shè)計，效果良好，得到廠家的肯定與應(yīng)用。各工況分析的模型采用基于該微型客車CAD模型的有限元模型，減少建模的誤差，進行分析。該車架的有限元模型如圖1所示。 圖1

4、車架有限元模型 圖2垂向撓度變化圖 有限元分析軟件采用ANSYS release7.0，模型采用四節(jié)點四邊形殼單元，有少量三角形單元比例，單元尺寸68mm，單元數(shù)共計144943，節(jié)點數(shù)151124，點焊依據(jù)工藝流程規(guī)定的位置布置，車架模型中共有4458個焊點；材料屬性依據(jù)企業(yè)提供的參數(shù)設(shè)置，E=203Gpa，=7.8910-6 kg/mm3，=0.31。1靜力分析靜力分析是在載荷作用點恒定，加載速度緩慢或者為零，加載量值緩慢變化或保持恒定情況下，計算結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、應(yīng)變、位移的過程，靜力分析在設(shè)計過程中必不可少，它將提供結(jié)構(gòu)在靜力條件下的性能。1.1靜撓度分析在進行滿載下車架垂向撓度分析時，將前

5、后懸架用彈簧單元COMBIN14簡化模擬，賦予剛度，一端聯(lián)接在車架上，另一端固定約束。前懸架以及后懸架的前COMBIN14彈簧單元定義為一維，只在Z軸方向有變形運動，而后懸架后COMBIN14彈簧單元定義為二維，因為板簧后端允許有縱向的位移，可在XZ平面做變形運動。車架所承受載荷來自車架以上部分的自重，載荷為14088.1N。由于是承載式車身，所以將該載荷均勻作用在車架的前后縱梁和地板橫梁上，共366個加載點。圖2、3結(jié)果表明，車架前部的撓度大于后部，最大值有76.1mm，最小值僅有8.4mm（包括懸架位移）。在滿載下，車架的大部分是低應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)力值114.1pa，表明此種車型的設(shè)計滿載值是

6、合理的，車架的狀態(tài)良好。 圖3垂向撓度von-Mises等效應(yīng)力云圖 圖4彎曲結(jié)果位移云圖1.2車架彎曲剛度分析進行彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度分析時，不考慮懸架的影響。在前懸約束所有自由度，后懸板簧的前端部位約束UX、UY、UZ；板簧的后端部位僅約束側(cè)向位移UY和繞Z軸的轉(zhuǎn)動自由度ROTZ。載荷施加在前后縱梁聯(lián)接處的節(jié)點上3，共24個加載節(jié)點，載荷大小為1000N。為了避免誤差取這24個位移的平均值，作為撓度，依據(jù)材料力學公式，求得車架的抗彎剛度值CB。計算得彎曲剛度為，與相關(guān)文獻4（6.28105 Nm2）對比，本車架彎曲剛度值偏小，原因在于本車架是承載式車身車架，車身要承擔很大一部分的抵抗剛度。圖

7、4為位移云圖。1.3扭轉(zhuǎn)剛度分析對于輕型客車的扭轉(zhuǎn)工況我國沒有硬性規(guī)定的標準，參照客車國家標準匯編上的大型客車電測試驗標準，其約束方式是將四個車輪都用墊板墊成一樣的高度，然后撤去右前輪的墊板，使車輪下沉240mm或480mm6。在右前輪中心處設(shè)置位移邊界條件，使指定節(jié)點向下沉降480mm。右前懸釋放，左前懸以及后懸的前端約束UX、UY、UZ三個線位移和ROTZ，釋放其沿X、Y軸的轉(zhuǎn)動自由度ROTX、ROTY，后懸的后端僅約束UY與ROTZ。扭轉(zhuǎn)剛度的計算依據(jù)材料力學公式：，其中L為前輪距，F(xiàn)為所施加垂向載荷，h為沿載荷作用點的垂向位移，CT單位為Nm/。計算所得剛度為：對比相關(guān)文獻4，本車架的

8、扭轉(zhuǎn)剛度比較高，在輕型客車車架中比較突出，由于其橫梁密布，在抵抗扭轉(zhuǎn)變形的過程中作用很大。圖6表明車架的應(yīng)力狀態(tài)大致都處于低應(yīng)力狀態(tài)，平均von-Mises等效應(yīng)力為2611pa，只在前后懸架的約束處出現(xiàn)高應(yīng)力水平。 圖5扭轉(zhuǎn)位移云圖 圖6扭轉(zhuǎn)von-Mises等效應(yīng)力云圖2動力學分析動力學分析一般是指載荷作用歷程與時間有密切關(guān)系的問題類型，以下包括模態(tài)分析與道路激勵下瞬態(tài)響應(yīng)分析。2.1模態(tài)分析采用Subspace（子空間迭代法）計算了除六階剛體模態(tài)以外的前九階自由模態(tài)，前四階振型圖如下所示： 圖7 第一階振型圖 圖8第二階振型圖 圖9 第三階振型圖 圖10 第四階振型圖表1表明第一階固有頻

9、率出現(xiàn)在18.198Hz，由于車身與車架在整車中是緊固聯(lián)接的，不考慮車架與車身出現(xiàn)共振的危險，而應(yīng)當考慮發(fā)動機與車架共振的危險，因為發(fā)動機與車架是懸置聯(lián)接，發(fā)動機的爆發(fā)頻率為1620 Hz；常用車速爆發(fā)頻率為33.350 Hz1，車身第一階模態(tài)12.922Hz，第二階模態(tài)19.661Hz，有可能發(fā)生共振。路面不平度對汽車運動所引起的激勵多屬于20 Hz 以下的垂直振動，有激起車架一階扭轉(zhuǎn)共振的可能，但考慮到車身與車架的剛性聯(lián)結(jié)可抑制該階振型，還需要進行整車模態(tài)的分析。表1 各階模態(tài)列表模態(tài)階次固有頻率（Hz）模態(tài)類型118.198一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)（繞x軸）231.720側(cè)向彎曲模態(tài)（繞z軸）334

10、.023垂向彎曲模態(tài)（繞y軸）440.761二階扭轉(zhuǎn)模態(tài)（繞y軸）549.077局部模態(tài)（第六根地板橫梁）650.226局部模態(tài)750.871局部模態(tài)（第二根地板橫梁）852.426局部模態(tài)（第一根地板橫梁）957.690扭轉(zhuǎn)模態(tài)（繞z軸）2.2道路激勵下瞬態(tài)響應(yīng)分析模擬車架滿載工況下受到搓板路中的一個小坡激勵的瞬態(tài)動力學分析，位移激勵設(shè)置在兩前輪的懸架彈簧底部，模擬兩前輪的過坡過程。路面尺寸依據(jù)定遠總后試車場搓板路給出，路面激勵為半正弦波形，坡高20mm，波長400mm，車速定為20km/h，車架承載14088.1N，重力加速度g。車輛在搓板路上行駛時，兩前輪同時被抬起或落下，在前輪處受沖擊

11、載荷，車架受慣性力作用產(chǎn)生彎曲。前懸、后懸用彈簧單元COMBIN14模擬。后懸底部均為全約束，前懸的14個彈簧單元底部節(jié)點約束除過UZ方向的其他五個自由度，UZ自由度作為位移激勵用，將一個半正弦小坡分為6個載荷步，寫入6個載荷步文件，每個載荷步內(nèi)定義10個子步，時步大小為0.002s，載荷步如圖11，激勵非對稱是想檢驗計算結(jié)果會不會在后兩個載荷步上出現(xiàn)突變，驗證本模型的正確性。 圖11位移激勵曲線 圖12路面激勵模型圖分別取出縱梁上五個不同部位的節(jié)點結(jié)果，進行結(jié)果察看，位移曲線如圖13，由于車架結(jié)構(gòu)對稱，約束對稱，載荷對稱，位移激勵對稱，所以，節(jié)點選取左縱梁還是右縱梁，結(jié)果出入不大。在激勵點之

12、后的各點起初的位移出現(xiàn)了負值，表明車架縱梁發(fā)生彎曲變形產(chǎn)生轉(zhuǎn)角，縱梁中部區(qū)域的變形是單調(diào)遞增變化，表明彎曲變形以車架上后懸前端約束位置為中心，圖中出現(xiàn)的曲線交匯點表明，此時刻車架整體有相同的位移，前縱梁已處于回落階段，后縱梁由于相位差仍在上升階段。 圖13縱梁節(jié)點位移曲線 圖14縱梁節(jié)點應(yīng)力曲線最大應(yīng)力出現(xiàn)的時刻在0.06s時，即位移激勵最大時，應(yīng)力最大出現(xiàn)在后縱梁上后懸架前端附近部位，最大值為3.3Mpa，前縱梁上節(jié)點與其他部位上節(jié)點的應(yīng)力走勢不同，總是有一個相位差存在；在位移曲線的交匯點附近，出現(xiàn)了應(yīng)力谷，因為此時，前后縱梁有相同位移，相當于車架的各個部位沒有相對位移，也就沒有相對的變形產(chǎn)

13、生，所以，此時的應(yīng)力狀態(tài)幾乎趨于零值，同時，這也是由于第5載荷步的突變使然。橫梁上的位移變化走勢與縱梁相應(yīng)部位走勢一致，第3至第8根橫梁位移是單調(diào)遞增的，第9、10兩根橫梁出現(xiàn)了位移的負值，第1、2兩根橫梁在區(qū)間上存在一個極大值，證明了彎曲的旋轉(zhuǎn)中心在靠近后懸前端約束的縱梁部位；位移的最大值出現(xiàn)在最后一根橫梁上。在激勵的最后時刻，無論是縱梁還是橫梁，其應(yīng)力都會有很大的反彈，并且超過第一個峰值，達到最大值，表明搓板路工況下，并非激勵最大時是危險時刻，而是在車過完坡后的回落階段，會出現(xiàn)最大的應(yīng)力，10.02Mpa處于安全許用范圍；應(yīng)力曲線上，應(yīng)力谷的出現(xiàn)再次說明在0.08s-0.09s之間存在突變

14、，表征了此模型的正確性。 圖15橫梁節(jié)點位移曲線 圖16橫梁節(jié)點應(yīng)力曲線綜觀整體，最大應(yīng)力出現(xiàn)在第3載荷步的結(jié)束時刻0.06s，整個過坡過程中，車架的平均應(yīng)力維持在110Mpa水平左右。此種工況下車架承受彎曲變形，最大的應(yīng)力危險出現(xiàn)在第6載荷步的激勵回落時刻，最大應(yīng)力有10Mpa，車架結(jié)構(gòu)完全可以滿足要求。3閉口帽形薄壁梁耐撞性分析CAE技術(shù)應(yīng)用于汽車被動安全性研究,有很大優(yōu)勢，車架結(jié)構(gòu)是主要承受碰撞能量吸收的車身關(guān)鍵部件，該型車架前縱梁的翻邊與地板焊接組成閉口帽形薄壁梁結(jié)構(gòu)，并有內(nèi)加強板，依據(jù)該車架的幾何尺寸建立閉口帽型薄壁梁有限元模型，運用ANSYS/LS-DYNA顯式有限元分析模塊進行碰

15、撞吸能特性分析8。剛性錘重680kg，初始速度4.15m/s，計算50ms的碰撞歷程。薄壁梁模型壓潰過程如圖所示，壓潰模式與文獻7完全吻合。 圖17 8ms構(gòu)型 圖18 24ms構(gòu)型 圖19 46ms構(gòu)型 圖20 Z軸方向碰撞力曲線Z軸碰撞力、減速度曲線如圖20、21所示，最大碰撞力為200.8KN，碰撞力脈沖、碰撞減速度脈沖都相對比較平緩?？偰芰俊幽?、變形能、滑移界面能以及沙漏能量曲線如圖22，大部分的沖擊能量由帽型梁的屈曲變形吸收，該車架性能可以滿足設(shè)計要求。 圖21 Z向減速度曲線 圖22 能量分布曲線4優(yōu)化設(shè)計綜合以上分析，可以找出車架的薄弱環(huán)節(jié)以及薄弱工況，對結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。很明顯，

16、該車架的彎曲剛度相比較而言略小，遂選擇在彎曲工況下進行車架的輕量化優(yōu)化分析。采用ANSYS7.0參數(shù)化設(shè)計語言（APDL）進行分析，為進行車架輕量化設(shè)計，擬對前縱梁等8個厚度為2mm的部件進行重新設(shè)計，其厚度相對比較大，存在進行輕量化的設(shè)計空間，并且考慮到制造工藝的條件，對其他更薄的部件再進行減厚，會存在工藝難度，增加成本。優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學模型為：minwt（thck）s.t. max_str2100.001thck0.003，其中，thck為8個部件的厚度，max_str為車架最大von-Mises等效應(yīng)力值，wt為車架整體質(zhì)量。采用一階優(yōu)化方法進行優(yōu)化計算，由于設(shè)計空間比較小，得到一組符合要

17、求的結(jié)果，在滿足應(yīng)力要求下，其重量減輕了約4kg，厚度變?yōu)?.0017639m，基本滿足了預先的要求。在滿足車架彎曲剛度的條件下，使車架的重量進一步減輕5.9%，對提高該車型的燃油經(jīng)濟性很有幫助。車架最大應(yīng)力提高到174Mpa，小于材料屈服極限210Mpa，彎曲、扭轉(zhuǎn)剛度的驗算值如表2，經(jīng)過輕量化設(shè)計的車架安全系數(shù)為1.2。表2 優(yōu)化結(jié)果變量名優(yōu)化前優(yōu)化后max_str（pa）0.13839E+090.17399E+09thck（m）0.20000E-020.17639E-02wt（kg）62.47658.797CB（Nm2）1.06E+051.02E+05CT（Nm/）2726.92596.

18、25結(jié)論計算機輔助工程分析（CAE）的方法將隨著中國汽車工業(yè)的逐步強大越來越被重視，分析的能力也將越來越增強，在提高自主研發(fā)能力上CAE工具將大有作為，將為中國汽車企業(yè)降低開發(fā)成本，迅速應(yīng)對市場變化，本文成功應(yīng)用ANSYS7.0分析某微型客車的各種工況，以此為基礎(chǔ)進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化與改進，取得了良好的效果，積累豐富的經(jīng)驗，提高運用CAE分析的能力。參考文獻：1.馮國勝. 汽車車架動特性分析及應(yīng)用. 汽車技術(shù). 1994(8):9122.褚志剛,鄧兆祥等.麥弗遜懸架剛度對汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的影響.重慶大學學報.2003,26(8):48523.馬迅, 盛勇生. 車架剛度及模態(tài)的有限元分析與優(yōu)化. 客車技

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