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SX360自卸卡车的有限元分析和车架优化设计

作者：Yuan Ren, Yongchang Yu, Binbin Zhao, Chuanhui Fan, He Li

摘要

作为汽车的轴承基座，车架具有承受来自于发动机，离合器，车身和货物重量所传递的各种力和转矩的作用。分析车架的自然振动频率和动态模式是确保汽车功能的重要一步。用传统方法难以得出准确的分析结果，不过，FEA软件ABAQUS可以提供准确的车架应力分布，分析其两端和中点处的应力偏转规律，以及进行瞬态的车架动力分析。以往大多数的有限元分析只关注于车架质量和模型优化分析，缺乏振动和模式分析，但是本文将使用大型软件ABAQUS来分析固有振动频率和SX360自卸车车架的动态模式，为车架结构的优化设计提供必要的理论依据。

关键词：车架；有限元分析；应力；瞬态动力分析；偏转

1. 绪论
作为汽车的轴承基座，车架具有支撑着所有汽车零件，包括发动机，车身和货物集装箱，并承受从发动机，离合器，车身和货物集装箱传递的各种力和扭矩的作用。在整体设计中车身强度和车架刚度非常重要，当刚性不足时会引起振动、噪音、降低乘客舒适度，影响车辆的运行稳定性和可靠性 [1] 。若要提供必要的理论结构改进的基础并完成车架结构的最佳设计，必须了解自然的分析振动频率和动态模式。ABAQUS是具有丰富几何的强大的有限分析软件元素库和各种材料模型库。它可以仿真各种工程材料的许多参数包括性能和性质，以及单一部件的地址力和联系分析，并结合起来部分，进行许多压力和物理场的分析和计算。以前的有限元分析着重于车架质量和模型优化分析。在本文中，使用了大规模的ABAQUS软件为SX360自卸车的车架建立参数有限元模型，以提供结构优化设计车架，确保合理的车架设计，提高其整体运行性能 [2-5] 。
2. 车架分析模型
2.1. 车架的三维物理模型

车架主要结构参数：Q235钢材，密度为、，长度为1500mm，宽度为500mm，5＃槽钢用作标准零部件，尺寸为520mm和980mm。 如下图1所示。

图1 槽钢的结构示意图

首先在ABAQU S软件的的功能模块SKETCH选项中，绘制出车架的二维截面。然后在功能模块PART中，将其在不同的平面上拉伸从而形成三维物理模型。该模型将只有一半将被提取用于基于对称车架结构的负载的分析和计算。车架的简化三维物理模型如图2所示。

图2 车架的简化三维物理模型

2.2. 车架模型的有限元分析

将车架结构用适当的材料以及截面属性和组装部分合并后，将建立的三维物理模型划分为网格。为了满足计算精度和减少计算量，使用三维物理单元C3D4扫描网格划分，然后用减缩积分进行计算，将模型到19591个单元和41440个节点。网格划分如图3所示。

图3 车架的有限元模型

3. 计算结果分析

3.1. 车架的静载荷分析

车架不仅要承载包括发动机，底盘和货物的重量，还要承载包括在车辆行驶过程中产生的各种力和扭矩。因此，车身的强度不仅涉及到整车是否能够正常运转，而且与车辆的安全性有关。所以车架强度应该足够大，以确保其具有足够的可靠性和使用寿命。车架的静载荷分析是车架结构其他类型的分析的基础。当装载时，作者忽略了车架本身的重量，并且将其他装配体和附加货物的重量简化为在车架中均匀分布的载荷。绘制施加到车架的力的简化车架机械模型受力图如图4所示。

图4 施加到车架上的力的简化机械模型

基于公式[6-7]，当车架偏转时施加的正应力：
在此公式中: sigma;—— 正应力，单位为Mpa; M —— 力偶矩, 单位为N*m ; y ——从偏转点到中性轴的距离，单位为mm; ——力偶矩，单位为.
3.1.1应用于车架的力和模型边界条件的定义

在车辆运行过程中车架受到的应力主要是指弯矩。本文分析了车架的弯曲强度和变形。由于车架所受的力是对称的，所以在本文中只分析一半的车架在其静态条件的状态，其所受载荷分布在整个表面。沿Y轴负方向，所施加的力为5000N。在本文中，车架结构之间的连接设定为刚性连接。因此，在施加到零部件的力的作用下，将车架底部支撑部件之间的接触点设定为固定接触点，其约束类型被设置为ENCASTRE（U1 = U2 = U3 = UR1 = UR2 = UR3 = 0），零件类型被设置为ZSYMM（U3 = UR1 = UR2 = 0）。其载荷和边界条件如图5所示。

图5 载荷及其边界条件

图6 工作应力

3.1.2. 结果展示

(a) 在车架的最右端的偏转程度

(b) 在车架最左端的偏转程度

(C) 车架中部的偏转程度

图7 车架各位直的偏转

如图6所示，大多数应力都集中在车架的支撑点处，车架在其的支撑点处全力应用领域的最大应力值。车架的单位弯曲刚度相当于EJ车架梁。如果在车架梁的表面上有均匀分布的载荷F，则最大挠度的大梁是[8]：

其中：J x——梁的弯曲刚度系数;E——弹性模量，单位为N / ; l——轴距，单位为m; F—— 大梁中点处的集中载荷，单位为N; ymax-最大偏转，单位为m。

图6表示出了施加力的前后车架的变形和应力值;图7（a），（b）和（c）分别表示车架两端和中点的偏转程度与负载的关系。从这些图中可以得出，车架大部分所受应力集中在车架的底部和支撑部件之间的接触面上，车架所受的最大应力为86.23Mpa，屈服极限为235Mpa，足以满足其强度条件;通过车架两端所得的数据可以看出，车架的偏转程度在两端和中点都是显着的。过高的偏转将降低车架的安全性能，影响其稳定性[9-12]。因此，在本文中，在车架底部和支撑部件的接触位置调整符合车架的强度条件的情况下，两端和中点处的偏转被减小以获得最佳解决方案。

3.2. 车架的瞬态动态分析

如果车辆在条件较为恶劣的道路上行驶，则会发生垂直位移，由于路面不规则而引起车辆随机激励。如果这种随机激励引起过度的振动，则会影响乘客的舒适度，并对车架造成损坏或不被允许的变形。因此，有必要研究车辆的固有振动频率及对其进行动态分析。
3.2.1. 振动频率的提取
考虑到对振动频率的动态特性影响较大的频率集中在低频和中频带，模型中低频和中频不同模式的提取将足以研究帧的动态特性。这里提取了前五个指令的固有频率。重新构建上述模型，并在功能模块中添加“密度”为7.85e-9t/mm2。然后进入功能模块步骤，构建一个新的模块，将过程类型设置为线性扰动，并提交分析。该步骤的目的是提取车架的固有频率。相应的频率在DAT文件中可用，如表1所示。

从上面的数据可以得出，最大的提取频率为281.08 Hz。

3.2.2. 车架的瞬态模态动力学分析

以一定的自然频率振动时的多自由度系统的振动形态被称为模式，由于系统中的点之间的一些比例关系，其振动模式被称为自然振动模式。无论阻尼大小如何，机械结构中的力对外力的响应可以表示为包含固有频率，阻尼比和振动模式的模态参数的不同振动模式的叠加。对于具有N个自由度的线性系统，微分运动方程式表示为 [8] 。

MXrsquo;rsquo; CXrsquo; KX=F(t) （3）

在上述式子中: M —— 质量矩阵; K —— 刚度矩阵; X —— 位移向量; F(t)

—— 力向量; t—— 时间，单位为s.
当F（t）=0，忽略阻尼C的影响，这个等式可以变换为

MXrsquo;rsquo; KX=F(t) （4）

在自由振动中，结构点以简单的谐波方式振动，其位移表示为

(5)
结合式子（4）和（5），可以得到

(6)
定义特征值 。
此外，通过，确定系统的不同阶固有频率，即模态频率 (固有频率相当于模态频率).
施加到车架的集中载荷被定义在9个节点上，其方向如图所示

图8

对于车架中节点的位移U3的历史输出和节点应力随时间的变化，选择一个代表性的节点1以反映这些结果，如图9和图10所示。

图9 车架在节点1的位移U3的历史输出

图10 车架在节点1随时间的应力变化

从上述所选择的节点1的位移U3的历史输出可以看出，车架中的所有节点的位移虽随着阻尼的作用而缓慢衰减，但是节点1的振动幅度非常的大。节点1的应力值也很高，并在施加力后以周期性方式衰减。这为车架结构的优化提供了参考依据。
4. 车架的结构优化

由于在车架的两端和中点处具有较大的偏转和节点振幅，所以必须优化此车架类型的结构尺寸，因为它在运作过程中会经受冲击载荷。另外，结构优化用于在其瞬态动态分析中改变车架的振幅，并通过改变车架底部和支撑件的接触位置来修正车架偏移[13-14]。为此，在车架的载荷保持恒定的情况下，调整车架底部和支撑部件之间的接触位置，以产生两端和中间点的偏转规律图，如图11（a），（b）和（c）所示。在车架结构中，节点的左右位移和应力曲线（本文选择的代表性节点1）如图12,13,14和15所示。

1. 车架左端的偏转规律
   （b）车架右端的偏转规律
   （c）车架中点的偏转规律

图11车架各个部分的偏转规律

图12. 优化的后车架的支撑点位置

图13. 优化的后车架的受力状况图

图14. 在节点1处位移U3随时间变化的历史输出

图15. 在节点1处随时间变化的压力

从以上图表中可以看出，车架所受的最大应力为11.17Mpa，远远大于材料强度，车架两端和车架中间的偏转度

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