车架有限元分析

以ANSYS软件为分析工具对从国外引进的某重型车的车架进行了有限元分析、模态分析和以路面谱为输入的随机振动分析，通过用壳单元离散车架及MPC单元模拟铆打传力建立计算模型，研究该车架静、动态性能，了解该车架的优缺点。

车架是汽车的重要组成部分，在汽车整车设计中占据着重要位置，车架结构设计历来为广大汽车厂商所重视。本文以某汽车公司从欧洲引进的某重型车车架为研究对象，对该车架结构的动、静态特性进行分析计算，消化、吸收欧洲的先进技术并在此基础上进行自主创新设计。分析手段主要是通过建立正确的有限元分析模型，对车架进行典型工况的静态分析、模态分析和路面不平度引起的随机振动分析，以此了解车架的静态和动态特性，了解该车架的优越性能及其不足之处，为新车架的改型设计提供依据。

1 有限元分析模型的建立

该车架为边梁式，由两根位于两边的纵梁和若干根横梁组成，用铆接或焊接方式将纵梁和横梁联接成坚固的刚性结构，纵梁上有鞍座，其结构如图1

所示。由于车架是由一系列薄壁件组成，有限元模型采用壳单元离散能详细分析车架应力集中问题，可以真实反映车架纵、横梁联接情况，是目前常采用的一种模型。该车架是多层结构，纵梁断面为槽形，各层间用螺栓或铆钉联接，这种结构与具有连续横截面的车架不同，其力的传递是不连续的。

该车架长7m，宽约0.9 m，包括双层纵梁、横梁、外包梁、背靠梁、鞍座、飞机板、铸铁加强板、发动机安装板、三角支撑板和后轴等部分。考虑到车架几何模型的复杂性，可在三维CAD软件UG里建立车架的面模型，导人到Hypermesh软件中进行网格划分等前置处理，然后提交到ANSYS解算。车架各层之间的铆钉联接，可以用Hypermesh-connectors中的bar单元来模拟铆钉联接，对应的是ANSYS的MPC单元，因车架各层间既有拉压应力，又有剪应力，故MPC 的类型应选择Rigid Beam方式。由于该车是多轴车，为超静定结构，为了得到车架结构的真实应力分布，必须考虑悬挂系统的变形情况。整个车架结构应力分析的有限元模型由车架有限元模型和悬挂系统等效有限元模型组成，其中纵横梁、加强板等为薄壁结构，以壳单元shell63离散;钢板弹簧、轮胎以弹簧单元模拟;前悬弹赞的模型为在每边纵梁上采用2个弹簧单元，每个弹簧单元通过MPC 与车架联接，后悬弹簧的模型为在每边纵梁上采用1个弹簧单元与车架后轴联接。离散后，壳单元总数为46 770个，MPC单元为1 338个，材料为欧洲高强度材料，屈服极限500 MPa，杨氏模量为200GPa，泊松比0.3。

2 静力分析

2.1边界条件的确定

车架通过悬架系统、车轮支承在地面上，当有限元模型将悬架系统与车架组合成整体式计算模型后，边界条件可简化为约束前后悬弹黄单元接地处的自由度，让车架形成一简支梁结构。根据车辆电测的有关标准fx1和车辆实际运行时的受力情况，车架的静力分析要考虑弯曲工况和弯曲扭转工况。

在弯曲工况中，车架静止平放、满载，故可以将前后悬弹黄底部节点固

定，约束所有自由度。在弯曲扭转工况中，车架静止、满载，其中一个前轮或后轮抬高200mm，故可以将抬高车轮处的弹簧单元底端约束除Z轴向移动之外的所有自由度，再给该处一个沿Z轴正向的200 mm的强迫位移，未抬高车轮处的弹簧单元约束如同弯曲工况。

2.2载荷的简化及加载

载荷的简化与施加是否和实际相符或接近直接关系到计算结果的真实性，在进行弯曲和弯曲扭转工况计算时，车架所受载荷一致，主要包括驾驶室的重力、发动机的重力、鞍座所受压力和牵引力，以及车架自重。该车的驾驶室总重800 kg，按其位置沿纵梁施加均布载荷;发动机重量为800 kg，将其均布在支承发动机的四块支承板上;鞍座允许最大承载能力为24 602 kg ,考虑到车辆制动时产生的载荷转移，在鞍座上施加25 000 kg的压力载荷;该车允许拖挂的总重为70 000kg，形成的牵引力通过挂钩作用在鞍座上，方向是沿X轴向后，可以简化为作用在鞍座上与承载压力在同一位置的X向均布载荷;车架自重力以密度和重力加速度的方式施加。

2.3静态计算结果与分析

弯曲工况的应力分布如图2、图3所示，单位为:MPa。

车架在弯曲工况时，总体应力不大，高应力区集中在纵粱的靠背梁、第三横梁和外包粱所在位置处，最大应力不超过200 MYa，远小于该车架材料的屈服极限500 MPa。相对而言，受力较大处在鞍座部位，应力相对较大，但仍没有超过车架的抗拉强度。弯曲工况下，第二、第三横梁焊缝周围的应力值较小。

弯曲扭转工况以右后轮抬高200 mm为例，其应力分布如图4、图5所示，单位为:MPa.

车架在右后轮抬高的弯曲扭转工况时，高应力区集中在车架纵粱的第三横梁附近及后轴位置上的加强板处，其值不超过330 MPa。焊接部位的高应力区也在第三横梁上，焊接处应力最大值不超过250 MPa，说明在这种焊接结构下，焊接性能优良，焊缝结构值得借鉴，横梁设计合理，可以用于改进其它车型的车架横梁结构。

由以上两种典型工况计算可知，该车架的结构设计合理，大部分部位应力远小于车架材料的屈服极限，性能稳定，焊接性能优良。

3 动态性能分析

车架可看成一个多自由度弹性振动系统。作用于这个系统的各种激振力就是使车架产生复杂振动的动力源。可分为两类:一是汽车行驶时路面不平度对

车轮作用的随机激振;二是发动机运转时，工作冲程燃烧爆发压力和活塞往复惯性力引起的简谐激振。如果这些激励力的激振频率和车架的某一固有频率相吻合时，就会产生共振，导致车架某些部位产生数值很大的共振载荷，造成车架的破坏。路面不平度对车架作用的随机激振属于低周激振，对车架的疲劳破坏不容忽视。

3.1模态分析

模态分析是研究结构动态性能的基础。设车架已按某种方式离散化，根据达朗伯原理:

式中[M]为质量矩阵，{x(t)}为广义坐标的列阵，[K]为与{x(t)}相对应的刚度矩阵，{x(t)}为加速度列阵。

由于弹性体的自由振动总可以分解为一系列的简谐振动的叠加，因此可以设式(1)的解为:

式中{g}是位移{x(t)}的振幅列向量，它与时间t无关，W是固有频率，将式(2)代入式(1)并消去，sinwt因子，得:

求解方程(3)的广义特征值Wi2和广义特征向量{g}即可求得振动的固有频率。和相应的振型{g}。

模态计算该车架的自由振型，即取消所有约束条件、承载情况和前后悬弹簧的作用，在ANSYS中用Block Lanczos法提取自由振动时的前15阶固有频率，由于刚体位移，前6阶的频率为零，其余各阶频率如表1。

从模态分析可知，车架固有振型分为两类:一类是车架的整体振动，另一类是以车架一个或几个部分振动为主的局部振动。7到15阶模态频率分布在8-36 Hz范围内，且以整体振动为主的模态振型较多，其中第7.15阶振型属于扭转振型，第8、10、12、13阶振型属于弯曲振型，第12、15阶伴随有车架的局部振动，第9、11、14阶振型为局部振动，主要集中在鞍座和外包梁两个位置。模态分析结果表明该车架刚度较好。

3.2随机振动分析

随机振动是指机械(结构)系统对外加随机激励的动态响应。汽车行驶在凹凸不平的路面上产生的振动是典型的随机振动，研究车架在路面随机激励下的响应可以了解共振频率和动应力突变情况，对研究车架结构的疲劳强度具有很实际的意义。可以通过施加路面功率谱密度的方式来激励车架。

功率谱密度描述了随机变量总均方值在频率域上的分布情况，是单位频带上振动功率的度量。路面的功率谱密度S。通常是路面空间频率月的函数。设车辆以匀速，在二向路面行驶，路面波长为λ, Sg(Ω)为路面功率谱密度;Rg(x)为路面高h(x)的自相关函数，定义为Rg(X)=E[h(x)h(x+x")]，其中x为行车方