東風重型載貨汽車車架靜動力學分析及優化設計

馬海蕾，劉寶會，李 想，陶 濤

(河北工業大學 機械工程學院，天津 300130)

0 引言

車架作為汽車的基體，承載著來自路面及裝載物體的各種載荷，汽車車架的結構性能在很大程度上決定了車輛整體質量的好壞，所以車架的強度、剛度、可靠性及使用壽命必須滿足一定的要求[1-2]。

本文以東風天龍某重型載貨汽車為研究對象，通過ANSYS對車架進行靜力學分析；同時，為防止行駛過程中發生共振對其進行預應力模態分析，驗證結構的合理性。在保證安全穩定性的前提下對車架進行參數優化，達到用鋼量少及提高穩定性的目的。

1 有限元分析

1.1 建立車架模型及網格劃分

東風天龍系列某重型載貨卡車的車架結構形式為邊梁式，車架由2根縱梁和9根橫梁組成?？v梁一般采用槽鋼，橫梁是固定縱梁的一種橋梁，加強了車架承受來自縱向和橫向載荷的能力[3-5]。

該載貨汽車車架總成如圖1所示，總長為11 398 mm，寬度為860 mm，縱梁高度為300 mm，軸距分別為5 700 mm和1 300 mm。車架最前端為管狀橫梁，尾梁采用沖壓槽型結構，車架縱梁采用型號為300×85×7.5的槽鋼。

圖1 載貨汽車車架總成

創建車架三維模型時，略去不影響車架總體性能的一些小孔和圓角，這樣會降低車架分析時網格劃分的難度。車架材料為Q345鋼，屈服應力為345 MPa，總質量為1 454 kg。

車架各部件的材料屬性設定完成后，對車架進行有限元網格劃分。本文采用自由網格劃分，并設置網格尺寸為5 mm，劃分結果為117 276個節點、56 469個單元。

1.2 靜載荷響應分析

根據車架的作用功能對車架進行加載并約束，卡車的載貨質量為25 t，施加在車架的左右縱梁上，車架與前懸架連接處有4個約束，與后懸架連接處有2個約束，受力及約束分布如圖2所示。

圖2 車架受力及約束分布

運行分析得到車架變形云圖和應力云圖，如圖3和圖4所示。由圖3可知，后懸架變形量較大，產生最大位移。在滿載的情況下，由于車架后部相對較長，縱梁在受載情況下，后面的變形相對較大一些。

車架所承受載荷主要包括貨物、駕駛室、車廂、懸掛件等重力，車架受載變形方向和重力方向一致，撓度值和變形量在數值上相同。車架的最大位移發生在車架尾梁處，位移最大值為12.434 mm。根據懸臂梁受力公式(1)計算自由端最大撓度ymax，判斷位移量是否滿足要求。

(1)

其中：q為均布載荷標準值；l為懸臂梁長度，l=3 030 mm；E為鋼的彈性模量；I為鋼的截面慣矩。

車架受力均勻加載在縱梁上，基于圖1計算得到均布載荷q=21.49 N/mm；槽鋼彈性模量E=210 GPa，截面慣矩I=6 050 cm4。將數值代入式(1)計算得ymax=17.82 mm,可見車架位移變形量滿足要求。

圖3車架變形云圖圖4車架應力云圖

由圖4可知，車架應力分布較大的位置主要是在后軸約束處的橫梁上，車架最大應力值為279 MPa，小于材料的屈服強度345 MPa，強度安全系數為：

(2)

由此可知本文所研究的東風天龍重載卡車的車架在正常工作條件下其剛度和強度符合要求。

1.3 車架動力學響應分析

模態分析主要是分析結構的特性，通常用來分析結構的固有頻率和振型。利用ANSYS平臺進行預應力模態分析，并提取前10階模態，車架的固有頻率和振型特征如表1所示，模態振型如圖5所示。

表1 車架的固有頻率和振型特征

車輛運動條件下受到的激勵來自于路面和汽車發動機，通常高速公路的激振頻率不超過20 Hz，其方向為豎直方向[6]，該重型汽車車架的一階垂直彎曲模態頻率為22.874 Hz，在垂直方向上避免了車架共振現象產生。重型載貨汽車使用六缸四沖程發動機，激勵頻率為35 Hz～36.5 Hz[7]，該車架的二階側向彎曲模態頻率為37.809 Hz，能夠避開該頻段，但是與激勵頻率比較接近；常速下發動機的振動頻率為48 Hz～52 Hz，車架二階垂直彎曲頻率不在該頻段。通過預應力模態分析可知，汽車在怠速、常速下不會發生共振現象。

2 車架結構優化設計

車架材料的屈服極限為345 MPa，撓度為17.82 mm，而通過靜力分析得到滿載作用下車架最大應力為279 MPa，最大變形量為12.434 mm，遠小于車架材料極限值。因此車架在強度及剛度方面遠超過車輛的使用要求?？紤]到生產成本及耗油量等問題，在滿足車架安全穩定性的前提下有必要對其進行輕量化設計，此處可以對車架的縱梁型號尺寸進行優化設計。

2.1 確定目標函數

目標函數通常包括諸如質量、最大變形、最大應力等結構相應參數；設計變量則往往包括諸如模型集合尺寸、載荷、材料性能等輸入參數。

圖5 車架的前10階振型

設定輸入參數為縱梁截面尺寸，其尺寸可由3個獨立的參數(P1、P2、P3)確定，將這3個參數作為優化的設計變量，如圖6所示。

圖6 槽型鋼參數

表2為車架縱梁的截面幾何尺寸初始值。設定優化參數的邊界，P1邊界：(70～100)mm;P2邊界：(7～12)mm;P3邊界：(270～330)mm。

表2 車架縱梁的截面幾何尺寸初始值

以車架質量P4最少、最大應力P5最小為優化目標，以縱梁槽鋼幾何尺寸、車架質量、最大應力為約束條件，建立車架多目標優化的數學模型：

(3)

其中：m為車架質量；p為車架屈服應力；Pj為槽型鋼的截面幾何尺寸；Pj(min)為槽型鋼截面幾何尺寸的下限值；Pj(max)為槽型鋼截面幾何尺寸的上限值。

2.2 優化結果的選擇與處理

在ANSYS Workbench中建立優化分析模塊，此模塊包括：模型部分、靜力學分析部分和響應優化分析部分。

在上述三個模塊中設定輸入參數和輸出參數的區間變化范圍，然后進行優化分析。通過Response Surface Optimization模塊進行優化分析，得到輸入、輸出參數的敏感圖[8]，如圖7所示。敏感度為正值，表示輸入與輸出參數成正比，數值越大，說明影響越大；敏感度為負值，表示輸入與輸出參數成反比。

圖7 相關參數靈敏度

由圖7可知，槽鋼鋼板厚度P2對車架質量、應力影響最大；增大P1，車架的質量也增加，而增大P1對車架應力值的影響卻非常小，顯然在對尺寸進行優化設計時應該適當減小P1；增大P2、P3可以增加車架質量，但同時也可以有效減小車架的應力值，所以進行尺寸的優化時應適當地增大P2、P3尺寸，減小P1尺寸。

選擇樣本設計點中的3組設計點作為候選設計點，如圖8所示。

圖8 候選設計點

將候選點1的P1、P2、P3作為槽型鋼的初選優化尺寸，對初選的數據進行綜合分析(如尺寸取整、尺寸數值要求等)，得到優化后的槽鋼尺寸參數，如表3所示。

表3 優化后的槽鋼尺寸參數

確定車架縱梁截面的優化設計點型號為280×84×9.5，車架質量為1 369 kg。

2.3 優化后的車架靜力學分析

將優化后的車架結構尺寸代入系統中重新求解計算，得到新的模型，并進行靜力分析，得到優化后的車架最大變形量為11.949 mm，最大應力值為268 MPa。優化前后車架各參數對比如表4所示。

由表4可以看出，通過對車架縱梁各參數優化設計，在保證整車性能的前提下，車架最大應力和最大變形均得到一定改善，同時降低了車架的質量，實現了車架輕量化效果。

表4 優化前后車架各參數對比

2.4 優化后的車架動力學分析

對優化后的車架進行模態分析，得到前10階模態，并與優化前的車架模態進行對比，如表5所示。

表5 優化前、后車架的前10階固有頻率

根據文獻[7]得到發動機激勵頻率為35 Hz～36.5 Hz，可見優化后的第5階頻率40.46 Hz更好地避開了發動機激勵頻率；同樣，參照常速下發動機的振動頻率為48 Hz～52 Hz的范圍，優化后的第6階頻率較優化前更好地避開了該頻段，所以優化后的車架結構特性得到了提高。

3 結論

本文基于參數化思想，在保證整車性能的前提下，采用ANSYS Workbench的Response Surface Optimizatio模塊對車架縱梁槽鋼結構進行尺寸優化設計，并將優化前、后的分析結果進行對比。對比結果表明：①優化前車架的最大應力為279 MPa，優化后車架的最大應力為268 MPa，優化后比優化前最大應力值減少3.9%;②優化前車架用鋼量1 454 kg，優化后車架用鋼量1 369 kg，優化后比優化前用鋼量減少5.8%;③對優化后的車架進行動力學分析，證明優化后車架結構特性更優，防共振效果更好。