车架分析报告.docx
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车架分析报告
、八
前
随着旅游事业的发展,出门旅行人员不断增加,人们所携带的行李也随之增多,这就客观地要求整车制造厂提供一些具有大行李仓结构的高档次大客车,而布置大行李仓就需要有全承载式或带有中部桁架结构的半承载式底盘。
本分析报告就基于XXXX客车底盘厂新近开发的XXXX型桁架式底盘,分析了其在不同使用条件下的强度和刚度及结构的动态特性,并据此对其进行结构改进优化设计。
2有限元模型介绍及简化方法
2.1结构型式
该底盘车架主要是由铆焊等方式连接而成的复杂空间结构。
主要分三段,前后段采用槽型截面的大梁,中段采用矩形管组焊方法构成桁架结构,其构件主要是由梁、板组成。
因没有完整的车架图纸,由顾客授权按第一次提供的前后段车架图纸及第二次提供的中部桁架图纸组合成用于分析的车架模型,由于这三段车架局部存在干涉,在建模时将前板簧后吊耳上端横梁前移10mm
后板簧前吊耳上端连接板前端截掉60mm具体结构见图2.1三维实体模型。
图2.1三维结构模型
2.2简化方法
因前后段车架为成熟结构,本次优化主要是针对中部桁架结构进行分析和优化,而且尽可能保证对原结构不做太大的改动,同时根据常规分析方法本次分析只考虑悬架上部结构,对悬架下部结构不予考虑,并确定了如下几点原则进行模型简化:
1、为比较准确地模拟有关应力集中问题,本次采用板壳单元建模,同时也便于对结构进行细化处理;在划分单元时主要采用四边形单元,局部也采用少量三角形单元。
2、在建模过程中略去了一些对分析结果影响很小的工艺孔,以方便网格的划分。
3、对于焊接结构,本文采用两种方法模拟:
a.结点重合,即各
构件连接处通过单元平滑过渡。
这种方法计算结果连续性好,但建模工作量非常大,且连接部件的单元大小有一定差异,这些均
给采用结点重合工作带来了许多不便,本项目在尽可能的情况下使用了此种方法;b.使用MP(单元模拟焊接处,考虑到建模效率,此方法也在局部采用。
2.3有限元模型
通过以上简化方法,本次分析共使用了50671个节点,共48873个单元,其中48636个四边形单元,237个三角形单元,另外还有1188个MPC旱接单元。
有限元模型见图2.2。
图2.2有限元模型图
2.4模型所用材料参数及力学性能
模型所用材料参数及力学性能见表2.1
表2.1模型所用材料的力学性能
材料名称
弹性模量(GP9
屈服极限(MPa)
强度极限(MPa
16MnReL
210
353
510-610
08TiL
210
294
390-510
3载荷处理及边界条件
3.1载荷处理方法
本次分析采用集中载荷和均布载荷两种方式加载,即将已知的设备载荷(见表3.1)按集中载荷加载。
根据本底盘的承载能力将其它未知的簧载质量(按7吨计算)按均布载荷加载。
表3.1各种设备质量(Kg)
发动机
变速箱
离合器
电瓶
方向机
备胎
水箱
油箱
500
150
16
20
23
42
83
168
3.2加载方式
车架自重通过软件计算直接均布加到各有限元网格节点上;集中载荷按具体安装位置加到有限元网格的相应节点上;均布载荷按质量采用分摊质量法均布加到各有限元网格节点上。
3.3边界条件
前后板簧
按常规将约束条件放在前后板簧的前后悬置点上悬置点X方向的坐标列于表3.2之中。
表3.2板簧悬置点的X方向坐标
前板簧
前悬点
-698.5mm
后板簧
前悬点
3235.6mm
后悬点
682mm
后悬点
4701.9mm
3.4计算工况分类
在计算工况选择上参照相关试验标准(GB/T6792-1996)和
常用计算方法确定边界条件和计算工况。
根据本项目特点,本文还提出了与以往传统计算方法不一样的地方,传统计算方法计算扭转工况时均考虑的是前轮悬空,然而本项目组认为对于后置发动机的客车来说,后轮悬空更加危险,
因此本项目组对于这种工况进行了重点分析。
具体工况及边界条件描述如图3.1-3.9。
边界条件:
采用自由边界条件,即模型无任何约束限制。
弯曲载荷R=K0XFz,其中:
K)为动载系数,本文选取K)=2.5oFz为弯曲载荷,包括乘员、货物、设备及其它载荷。
重力加速度g取9.8m/s2o
边界条件:
将板簧的支座处节点自由度全部约束。
制动载荷R=FX+Fz,其中:
Fx为纵向载荷,加速度取
0.7g。
Fz为弯曲载荷,同图3.2<
边界条件同图3.2。
启动载荷R=F+Fz,其中:
Fx为纵向载荷,加速度取
0.4g。
Fz为弯曲载荷,同图32
图3.4启动工况
边界条件同图3.2。
转弯载荷R=R+Fz,其中:
Fy为侧向载荷,加速度取
0.4g。
Fz为弯曲载荷,同图3.2,
边界条件同图3.2。
载荷条件同图3.2中Fz
边界条件:
将左前板簧
前后支架处的节点自由
度放开,其余同图3.2。
边界条件:
将右前板簧前后支架处的节点自由度放开,其余同图3.2。
载荷条件同图3.2中Fzo
边界条件:
将左后板簧前后支架处的节点自由度放开,其余同图3.2o
载荷条件同图3.2中Fz
边界条件:
将右后板簧前后支架处的节点自由度放开,其余同图3.2。
4优化方案
根据原模型的计算结果和对原模型的结构进行分析,拟订如下优化改进方案。
图4.1原模型YM1
前后段车架与中段桁架组成一体,第四横梁不在前板簧后支座上方。
(模型骨架质量:
662.3kg)
图4.2原模型YM2
前后段车架与中段桁架组成一体,第四横梁在前板簧后支座上方。
(模型骨架质量:
662.3kg)
图4.3优化方案YH1
YM2增加中部桁架的上部交叉梁,连在纵梁上。
(模型骨架质量:
682.2kg)
图4.4优化方案YH2
YM2增加中部桁架的上部交叉梁,连在横梁上。
(模型骨架质量:
684.8kg)
图4.5优化方案YH3
(模型骨架质
YH2在后悬处纵梁连接处增加两个斜拉梁。
量:
688.7kg)
图4.6优化方案YH4
YH3在桁架间加加强角。
(模型骨架质量:
690.1kg)
图4.7优化方案YH5
将优化方案YH中桁架与前后段车架的截面处交叉梁前部取消,后部取消一个。
(模型骨架质量:
687.5kg)
图4.8优化方案YH
YH4+前后段纵梁与桁架立柱加斜撑梁,油箱托架下面增加贯通横梁。
(模型骨架质量:
697.7kg)
优化方案YHH(图略)
在优化方案(模型骨架质量:
YH的基础上增加桁架与前后段的侧面连接板。
703.3kg)
5计算结果及结果评价分析
本次分析评价分如下几个方面进行:
5.1模态分析结果及其结果评价:
汽车车架受到来自路面等激励而产生振动,激励一般分为路面激励、车轮不平衡激励、发动机激励、传动轴激励。
如果设计不合理,就会由于振动而产生弯曲、扭转等变形,造成某些部件的疲劳破坏,甚至破坏传动系统。
有关研究资料表明(汽车技术94年8期冯国胜《汽车车架
动特性分析及应用》)汽车在实际运行中所受激励频率大致如下:
1、由于路面不平所引起的激励多属于20Hz以下的垂直振动。
此激励分量较大。
2、发动机怠速运转(取怠速为500-700r/min)引起的激振频
率在16.6-23.3Hz,此激励分量较大。
3、非簧载质量固有频率一般为6-15Hz。
4、传动轴的激振频率:
当常用车速为50-120km/h时,传动轴
不平衡的弯曲振动频率为33Hz以上。
此激励分量较小。
5、因车轮不平衡引起的激振频率一般低于11Hz(最高车速取
120Km/h,轮胎滚动半径为958mr)i,随着现在轮辋制造质量及检测水平的提高,此激励分量较小。
由于客车所受的激励频率多集中在低频领域,结构的高阶模态对结构的动力学特性影响很小,而前6阶振型为刚体模态,从第七阶开始为弹性模态。
本分析重点讨论一阶水平弯曲、一阶垂直弯曲、一阶扭转振型。
5.1.1模态分析结果
模态振型图见图5.1-5.24;各阶频率值见表5.1
图5.1原模型(YM1)—阶水平弯曲振型
图5.2原模型(YM2)—阶水平弯曲振型
图5.6优化方案(YH4)—阶水平弯曲振型
图5.9原模型(YM1)—阶垂直弯曲振型
图5.14优化方案YH4—阶垂直弯曲振型
图5.15优化方案(YH5)一阶垂直弯曲振型
图5.16优化方案(YH)—阶垂直弯曲振型
图5.17原模型(YM1)—阶扭转模振型
图5.19优化方案(YH1)—阶扭转模振型
图5.20优化方案(YH2)—阶扭转模振型
图5.21优化方案(YH3)—阶扭转模振型
图5.22优化方案(YH4)一阶扭转模振型
图5.23优化方案(YH5)—阶扭转模振型
图5.24优化方案(YH)—阶扭转模振型
表5.1各方案各阶模态值(Hz)对比表
频率阶数
原模型
YM1
原模型
YM2
优化方案
YH1
优化方案
YH2
优化方案
YH3
优化方案
YH4
优化方案
YH5
优化方案
YH
1阶
10.23
20.07
19.26
18.88
19.25
19.29
19.70
20.07
2阶
20.36
22.59
20.17
20.39
20.76
20.79
22.62
22.59
3阶
24.15
27.19
25.43
25.43
25.99
26.09
26.98
27.19
4阶
25.46
27.38
25.87
29.12
26.41
29.60
27.67
27.38
5阶
28.18
30.99
29.08
31.99
29.56
32.71
30.64
30.99
6阶
30.58
33.98
32.51
37.57
32.56
38.13
33.76
33.39
7阶
36.20
38.04
37.71
53.22
38.13
54.49
38.02
38.03
8阶
52.64
54.57
53.18
59.10
54.48
59.78
54.54
54.57
9阶
56.94
62.32
59.55
60.20
59.49
60.65
61.75
62.32
10阶
59.01
68.19
60.99
64.85
60.27
68.04
67.99
68.16
11阶
60.99
70.76
65.45
68.86
67.93
70.4
70.70
70.76
12阶
66.31
80.43
69.36
77.24
70.34
79.86
79.78
80.43
13阶
70.85
83.91
77.11
79.12
79.77
83.93
83.25
83.91
14阶
72.38
85.91
81.18
81.97
83.89
86.38
86.23
85.90
5.1.2模态结果分析评价
根据以下几个层次对模态分析结果进行评价:
1、对结构强度影响较大的振型应远离较大激励分量的激励频率。
2、尽量提高前几阶模态的固有频率,以提高结构的动刚度。
3、车架低阶频率(即一阶扭转和弯曲频率)应高于悬挂下结构的固有频率,而又低于发动机怠速运转时的频率,以避免发生整体共振现象。
4、车架弹性模态频率应尽量避开发动机经常工作的频率范围。
5、车架振型应尽可能光滑避免突变。
从表5.4的频率值和振型图中可以看出,本项目所分析底盘的前几阶固有频率均比较正常,与有关文献介绍的试验值较吻合,说明计算结果可信有效,在前几阶频率中有与各种激励频率相耦合的地方,在后悬架前端振型不是很平滑,此处由于结构原因刚度变化较大,对此整车制造厂在设计车身时应合理设计,以减小或避免整车和局部共振现象的发生。
5.2各行驶工况应力结果及其结果分析评价:
5.2.1各行驶工况应力结果
原模型(YM2及优化后模型(YH应力云图见图5.25-5.40,原模型及优化后模型各计算工况最大应力值及其具体发生位置见
表5.2-5.9。
图5.25原模型(YM2弯曲工况应力云图
图5.26原模型(YM2制动工况应力云图
图5.28原模型(YM2转弯工况应力云图
图5.29原模型(YM2扭转(左前轮悬空)工况应力图
图5.31原模型(YM2扭转(左后轮悬空)工况应力图
图5.32原模型(YM2扭转(右后轮悬空)工况应力图
图5.33优化方案(YH弯曲工况应力云图
图5.37优化方案(YH扭转(左前轮悬空)工况应力图
图5.40优化方案(YH扭转(右后轮悬空)工况应力图
表5.2弯曲工况各方案
最大应力值(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
401
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
原模型YM2
401
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH1
392
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH2
397
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH3
280
左后板簧后支架
优化方案YH4
280
左后板簧后支架
优化方案YH5
279
左后板簧后支架
优化方案YHH
273
左后板簧后支架
优化方案YH
279
左后板簧后支架
表5.3制动工况各方案
最大应力值(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
275
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
原模型YM2
275
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH11
276
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH2
276
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH3
163
左后板簧后支架
优化方案YH4
163
左后板簧后支架
优化方案YH5
162
左后板簧后支架
优化方案YHH
158
左后板簧后支架
优化方案YH
162
左后板簧后支架
表5.4启动工况各方案
最大应力值(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
263
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
原模型YM2
263
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH1|
264
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH2
264
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH3
180
左后板簧后支架
优化方案YH4
180
左后板簧后支架
优化方案YH5
179
左后板簧后支架
优化方案YHH
175
左后板簧后支架
优化方案YH
179
左后板簧后支架
表5.5转弯工况各方案
最大应力值(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
271
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
原模型YM2
271
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH11
271
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH2
271
桁架左后部小立拄与后段车架相连处
优化方案YH3
182
左后板簧后支架
优化方案YH4
180
左后板簧后支架
优化方案YH5
182
左后板簧后支架
优化方案YHH
177
左后板簧后支架
优化方案YH
181
左后板簧后支架
表5.6
各种方案最大应力彳
扭转(左前轮悬空)工况值(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
640
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
原模型YM2
614
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH1|
478
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH2
413
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH3
412
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH4
410
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH5
307
右前板簧后支架处
优化方案YHH
274
右前板簧后支架处
优化方案YH
276
右前板簧后支架处
表5.7
各方案最大应力值
扭转(右前轮悬空)工况
[(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
627
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
原模型YM2
602
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH11
471
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH2
406
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH3
406
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH4
403
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH5
293
左前板簧后支架处
优化方案YHH
270
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH
272
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
表5.8
各方案最大应力值
扭转(左后轮悬空)工况
[(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
1370
右后板簧前支座横梁上
原模型YM2
1370
右后板簧前支座横梁上
优化方案YH11
758
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH2
674
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH3
677
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH4
676
左后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH5
592
右后板簧后支座横梁上
优化方案YHH
541
右后板簧后支座横梁上
优化方案YH
556
右后板簧后支座横梁上
表5.9
各方案最大应力值
扭转(右后轮悬空)工况
[(Mpa及其发生位置对比表
方案
最大应力值
发生位置
原模型YM1
1370
左后轮板簧前支座横梁上
原模型YM2
1370
左后轮板簧前支座横梁上
优化方案YH11
738
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH2
656
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH3
658
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH4
657
右后车架纵梁前端与桁架立柱连接处
优化方案YH5
565
左后板簧后支座横梁上
优化方案YHH
522
左后板簧后支座横梁上
优化方案YH
533
左后板簧后支座横梁上
5.2.2应力结果分析评价:
从应力云图和应力对比表中可以看出:
1、在板簧支座附近应力值较高,与实际情况相符,这一方面是由于计算时在此处设定边界条件,而在边界处理时不可避免地增加了约束刚度,造成了这类区域应力值较高(本文采用的边界条件为一般参考文献通用的约束方式,相对于其它约束条件,此方法结果较稳定,也较成熟)。
而另一方面实际结构在运行时在此处受力也较集中,在结构设计时也应当引起注意。
2、在其它一些应力较大的地方大多是在构件结合处,一方面在计算时采用了一部分模拟焊点的单元,增加了局部刚度,造成应力值偏高,同时在这些部位也存在一定的结构应力集中问题,在此处设计上也要注意,尽量减小这部分的应力集中。
3、最终优化方案(YH与原模型(YM1各计算工况最大应力值下降数值及百分比见表5.10。
表5.10
各计算工况最大应力值比较
计算工况
原模型最大应力值
(MPa
优化后模型最大应力值
(MPa
最大应力下降值(MPa
最大应力值下降百分比%
弯曲
401
279
122
30.42
制动
275
162
113
41.09
启动
263
179
84
31.94
转弯
271
181
90
33.21
左前轮悬空
640
276
364
56.88
右前轮悬空
627
272
355
56.62
左后轮悬空
1370
556
814
59.42
右后轮悬空
1370
533
837
61.09
5、以上计算值都是取的极限工况值,实际运行时很难出现这种极限情况。
根据有关车身承载度的有关研究成果(长春汽车研究所谷安涛《我国城市客运大客车车身结构强度研究》),即承载式车身车
身承载比例大于0.85;半承载式车身车身承载比例为0.6-0.85;
非承载式车身车身承载比例小于0.6。
根据本项目的结构形式应为
半承载式,若取车身承载度值为0.7,则底盘的承载度为0.3,按
此方法计算则该底盘的实际最大应力值为556*0.3=166.8MPa,低
于材料的弹性极限和屈服极限,具有一定的强度储备。
5.3变形结果及其结果分析评价:
5.3.1变形结果
原模型及优化改进后模型的变形云图见图5.41-5.56,最大变
形量及其发生位置对比见表5.11-5.18。
kdm-77TZZ~~~l"--.-I~JH.dlR.H~H'JUUFd—IZ~I
图5.41原模型(YM2弯曲工况变形图
图5.44原模型(YM2转弯工况变形图
图5.45原模型(YM2扭转(左前轮悬空)工况变形图
图5.49优化方案(YH弯曲工况变形图
图5.51优化方案(YH启动工况变形图
图5.52优化方案(YH转弯工况变形图
表5.11弯曲工况各种方案
最大变形量及其发生位置
方案
最大变形量(mr)
发生位置
原模型YM1
7.67
后悬后端梁左侧
原模型YM2
7.67
后悬后端梁左侧
优化方案YH1
7.56
后悬后端梁左侧
优化方案YH2
7.56
后悬后端梁左侧
优化方案YH3
4.67
后悬后端梁左侧
优化方案YH4
4.66
后悬后端梁左侧
优化方案YH5
4.63
后悬后端梁左侧
优化方案YHH
4.36
后悬后端梁左侧
优化方案YH
4.63
后悬后端梁左侧
表5.12制动工况各种方案
最大变形量及其发生位置
方案
最大变形量(mm
发生位置
原模型YM1
4.83
后悬后端梁左侧
原模型YM2
4.83
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