高 翔，趙清江，李 陽，萬鑫銘

（中國汽車工程研究院 汽車輕量化工程技術(shù)研究中心，重慶 400039）

0 引言

車架是微型客車的重要組成部分，行駛過程中會(huì)受到路面激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)等復(fù)雜載荷的影響，并且發(fā)動(dòng)機(jī)總成、底盤件和車身部分總成等都是以車架為安裝載體，因而其動(dòng)態(tài)特性及靜剛度將直接影響整車的使用壽命、穩(wěn)定性和舒適性等基本性能。本文基于有限元法對(duì)某微型客車車架進(jìn)行模態(tài)分析和彎扭剛度校核，從而為車架結(jié)構(gòu)進(jìn)一步改進(jìn)優(yōu)化提供參考。

1 有限元模型建立

根據(jù)微型客車車架的CAD數(shù)模，建立有限元模型。由于車架總成的零部件基本都是薄板類零件，故本文以殼單元對(duì)車架模型進(jìn)行離散，焊點(diǎn)和焊縫采用剛性單元模擬。模型單元總數(shù)為125 443，節(jié)點(diǎn)數(shù)為135 680，三角形單元所占比例為1．6%。模型所賦的材料屬性依據(jù)企業(yè)提供的參數(shù)設(shè)置：彈性模量E＝210 GPa，密度ρ＝7 830kg／m3，泊松比μ＝0．3。車架有限元模型見圖1。

圖1 車架有限元模型

2 模態(tài)分析

模態(tài)分析主要用于決定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型［1］，對(duì)微型客車車架采用Block Lanczos的方法進(jìn)行自由邊界的模態(tài)分析。由于結(jié)構(gòu)的振動(dòng)可表達(dá)為各階固有振型的線性組合，其中低階的振型對(duì)結(jié)構(gòu)的動(dòng)力性能影響程度比高階振型大，即低階振型決定了結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性［2］，因此提取前10階模態(tài)的頻率值及振型（去除前6階的剛體模態(tài)）。車架的頻率特性如表1所示。

表1 車架的頻率特性

在車架的各階模態(tài)振型中，第1階和第4階模態(tài)振型分別為車架整體一階扭轉(zhuǎn)和彎曲（如圖2和圖3所示）；第5、6階模態(tài)振型為車架整體Y向一階彎曲；第7階模態(tài)振型為車架整體二階扭轉(zhuǎn)；第10階模態(tài)振型為車架整體Y向二階彎曲；其余為前縱梁前蓋板和下滑軌后固定板等部件的局部模態(tài)。

圖2 車架整體一階扭轉(zhuǎn)振型

由車架的自由模態(tài)分析結(jié)果可知，車架的一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)的頻率為11．21Hz，一階彎曲模態(tài)的頻率為29．84Hz，而該微型客車發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速為750 r／min，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速振動(dòng)頻率約為25Hz，車架的一階彎曲和扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率避開了此頻率，從而一定程度上消除了車架結(jié)構(gòu)的過度振動(dòng)和噪聲［3］。

圖3 車架整體一階彎曲振型

3 剛度分析

3．1 彎曲剛度

3．1．1 載荷及約束定義

彎曲工況的剛度分析簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支梁來計(jì)算，F(xiàn)為簡(jiǎn)支梁中間位置施加的載荷，d為加載點(diǎn)位移，Δl為支撐點(diǎn)距離，如圖4所示。

圖4 車架彎曲剛度分析示意圖

約束車架縱梁與前后輪心共線位置的所有平動(dòng)自由度；在離前、后輪心等距的中面，左、右縱梁前端加強(qiáng)板的正上方，豎直向下（－Z向）加載合力為F＝2 000 N的集中力。車架彎曲剛度分析的載荷及約束如圖5所示。

圖5 車架彎曲剛度分析的載荷及約束

3．1．2 彎曲剛度分析結(jié)果

車架彎曲剛度KB（N／mm）的計(jì)算公式為：KB＝F／d。

其中：F為加載載荷，N；d為測(cè)量點(diǎn)Z負(fù)向平均位移，mm。

測(cè)量得到左測(cè)量點(diǎn)Z負(fù)向位移dzl為1．728mm，右測(cè)量點(diǎn)Z負(fù)向位移dzr為1．768mm，則得到測(cè)量點(diǎn)Z向平均位移大小d為1．748mm。由車架彎曲剛度計(jì)算公式可以得到KB＝1 144．2N／mm。車架彎曲剛度分析位移云圖如圖6所示。

3．2 扭轉(zhuǎn)剛度

3．2．1 載荷及約束定義

車架扭轉(zhuǎn)剛度分析簡(jiǎn)化示意圖如圖7所示，F(xiàn)分別作用在左、右前端以形成力偶，h為力偶作用下產(chǎn)生的左、右加載點(diǎn)位移絕對(duì)值之和，L為左、右前端加載點(diǎn)之間的距離，θ為扭轉(zhuǎn)載荷作用下形成的夾角。

圖6 車架彎曲剛度分析位移云圖

圖7 車架扭轉(zhuǎn)剛度分析示意圖

約束車架縱梁與后輪心共線兩位置的所有轉(zhuǎn)動(dòng)和平動(dòng)自由度，并對(duì)中點(diǎn)O處約束平動(dòng)自由度；在左、右前輪輪心共線的剛性單元兩端分別施加大小為1 000N的＋Z向和－Z向的載荷，力偶臂L為2 000mm，形成2 000N·m的力偶矩。車架扭轉(zhuǎn)剛度分析的載荷及約束如圖8所示。

圖8 車架扭轉(zhuǎn)剛度分析的載荷及約束

3．2．2 扭轉(zhuǎn)剛度分析結(jié)果

車架扭轉(zhuǎn)剛度KT［Nm／（°）］計(jì)算公式為：KT＝M／θ。

其中：M為力偶矩，M＝2 000Nm；θ為扭轉(zhuǎn)角。扭轉(zhuǎn)角θ（°）的計(jì)算公式為：

由分析可得左、右加載點(diǎn)位移絕對(duì)值之和為：h＝｜dzl｜＋｜dzr｜＝｜－67．35｜＋｜67．35｜＝134．7mm，所以扭轉(zhuǎn)角則車架扭轉(zhuǎn)剛度值KT＝2 000／3．86＝518．1Nm／（°）。車架扭轉(zhuǎn)剛度分析位移云圖如圖9所示。

圖9 車架扭轉(zhuǎn)剛度分析位移云圖

4 結(jié)論

（1）通過模態(tài)分析對(duì)某微型客車車架結(jié)構(gòu)作了定性評(píng)價(jià)，可以保證車架在滿足裝配和使用要求的同時(shí)，具有合理的動(dòng)態(tài)特性，控制車架結(jié)構(gòu)的振動(dòng)與噪聲。車架模態(tài)分析結(jié)果對(duì)整車白車身的模態(tài)分析有重要參考價(jià)值。

（2）本文進(jìn)行車架的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度分析時(shí)，針對(duì)的是車架總成模型，并未考慮懸架等相關(guān)底盤部件的影響，故車架結(jié)構(gòu)的剛度分析結(jié)果不能表征整車結(jié)構(gòu)的彎扭剛度特性，但可為整車剛度分析作參考。

（3）在實(shí)際的車架設(shè)計(jì)及生產(chǎn)工藝中，不僅要考慮其自身的動(dòng)態(tài)特性及靜剛度要求，還要考慮到一些底盤件或其他總成零件安裝的方便性等，并兼顧生產(chǎn)廠家的生產(chǎn)工藝條件等。因此，車身及其他部件對(duì)車架性能和制造工藝的影響，以及車架結(jié)構(gòu)的試驗(yàn)驗(yàn)證將作為以后工作的研究重點(diǎn)。

（4）本文對(duì)車架的動(dòng)態(tài)特性及靜剛度進(jìn)行分析校核，分析結(jié)果表明該車架滿足設(shè)計(jì)開發(fā)及工程要求，為車架結(jié)構(gòu)后續(xù)的設(shè)計(jì)開發(fā)提供了依據(jù)，縮短了產(chǎn)品設(shè)計(jì)開發(fā)周期，節(jié)約了成本，達(dá)到了預(yù)期的分析目的。

［1］ 蔣宜群，盛劍．南京依維柯2046車架模態(tài)分析［J］．輕型汽車技術(shù)，2003（6）：8－9．

［2］ 梅瑋，謝世坤．輕型載貨汽車邊梁式車架的模態(tài)分析［J］．機(jī)電產(chǎn)品開發(fā)與創(chuàng)新，2005（3）：69－70．

［3］ 張勝蘭，嚴(yán)飛．基于 HyperWorks的車架模態(tài)分析［J］．機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2005（4）：10－11．