王海濤，肖 平，黃志凡

(安徽工程大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 蕪湖 241000)

某型貨車車架輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)

王海濤，肖 平，黃志凡

(安徽工程大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 蕪湖 241000)

在貨車車架設(shè)計(jì)及計(jì)算校核的基礎(chǔ)上，以輕量化設(shè)計(jì)為目標(biāo)，對(duì)車架縱梁的截面尺寸進(jìn)行優(yōu)化，建立優(yōu)化數(shù)學(xué)模型，求出最優(yōu)解，并利用有限元分析軟件對(duì)優(yōu)化后的車架實(shí)體模型進(jìn)行了模態(tài)分析，驗(yàn)證其動(dòng)態(tài)特性滿足動(dòng)力學(xué)要求，表明該輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)的合理有效。

車架；輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)；模態(tài)分析

0 引言

隨著近年來(lái)經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展，空氣污染所形成的霧霾現(xiàn)象也日趨嚴(yán)重，汽車尾氣排放作為形成霧霾的重要因素之一，已經(jīng)引起了人們的高度關(guān)注。如何實(shí)現(xiàn)汽車節(jié)能減排已成為業(yè)界人士研究的重要課題。大量實(shí)驗(yàn)和實(shí)踐證明，汽車輕量化是降低汽車排放和減少燃油消耗率的最有效措施之一[1]。汽車重量降低1%，油耗可降低0.7%，并且汽車質(zhì)量的減小可以使其加速性能得以提高，同時(shí)由于慣性變小，其制動(dòng)距離也將減少[2-5]。本文以貨車車架為對(duì)象，匹配選型發(fā)動(dòng)機(jī)，從車架設(shè)計(jì)入手，結(jié)合傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)法、簡(jiǎn)化計(jì)算法和有限元分析法對(duì)車架進(jìn)行了輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)，給出了車架設(shè)計(jì)及輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)的一種思路，結(jié)合優(yōu)化計(jì)算與有限元軟件進(jìn)行綜合分析，結(jié)果顯示設(shè)計(jì)符合要求，達(dá)到了車架輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的。

1 車架設(shè)計(jì)參數(shù)確定及計(jì)算校核

某型貨車載重量為5000kg，最大拖掛6000kg，長(zhǎng) 6910mm，寬2470mm，軸距3950mm，最高車速90km/h(單車)，匹配有東風(fēng)EQ6100發(fā)動(dòng)機(jī)，額定功率99kw，最大扭矩353Nm，額定轉(zhuǎn)速1600rpm，怠速550rpm，發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)經(jīng)常使用轉(zhuǎn)速為1200rpm左右。

1.1 車架設(shè)計(jì)參數(shù)

由于本貨車載重為5t，其后軸受載較大，根據(jù)汽車專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)及同類車型實(shí)測(cè)，結(jié)合傳統(tǒng)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，該車架寬度設(shè)為960mm；車架長(zhǎng)度是指車架縱梁前端面到后端面之間的距離，為滿足車架技術(shù)資源的統(tǒng)一規(guī)范要求，減少車架品種，在設(shè)計(jì)車架過(guò)程中，車架縱梁的長(zhǎng)度一般接近汽車長(zhǎng)度，其值約為1.4～1.7倍汽車輪距，由于某型貨車其軸距為3950mm，車身總長(zhǎng)為6910mm，基本確定車架設(shè)計(jì)長(zhǎng)度為6700mm；縱梁截面選用槽形斷面，槽形斷面的縱梁具有較好的抗彎強(qiáng)度，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工藝性好，緊固方便，又便于安裝各種汽車部件，因此被廣泛運(yùn)用，并且截面通常取高h(yuǎn)與寬b的比值為2.8～3.5，由于輕、中型貨車沖壓縱梁的鋼板厚度為5.0～7.0mm，該某型貨車載重5t,屬中型，故取本車架的鋼板厚度t為6mm，槽寬度不大于鋼板厚度的十六倍，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)槽寬b為80mm，進(jìn)而設(shè)定高度h為260mm；根據(jù)安裝水箱、發(fā)動(dòng)機(jī)、駕駛室、貨箱等部件的需要以及車架總長(zhǎng)，共設(shè)計(jì)七根橫梁；車架所受力與力矩比較大，因此，車架材料應(yīng)具有足夠高的屈服極限和疲勞極限，對(duì)應(yīng)力集中的敏感性低，為制造方便，材料應(yīng)便于冷沖壓和焊接，低碳和中低碳合金鋼滿足該需求，故采用16Mn鋼板制造車架，該材料在變形不大的工況下能保持較高性能，其屈服極限為350MPa。

1.2 計(jì)算校核

車架的相關(guān)計(jì)算校核應(yīng)該結(jié)合材料力學(xué)相關(guān)知識(shí)進(jìn)行車架撓度計(jì)算、支撐力和彎矩計(jì)算、縱梁截面系數(shù)計(jì)算、縱梁最大彎曲應(yīng)力的計(jì)算校核等。由于篇幅有限，本文以縱梁截面系數(shù)計(jì)算、縱梁最大彎曲應(yīng)力校核為例進(jìn)行計(jì)算分析。

縱梁截面系數(shù)計(jì)算。由于縱梁為槽型截面，根據(jù)斷面系數(shù)公式：

W=th(h+6b)/6

(1)

其中，h為槽型斷面的高度，t為鋼板的厚度，b為槽的寬度。由前文可知t=6mm；h=260mm；b=80mm，因此由(1)式知斷面系數(shù)W為：

W=6×260×(260+80×6)/6=192400mm3縱梁最大彎曲應(yīng)力校核：

δ=Mdmax/W

(2)

汽車在運(yùn)動(dòng)時(shí)實(shí)際受到的最大彎矩Mdmax為靜態(tài)時(shí)最大彎矩Mmax與動(dòng)載系數(shù)之積：

Mdmax=Mmax×Kd

(3)

Kd為動(dòng)載系數(shù)，載貨貨車Kd=2.5，Mmax=6587Nm，則由(3)式知：

Mdmax=6587×2.5=16467.5 Nm

代入(2)式計(jì)算得，δ=85.6 MPa。為保證車架不發(fā)生損壞，縱梁最大彎曲應(yīng)力不得大于縱梁材料的許用應(yīng)力[δ]，許用應(yīng)力計(jì)算公式：

[δ]=δs/n

(4)

其中δ為材料的屈服極限，由前文知，δ=350MPa，n為安全系數(shù)，取n=1.4則由(4)式計(jì)算得[δ]=250MPa?？v梁最大彎曲應(yīng)力δ≤[δ]，故縱梁截面尺寸符合應(yīng)力要求。

2 輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)

以車架縱梁為例，通過(guò)數(shù)學(xué)模型計(jì)算的方法，對(duì)車架輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)進(jìn)行初步探討，以減小車架體積，降低車架質(zhì)量為目的，建立車架輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)問(wèn)題的數(shù)學(xué)模型，合理定義設(shè)計(jì)變量和約束條件，求解目標(biāo)函數(shù)。

在車架長(zhǎng)度和材料不變的情況下，輕量化設(shè)計(jì)可以通過(guò)減小車架體積實(shí)現(xiàn)，減小車架體積在橫梁不做改變的情況下只能通過(guò)減小車架縱梁的截面面積實(shí)現(xiàn)。本文以對(duì)縱梁進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)為例進(jìn)行探討，由前文中車架縱梁的最大彎曲應(yīng)力校核可知，設(shè)計(jì)過(guò)程中為保證車架的安全性，截面取值偏大，富余強(qiáng)度較多，因此可以在優(yōu)化設(shè)計(jì)過(guò)程中適當(dāng)減小車架縱梁的截面參數(shù)，以達(dá)到減小車架質(zhì)量的目的。

由于車架計(jì)算過(guò)程中存在模型簡(jiǎn)化，所以計(jì)算時(shí)需適當(dāng)提高車架的安全系數(shù)，才能保證實(shí)際應(yīng)用中車架的安全可靠性，根據(jù)該車型實(shí)際應(yīng)用，取安全系數(shù)n=3.5，此時(shí)，由式(4)代入計(jì)算可知，車架材料的許用應(yīng)力為：[δ]=100 MPa，又由式(2)得：

(5)

δ≤[δ]，當(dāng)δ取最大值[δ]時(shí)，截面系數(shù)由(5)式得最小值：

經(jīng)單位換算后得：

W=164675mm3

由于在車架長(zhǎng)度和截面系數(shù)不變的情況下，減小車架體積只有通過(guò)減小車架縱梁的截面面積實(shí)現(xiàn)，即求得截面面積最小，根據(jù)前文所述建立數(shù)學(xué)模型如下：S=(h+2b)t

(6)

設(shè)計(jì)變量：縱梁截面的高度h，寬度b，厚度t。

目標(biāo)函數(shù)：S=(h+2b)t

根據(jù)該模型求解的參數(shù)即為優(yōu)化后的設(shè)計(jì)參數(shù)。由于設(shè)計(jì)變量有3個(gè)，約束條件為不等式，在不借助計(jì)算機(jī)計(jì)算的情況下，很難得到最優(yōu)設(shè)計(jì)方案，故需對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化。根據(jù)設(shè)計(jì)總結(jié)，由于鋼板厚度t的值變化很小，可以將t作為定值進(jìn)一步簡(jiǎn)化模型。由于類似車型的車架鋼板厚度多選取6mm，在本設(shè)計(jì)中取t=6，則目標(biāo)函數(shù)為：S=6(h+2b)，結(jié)合式(1)可解得，當(dāng)h=246.3，b=70.3時(shí)，有最優(yōu)解。在保證應(yīng)力要求的情況下對(duì)參數(shù)取整，取h=247mm，b=71mm，t=6mm，此時(shí)，得到比原設(shè)計(jì)更優(yōu)的參數(shù)組合。此參數(shù)組合使得在滿足設(shè)計(jì)要求的情況下，車架縱梁質(zhì)量減小，達(dá)到了輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的。

3 車架模態(tài)分析

為防止發(fā)生共振現(xiàn)象，車架設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速運(yùn)轉(zhuǎn)頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)的頻率范圍，防止車體產(chǎn)生共振[1]。模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性的數(shù)值技術(shù)，具有非常廣泛的應(yīng)用價(jià)值，可以幫助設(shè)計(jì)人員確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，因此，在車架設(shè)計(jì)時(shí)需利用模態(tài)分析對(duì)車架振型和固有頻率進(jìn)行研究。由模態(tài)分析理論可知，低階振動(dòng)對(duì)結(jié)構(gòu)的影響最大，因此，結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析只要計(jì)算前幾階較低的固有頻率和振型即可[6]。

利用有限元分析軟件ANSYS進(jìn)行模態(tài)分析，選用機(jī)械設(shè)計(jì)領(lǐng)域廣泛應(yīng)用的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)、分析和制造軟件UG作為三維建模軟件，根據(jù)優(yōu)化設(shè)計(jì)后的參數(shù)建立車架UG三維模型，并將該模型導(dǎo)入ANSYS軟件，進(jìn)行一定簡(jiǎn)化處理后，編輯模型，劃分網(wǎng)格并添加約束面，其有限元網(wǎng)格模型、約束添加圖分別如圖1、圖2所示。

圖1 有限元網(wǎng)格模型

圖2 約束添加

將分析類型設(shè)置為模態(tài)分析Modal，雙擊Model進(jìn)入Modal-Mechanical模塊中，進(jìn)行模態(tài)分析前處理，利用solution計(jì)算求解，計(jì)算時(shí)默認(rèn)模態(tài)數(shù)量為6。因此，可以得到前6階模態(tài)固有頻率，見(jiàn)表，前6階模態(tài)振型如圖3所示。

表1 車架前6階固有頻率

(a) 1階模態(tài)振型 (b) 2階模態(tài)振型

(c) 3階模態(tài)振型 (d) 4階模態(tài)振型

(e) 5階模態(tài)振型 (f) 6階模態(tài)振型

通過(guò)進(jìn)行模態(tài)分析，得到了前6階固有頻率和振型圖。路面激勵(lì)頻率一般處于較低頻率,20Hz左右[7-8]。由頻率表數(shù)據(jù)可知，車架的前6階固有頻率均能避開(kāi)路面激勵(lì)頻率，從而車架能夠避免發(fā)生發(fā)生低頻共振的情況；該貨車發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)由其常用轉(zhuǎn)速可得其振動(dòng)頻率約為60Hz，由于該車架的1階模態(tài)固有頻率為44.4Hz，2階模態(tài)固有頻率為63.5Hz，則該設(shè)計(jì)車架完全避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)的常用振動(dòng)頻率，能夠避免因發(fā)動(dòng)機(jī)工作而產(chǎn)生共振.因此，從模態(tài)分析驗(yàn)證角度來(lái)看，該車架的設(shè)計(jì)能夠滿足車架的動(dòng)力學(xué)要求。

4 結(jié)論

以某型貨車車架為研究對(duì)象，結(jié)合實(shí)際應(yīng)用，依據(jù)汽車設(shè)計(jì)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，按照傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)思路，從車架設(shè)計(jì)入手，完成了車架設(shè)計(jì)參數(shù)的確定及相關(guān)計(jì)算校核，并以降低車架質(zhì)量為目的，確立了設(shè)計(jì)變量和約束條件，求解了目標(biāo)函數(shù)，實(shí)現(xiàn)了車架輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)。以優(yōu)化后的設(shè)計(jì)參數(shù)建立了車架的三維模型，并將其導(dǎo)入ANSYS軟件進(jìn)行了計(jì)算求解，獲得了合理的模態(tài)分析結(jié)果，初步驗(yàn)證了該車架的設(shè)計(jì)及優(yōu)化能夠滿足車架的動(dòng)力學(xué)要求，為車架的后期設(shè)計(jì)與研究奠定了基礎(chǔ)。

[1] 朱曉鵬,張紀(jì)鵬,程聯(lián)軍,等.基于ANSYSWorkbench的某輕型貨車車架輕量化設(shè)計(jì)[J].青島大學(xué)學(xué)報(bào),2014(3):70-76.

[2] 劉春曉.通用汽車輕量化的秘密武器[J].汽車縱橫,2016(8):98-99.

[3] 王樹(shù)英,鄭松林,馮金芝,等. 燃料電池轎車前副車架輕量化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2013(2):41-44.

[4] 趙韓,錢(qián)德猛.基于ANSYS的汽車結(jié)構(gòu)輕量化[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2005(6):12-15.

[5] 汪偉.車架結(jié)構(gòu)有限元分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].南昌：南昌大學(xué),2010.

[6] 熊永華,杜發(fā)榮,高峰,等.輕型載貨汽車車架動(dòng)態(tài)特性分析與研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2007(4): 60-62.

[7] 劉漢斌.基于ANSYS的輕型聯(lián)合清污車車架模態(tài)分析[J].汽車零部件,2010(3):71-74.

[8] 徐杰君.叉車門(mén)架的有限元分析及動(dòng)態(tài)仿真分析[D].西安：西北農(nóng)林科技大學(xué),2009.

(責(zé)任編輯：孫文彬)

Lightweight Optimization Design of a Certain Type Truck Frame

WANG Hai-tao，XIAO Ping，HUANG Zhi-fan

(Faculty of Mechanics and Automotive Engineering, Anhui Polytechnic University, Wuhu Anhui 241000, China)

Based on the design of the truck frame and checking calculation, with the goal of lightweight design, the section sizes of the longitudinal beams of the frame were optimized, the optimization mathematics model was established and the optimal solution was obtained thereby. The analysis of the optimized frame entity model was carried out by using the finite element analysis software. It is verified that the dynamic characteristics can meet the requirements of dynamics, indicating that the lightweight optimization design is reasonable and effective.

frame; lightweight optimization design; modal analysis

2016-12-27

安徽省高等教育提升計(jì)劃省級(jí)自然科學(xué)研究基金項(xiàng)目(TSKJ2015B06)；國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51575001)；

安徽省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(1508085ME70)；安徽高校自然科學(xué)研究項(xiàng)目(KJ2016A799)

王海濤(1983-)，男，安徽亳州人，工程師，碩士，主要從事機(jī)械、電子技術(shù)研究。

U270.2

A

1009-7961(2017)03-0065-05