趙 晶，李家林，鐘建華，熊 銳

（1.廣東工業(yè)大學 機電工程學院，廣州 510006；2.福州大學 機械工程與自動化學院，福州 350108）

0 引言

經濟發(fā)展增加了出行需求，對運輸業(yè)尤其是客車的運載水平提出了挑戰(zhàn)。隨著出行需求的增大，行李運載隨之增多，導致客車設計需要充分考慮大行李倉結構，而布置大行李倉需要全承載式或帶有中部桁架結構的半承載式底盤[1]。車輛底盤車架承載著車輛的主要載荷，并承受車輛行駛過程中的各種力及力矩。底盤式車架的該類特性，決定了其受力的復雜性，使簡單的靜力學計算與分析難以實現其合理設計與優(yōu)化[2]。然而，動態(tài)分析與優(yōu)化直接關系到整車性能，對汽車底盤的開發(fā)設計意義重大。借助有限元分析方法，可以實現面向需求的底盤車架動態(tài)分析與優(yōu)化[3,4]。

基于有限元方法的分析是實現底盤車架動態(tài)分析與優(yōu)化的有效手段。任可美[4]等運用模態(tài)分析方法計算了底盤車架的前十二階自振動頻率，通過參數化優(yōu)化實現了車架減重及車架激振頻率優(yōu)化。李真[5]等通過對車架模態(tài)的多階模擬，實現了車身的動態(tài)性能評價。盛強[6]等通過模態(tài)分析獲取車架動態(tài)特性參數，并實現了參數化設計對車輛動力特性影響的科學性評價。然而，對于中置后驅的客車而言，轉向過程中，車身產生扭轉，容易導致后輪懸空，但當前大多數研究并未考慮這一工程實際。因此，本研究將重點面向車輪懸空狀況，進行底盤車架動態(tài)分析與優(yōu)化設計。

1 桁架式底盤有限元建模與簡化

1.1 結構型式確定

該底盤車架主要是由鉚焊等方式連接而成的復雜空間結構。主要分三段，前后段采用槽型截面的大梁，中段采用矩形管組焊方法構成桁架結構，其構件主要是由梁、板組成?？紤]部件間的干涉，對車架進行建模。

1.2 模型簡化與有限元建模

本次優(yōu)化主要針對中部桁架結構進行分析和優(yōu)化，且盡可能保證對原結構不做太大改動，同時根據常規(guī)分析方法本研究只考慮懸架上部結構，對懸架下部結構不予考慮，并確定了如下三點原則進行模型簡化：1）為比較準確地模擬應力集中問題，本次采用板殼單元建模，同時也便于對結構進行細化處理；在劃分單元時主要采用四邊形單元，局部也采用少量三角形單元；2）在建模過程中略去了一些對分析結果影響很小的工藝孔，以方便網格的劃分；3）對于焊接結構，本文采用兩種方法模擬：（1）結點重合，即各構件連接處通過單元平滑過渡。這種方法計算結果連續(xù)性好，但建模工作量非常大，且連接部件的單元大小有一定差異，這些均給采用結點重合工作帶來了許多不便，本項目在盡可能的情況下使用了此種方法；（2）使用MPC單元模擬焊接處，考慮到建模效率，此方法也在局部采用。

通過以上簡化方法，本次分析共使用50671個節(jié)點，共48873個單元，其中48636個四邊形單元，237個三角形單元，另外還有1188個MPC焊接單元，有限元模型如圖1所示。

圖1 底盤車架有限元模型圖

其中，模型所用材料參數及力學性能如表1所示。

表1 模型所用材料力學性能

2 載荷處理與邊界條件

2.1 載荷處理方法

本次分析采用集中載荷和均布載荷兩種方式加載，即將已知的設備載荷（如表2所示）按集中載荷加載。根據本底盤的承載能力將其他未知的簧載質量（按7噸計算）按均布載荷加載。

表2 模型加載涉及的各種設備質量（kg）

2.2 加載方式

車架自重通過軟件計算直接均布加到各有限元網格節(jié)點上；集中載荷按具體安裝位置加到有限元網格的相應節(jié)點上；均布載荷按質量采用分攤質量法均布加到各有限元網格節(jié)點上。

2.3 邊界條件

按常規(guī)將約束條件放在前后板簧的前后懸置點上,前后板簧懸置點X方向的坐標如表3所示。

表3 板簧懸置點的X方向坐標

2.4 計算工況分類

在計算工況選擇上參照相關試驗標準（GB/T 6792-1996）和常用計算方法確定邊界條件和計算工況。此外，傳統(tǒng)計算方法計算扭轉工況時均考慮的是前輪懸空，然而對于本研究中的后置發(fā)動機的客車來說，后輪懸空更加危險，因此在研究中對于這種工況進行了重點分析。具體工況及對應的載荷形式與邊界條件如表4所示。根據原模型的計算結果和對原模型的結構進行分析，擬訂如下優(yōu)化改進方案：

1）原模型YM1：前后段車架與中段桁架組成一體，第四橫梁不在前板簧后支座上方，模型骨架質量：662.3kg；

2）原模型YM2：前后段車架與中段桁架組成一體，第四橫梁在前板簧后支座上方，模型骨架質量：662.3kg；

3）優(yōu)化方案YH1：YM2增加中部桁架的上部交叉梁，連在縱梁上，模型骨架質量：682.2kg；

4）優(yōu)化方案YH2：YM2增加中部桁架的上部交叉梁，連在橫梁上，模型骨架質量：684.8kg；

5）優(yōu)化方案YH3：YH2在后懸處縱梁連接處增加兩個斜拉梁，模型骨架質量：688.7kg；

6）優(yōu)化方案YH4：YH3在桁架間加加強角，模型骨架質量：690.1kg；

7）優(yōu)化方案YH：YH4+前后段縱梁與桁架立柱加斜撐梁，油箱托架下面增加貫通橫梁，模型骨架質量：697.7kg。

3 模態(tài)、應力與變形分析評價

3.1 模態(tài)分析與評價

車輛運行過程中的激勵通過車輪傳導到車架，導致車架振動產生。上述激勵主要由路面激勵、發(fā)動機激勵、車輪不平衡激勵與傳動軸激勵組成[7]。若車架設計不合理，受到激勵時，會因振動引起車架扭曲、彎曲等形變，導致零部件受損甚至動力系統(tǒng)受到破壞[8]。

由于客車所受的激勵頻率多集中在低頻領域，結構的高階模態(tài)對結構的動力學特性影響很小，而前六階振型為剛體模態(tài)，從第七階開始為彈性模態(tài)。本研究重點討論2.4節(jié)中所述的各模型方案下的一階水平彎曲、一階垂直彎曲、一階扭轉振型（如圖2所示），得到各方案的各階模態(tài)值。

表4 各工況下的載荷形式與邊界條件

圖2 優(yōu)化方案（YH）模態(tài)分析振型圖

結合所提出優(yōu)化方案的有限元分析振型圖和各階模態(tài)值可知，本研究所分析底盤的前幾階固有頻率均比較正常，說明計算結果可信有效。在前幾階頻率中有與各種激勵頻率相耦合的地方，在后懸架前端振型不是很平滑，此處由于結構原因剛度變化較大，對此在設計車身時應合理設計，以減小或避免整車和局部共振現象的發(fā)生。

3.2 應力分析與評價

對模型進行應力分析，從應力云圖（圖3、圖4）和最大應力對比表（表5）中可以看出：在板簧支座附近應力值較高，與實際情況相符，這一方面是由于計算時在此處設定邊界條件，而在邊界處理時不可避免地增加了約束剛度，造成了這類區(qū)域應力值較高（本研究采用的邊界條件為一般參考文獻通用的約束方式，相對于其他約束條件，此方法結果較穩(wěn)定，也較成熟）。另一方面，實際結構在運行時，在此處受力也較集中，在結構設計時也應當引起注意。

在其他一些應力較大的地方大多是在構件結合處，在計算時采用了一部分模擬焊點的單元，增加了局部剛度，造成應力值偏高，同時在這些部位也存在一定的結構應力集中問題，在此處設計上也要注意，盡量減小這部分的應力集中。

圖3 優(yōu)化方案應力分析圖-扭轉工況（左后輪懸空）

圖4 優(yōu)化方案應力分析圖-扭轉工況（右后輪懸空）

最終優(yōu)化方案（YH）與原模型（YM1）各計算工況最大應力值下降數值及百分比如表5所示。根據有關車身承載度的相關成果[9]，承載式車身車身承載比例大于0.85；半承載式車身車身承載比例為0.6～0.85；非承載式車身車身承載比例小于0.6。本研究的結構形式應為半承載式，若取車身承載度值為0.7，則底盤的承載度為0.3，按此方法計算則該底盤的實際最大應力值為556×0.3=166.8MPa，低于材料的彈性極限和屈服極限，具有一定的強度儲備。

3.3 變形分析與評價

優(yōu)化后的變形云圖如圖5、圖6所示，結合最大變形量對比表（表5）可知最大變形量及其發(fā)生位置。通過分析，可知局部變形協(xié)調性很差，變形量較大，如后懸和電瓶托架等處，這些地方在匹配車身時可以得到一定的解決，但在發(fā)動機附近車身設計時還應注意與車架的匹配。

圖5 優(yōu)化方案變形分析圖-扭轉工況（左后輪懸空）

圖6 優(yōu)化方案變形分析圖-扭轉工況（右后輪懸空）

4 優(yōu)化改進方案

經過計算，擬定的優(yōu)化改進的方案如圖6所示，其中：改進1）為在中部桁架上部增加交叉梁；改進2）中，此處主要是為了改善剛度突變問題，斜拉梁的結構形式可以根據具體工藝情況決定，也可以將加強板放大，即將加強板與斜拉梁和二為一；改進3）中此處小斜梁下端盡可能延伸到與桁架下縱梁下表面處，并盡可能大以不影響板簧安裝和運動為佳；改進4）中，此處小斜梁下端盡可能延伸到與桁架下縱梁下表面處,并盡可能以不影響板簧安裝和運動為佳；改進5）中，此處貫通梁以不影響板簧運動和相關管路安裝為佳，并盡可能實現與油箱托架一體化設計；改進6）中，以改善此處應力集中并不影響行李倉布置為佳。

5 結束語

表5 各計算工況最大應力值與最大變形量比較

通過分析可知，原設計方案的車架（YM1,YM2）結構在局部存在較大的應力集中區(qū)域，強度、剛度匹配不合理，經過優(yōu)化后的車架（YH）結構更加合理，在強度、剛度及模態(tài)等方面都比原結構要好，雖然車架質量略有增加，僅相當于該車最大總質量的千分之三左右，然而總體最大應力和最大變形量卻都下降了50%以上，達到了較好的優(yōu)化改進效果。

圖7 優(yōu)化改進方案示意圖

底盤與車架之間的協(xié)調性是影響車身強度的重要因素，不同的底盤與車架搭配對車身強度的影響各異。車身的結構強度，不但取決于車架本身，也受底盤結構及其與底盤組合后的整體構造影響。半承載式車身對于抵抗車架變形、增強剛度、改善車架的應力分布有明顯作用。因此建議在匹配車身時能夠在中部桁架處和發(fā)動機處設計出合理的結構，使其即能滿足大行李倉和后置發(fā)動機的需要，又能提高整車的承載能力，同時在車架應力集中處應結合車身設計加以進一步改善。