【技術(shù)篇】基于ANSYS的汽車前軸強(qiáng)度分析和模態(tài)分析

前軸是輕型載貨汽車前橋的重要部件,汽車前軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是否滿足汽車安全行駛的要求直接決定了整車的安全性,同時(shí)又影響了汽車的動(dòng)態(tài)特性。前橋的兩側(cè)安裝著從動(dòng)車輪,并通過(guò)懸架與車架相聯(lián),工作時(shí),其承受車輪傳來(lái)的制動(dòng)力和側(cè)滑扭矩,同時(shí)又承受懸架作用的垂直載荷,為確保前橋工作時(shí)的可靠性和安全性,因此對(duì)前橋的強(qiáng)度,剛度,抗沖擊性,疲勞強(qiáng)度及可靠性等方面都提出很高的要求。汽車前軸在承載車身重量的同時(shí),還會(huì)受到來(lái)自行駛路面、發(fā)動(dòng)機(jī)及其他運(yùn)動(dòng)部件產(chǎn)生的激振。如果各種激振頻率與前軸的某階固有頻率相等時(shí),就會(huì)引起共振,影響前軸及其裝配零部件的使用壽命。因此在前軸的設(shè)計(jì)階段,不僅需要考慮其強(qiáng)度和剛度等靜態(tài)特性,也要將其動(dòng)態(tài)特性納入前軸的前期設(shè)計(jì)體系,與整車同步開發(fā),為提升整車的NVH(噪聲、振動(dòng)、聲振粗糙度)性能提供重要的理論依據(jù)。

三種工況下強(qiáng)度分析的結(jié)果表明,前軸在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上基本符合強(qiáng)度要求,具有較高的安全系數(shù)。前軸的模態(tài)分析表明,其沒(méi)有發(fā)生振動(dòng)突變現(xiàn)象,并且沒(méi)有與行駛路面激勵(lì)發(fā)生共振,此外其前六階固有頻率與人體各器官的固有頻率相差較大,不會(huì)與人體某些器官發(fā)生共振。

從改革開放以來(lái),中國(guó)的汽車工業(yè)隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和交通運(yùn)輸體系的全面建立得到了飛速發(fā)展。特別在2001年中國(guó)加入WTO以后,全球性的貿(mào)易給中國(guó)的汽車行業(yè)帶來(lái)巨大的競(jìng)爭(zhēng),但同時(shí)也帶來(lái)了新的發(fā)展機(jī)遇。目前,全球的汽車生產(chǎn)商不僅僅在車型、價(jià)格、新技術(shù)等方面激烈角逐,同時(shí)更加注重產(chǎn)品質(zhì)量。因此,如何以最低的成本生產(chǎn)出性能最佳,質(zhì)量最好的汽車產(chǎn)品成為當(dāng)今我國(guó)汽車制造的一大主題。為了爭(zhēng)奪市場(chǎng)份額,全世界的汽車制造商對(duì)零部件的要求也越來(lái)越高,由原來(lái)的只從內(nèi)部配套廠采購(gòu)的保護(hù)政策轉(zhuǎn)變?yōu)橄蛉虻牧悴考圃焐踢M(jìn)行采購(gòu)的競(jìng)爭(zhēng)政策,這種政策的轉(zhuǎn)變給我國(guó)現(xiàn)有的規(guī)模小,生產(chǎn)效率低,缺乏自主創(chuàng)新能力的汽車零部件生產(chǎn)企業(yè)帶來(lái)巨大的沖擊。而且現(xiàn)階段我國(guó)各種能源資源人均占有量相比于國(guó)際水平依然很少,為了提高能源資源的利用率,黨的歷年政府工作報(bào)告中就明確的把能源資源的節(jié)約與高效利用提上了議事日程,倡導(dǎo)全民共同努力,充分利用和節(jié)約現(xiàn)有資源。在這種國(guó)際形勢(shì)下,生產(chǎn)經(jīng)濟(jì)、耐用、節(jié)約資源的汽車零部件就成為全球各汽車零部件制造商共同追求和奮斗的最終目標(biāo)。

如今全球的汽車工業(yè)正處在高速發(fā)展階段,而作為汽車工業(yè)的重要配套行業(yè),中國(guó)汽車車橋行業(yè)自然面臨著重要的機(jī)遇與挑戰(zhàn)。同時(shí)現(xiàn)代汽車通過(guò)采用各種設(shè)計(jì)不斷追求更高的動(dòng)力指標(biāo)、經(jīng)濟(jì)指標(biāo)及舒適性指標(biāo),相應(yīng)會(huì)使車橋的機(jī)械負(fù)荷不斷增加,形狀也越來(lái)越復(fù)雜,這對(duì)汽車車橋的設(shè)計(jì)與制造提出了更高的要求。

汽車的車橋通過(guò)懸架與車架連接,其支承了汽車大部分的重量,并將車輪受到的牽引力或制動(dòng)力,以及側(cè)向力通過(guò)懸架傳遞給車架。在汽車設(shè)計(jì)時(shí),為了便于與不同類型的懸架相配合,汽車的車橋分為整體式和非整體式兩種。而按車橋的使用功能劃分,其又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋和支持橋。而轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動(dòng)橋,其中起主要承載作用的是前梁,又稱前軸,在車輛行駛時(shí)主要承受彎矩和扭矩的作用。與非獨(dú)立懸架相配合使用的轉(zhuǎn)向橋前軸多為工字形結(jié)構(gòu),主要是因?yàn)椴捎霉ぷ中螖嗝婵梢杂行У奶岣咔拜S的抗彎強(qiáng)度,同時(shí)還可以減輕前軸重量,另外在鋼板彈簧處向兩側(cè)車輪方向逐漸由工字形斷面過(guò)渡為方形斷面,可以提高前軸的扭轉(zhuǎn)剛度,又可以保持其斷面強(qiáng)度相等。目前,該種形式的前軸結(jié)構(gòu)主要應(yīng)用于載重貨車。而本文研究的就是輕型載貨汽車的整體式前橋,它的前軸就是工字形結(jié)構(gòu)。

圖1-1 整體式轉(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)

1. 轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承 2.轉(zhuǎn)向節(jié) 3.調(diào)整墊片 4.主銷 5.轉(zhuǎn)向梯形臂 6.轉(zhuǎn)向節(jié)臂 7.前軸 8.轉(zhuǎn)向橫拉桿 9.球銷 10.鋼板彈簧支座 11.鋼板彈簧

在前軸的初始設(shè)計(jì)階段,傳統(tǒng)的簡(jiǎn)化方法對(duì)前軸的強(qiáng)度及剛度計(jì)算,不可能得到較精確的解析解,甚至可能是錯(cuò)誤的解。為得到滿足工程要求的數(shù)值解,就必須運(yùn)用最近得到不斷完善和快速發(fā)展的現(xiàn)代數(shù)值模擬技術(shù),其成為現(xiàn)代工程學(xué)形成和發(fā)展的重要推動(dòng)力之一。傳統(tǒng)的產(chǎn)品設(shè)計(jì)流程是一個(gè)設(shè)計(jì)者反復(fù)進(jìn)行多次設(shè)計(jì)的過(guò)程。一般首先由工程師借助CAD 工具進(jìn)行產(chǎn)品的初始設(shè)計(jì),接著提交給工廠進(jìn)行加工制造,然后對(duì)實(shí)物產(chǎn)品進(jìn)行試驗(yàn),如果產(chǎn)品不能滿足各方面功能要求或者失效,就需要工程師對(duì)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)進(jìn)行修改,甚至重新設(shè)計(jì),如此不斷反復(fù),直至實(shí)物產(chǎn)品在實(shí)際試驗(yàn)中滿足全部功能要求為止。隨著有限元分析技術(shù)的發(fā)展與成熟,利用有限元分析,能夠在產(chǎn)品設(shè)計(jì)之初,就對(duì)產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度進(jìn)行比較全面的分析,尤其對(duì)于需要進(jìn)行模具開發(fā)的產(chǎn)品,能夠顯著的提高產(chǎn)品開發(fā)的一次成功率,縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期,提高產(chǎn)品品質(zhì),降低開發(fā)成本,減少資源浪費(fèi),并且可以使產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)得到最大的優(yōu)化,減少零件自身的質(zhì)量。因此,在汽車初始設(shè)計(jì)階段利用有限元分析軟件ANSYS進(jìn)行有限元分析計(jì)算具有十分重要的意義和作用。其能夠?qū)ζ嚨慕Y(jié)構(gòu)和各零部件進(jìn)行比較全面的分析,有效地減少產(chǎn)品的試驗(yàn)周期,降低設(shè)計(jì)與制造費(fèi)用,顯著減少了產(chǎn)品的開發(fā)周期。

現(xiàn)今國(guó)外利用有限元法進(jìn)行汽車的結(jié)構(gòu)分析和計(jì)算方面的技術(shù)已經(jīng)相對(duì)比較成熟。國(guó)外從20世紀(jì)60年代中后期開始就十分重視利用有限元法對(duì)汽車結(jié)構(gòu)進(jìn)行輔助分析和計(jì)算,為汽車的初始設(shè)計(jì)提供理論依據(jù),并且在汽車的某些結(jié)構(gòu)件靜態(tài)分析方面取得了大量的研究成果。到20世紀(jì)70年代,人們?cè)谄嚱Y(jié)構(gòu)的分析方面,不僅僅滿足于靜態(tài)特性分析,開始向動(dòng)態(tài)特性分析方面拓展,一般采用一些大型計(jì)算程序并逐漸開發(fā)專用程序,但是計(jì)算量大,計(jì)算過(guò)程復(fù)雜。而國(guó)內(nèi)在汽車有限元法方面的發(fā)展主要是在前軸的成型制造方面,哈爾濱工業(yè)大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院的蔣鵬教授等人利用有限元軟件模擬前軸的精密輥鍛成型過(guò)程,了解了前軸精密輥鍛成型機(jī)理,掌握變形規(guī)律,直接在計(jì)算機(jī)上檢驗(yàn)?zāi)＞咴O(shè)計(jì)和工藝設(shè)計(jì)的合理性,提高了模具設(shè)計(jì)質(zhì)量,縮短產(chǎn)品試制周期,對(duì)前軸精密輥鍛技術(shù)的發(fā)展和提高具有重要意義。此外我國(guó)設(shè)計(jì)者還普遍利用有限元法進(jìn)行汽車的靜強(qiáng)度分析和模態(tài)分析。在對(duì)前軸進(jìn)行有限元分析之前,要對(duì)前軸進(jìn)行三維實(shí)體建模。湖北三環(huán)車橋有限公司的鄭樂(lè)啟等人提出了基于SolidWorks平臺(tái)的汽車前軸混合建模,可以根據(jù)汽車前軸不同的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),充分利用SolidWorks軟件的建模功能,對(duì)零件的每一部分進(jìn)行分割,采用最簡(jiǎn)潔的方法將汽車前軸模型設(shè)計(jì)出來(lái)。合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院的張紅旗等人提出利用Pro/E軟件中的變截面掃描,可以高效的實(shí)現(xiàn)汽車前軸三維參數(shù)化實(shí)體建模。中鐵四局一公司的熊向進(jìn)則通過(guò)HyperWorks軟件對(duì)汽車前軸的強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析,得出前軸緊急制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力分布圖。北京工業(yè)大學(xué)的郭雷提出了基于ANSYS汽車前橋的模態(tài)分析,利用ANSYS軟件分析提取前軸的前六階振型和固有頻率,分析其固有頻率與外界激勵(lì)及人體共振頻率的耦合情況,為前軸的動(dòng)力學(xué)研究及改進(jìn)提供了重要的理論依據(jù)。

根據(jù)課題的基本要求,本文主要在以下幾個(gè)方面開展了工作:

(1)闡述了本課題的研究背景及意義,有限元在汽車前軸設(shè)計(jì)中的應(yīng)用,

(2)利用現(xiàn)行全球用戶最大的ANSYS軟件,確定單元模型,通過(guò)三維建模軟件Pro/e建立前軸的實(shí)體模型,通過(guò)智能網(wǎng)格劃分器,將前軸模型劃分為具有32441個(gè)節(jié)點(diǎn),146416個(gè)單元的有限元計(jì)算模型。

(3)建立前軸的力學(xué)模型,選擇越過(guò)不平路面、緊急制動(dòng)、側(cè)滑三種維修工況,通過(guò)力學(xué)原理確定前軸在相應(yīng)工況下的載荷,并轉(zhuǎn)換為ANSYS中加載載荷,確立邊界約束條件。

(4)對(duì)該輕型載貨汽車前軸進(jìn)行靜態(tài)分析。前軸的靜態(tài)分析主要包括兩個(gè)方面:結(jié)構(gòu)剛度分析和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。其中剛度分析主要分析其彎曲剛度,而強(qiáng)度分析則主要從前軸整體出發(fā),對(duì)前軸強(qiáng)度進(jìn)行校核。

(5)對(duì)該輕型載貨汽車前軸進(jìn)行有限元模態(tài)分析。通過(guò)對(duì)該輕型載貨汽車前軸進(jìn)行模態(tài)分析,獲取其前六階固有頻率和振型,通過(guò)與行駛路面的激振頻率、發(fā)動(dòng)機(jī)的固有頻率以及人體各器官的固有頻率進(jìn)行對(duì)比,從宏觀角度來(lái)分析前軸的動(dòng)態(tài)特性。

(6)將前軸的靜態(tài)分析和模態(tài)分析結(jié)合,得出最后的結(jié)論,提出改進(jìn)意見(jiàn)和不足之處,并利用得出的結(jié)論指導(dǎo)實(shí)際生產(chǎn),為前軸設(shè)計(jì)者提供理論參考依據(jù),縮短設(shè)計(jì)周期,降低設(shè)計(jì)成本。

由于有限元分析軟件ANSYS的建模功能比較薄弱,本章首先介紹用三維軟件建立三維模型。用Pro/e5。0建立前軸的實(shí)體模型,在前橋建模時(shí)進(jìn)行一些簡(jiǎn)化,去除一些對(duì)結(jié)果影響不大的倒角和凸臺(tái),加快計(jì)算機(jī)的求解時(shí)間,提高求解精度,然后將建立的實(shí)體模型以igs格式保存下來(lái),然后導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行有限元分析。

前軸的分析計(jì)算所需定義的材料特性包括:彈性模量、泊松比、材料密度、抗拉強(qiáng)度及屈服強(qiáng)度。由于前軸為塑性材料,故以屈服強(qiáng)度作為極限應(yīng)力。前軸的材料特性如表2-1所示。

表2-1 前軸的材料特性

考慮到前軸結(jié)構(gòu)的實(shí)體特征,采用Brick 8node 45類型。Solid45單元在ANSYS軟件中用于構(gòu)造三維實(shí)體,它通過(guò)8個(gè)節(jié)點(diǎn)來(lái)定義,每個(gè)節(jié)點(diǎn)有3個(gè)沿x、y、z方向平移的自由度。這種單元類型是ANSYS軟件中處理實(shí)體類型問(wèn)題最基本的單元類型之一,是處理固體力學(xué)問(wèn)題最常用的單元。

圖2-1 Solid45的幾何特征

由于前軸的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,可以在不影響分析結(jié)果的前提下,對(duì)其進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化。Pro/e三維建模軟件提供了混合,混合掃描,變截面掃描這些特征,可以相對(duì)容易的實(shí)現(xiàn)前軸三維實(shí)體的構(gòu)建,提高了三維建模的效率。前軸的實(shí)體模型如圖2-2所示,前軸的主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表2-2所示。

圖2-2前軸的實(shí)體模型

表2-2 前軸的主要設(shè)計(jì)參數(shù)

汽車前軸進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分時(shí),對(duì)前軸的實(shí)體進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分,設(shè)置網(wǎng)格劃分的精度為6級(jí),網(wǎng)格的長(zhǎng)度取為10mm,,生成具有32441個(gè)節(jié)點(diǎn),146416個(gè)單元的有限元計(jì)算模型。對(duì)前軸進(jìn)行網(wǎng)格劃分的結(jié)果如圖2-3(a)和(b)所示。

圖2-3(a)前軸進(jìn)行網(wǎng)格劃分的整體圖

圖2-3(a)前軸進(jìn)行網(wǎng)格劃分的局部放大圖

在汽車正常行駛過(guò)程中,其受力狀況比較復(fù)雜,主要包括垂向力、側(cè)向力和縱向力。根據(jù)前軸的受力情況,對(duì)前軸的受力按3種危險(xiǎn)工況進(jìn)行分析計(jì)算,即越過(guò)不平路面工況、側(cè)滑工況和緊急制動(dòng)工況。如圖3-1所示,由車輛行駛過(guò)程中的受力分析可知:越過(guò)不平路面工況為垂向力單獨(dú)作用的工況;側(cè)滑工況為垂向力和側(cè)向力共同作用的組合工況;緊急制動(dòng)工況為垂向力和縱向力共同作用的組合工況。此輕型載貨汽車滿載時(shí)的最大重量為55000N。

圖3-1 前橋受力簡(jiǎn)圖

Z為作用于兩側(cè)車輪的垂直反作用力;X為作用于兩側(cè)車輪的水平反作用力;Y為作用于兩側(cè)車輪的橫向反作用力。

越過(guò)不平路面工況主要是垂向力單獨(dú)作用。垂向力

Fz=

(3-1)

Fz為作用于兩側(cè)車輪的垂直反力;Kd為動(dòng)載系數(shù),其值取2.5;G為前軸滿載載荷。

緊急制動(dòng)工況主要是由垂直力和縱向力共同作用。垂向力

Fz=

(3-2)

Kd為制動(dòng)時(shí)前軸的質(zhì)量分配系數(shù),其值取1.7。

縱向力

Fx=

(3-3)

根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn),制動(dòng)時(shí)的道路附著系數(shù)?取0.8。

側(cè)滑工況主要為垂直力和側(cè)向力共同作用。垂向力

Fz=

(3-4)

側(cè)向力

Fy=

(3-5)

式中?為側(cè)滑工況的道路附著系數(shù),其值取1.0。

本章由獲取的前橋設(shè)計(jì)參數(shù),對(duì)汽車的前軸進(jìn)行強(qiáng)度分析。按照上一章前軸的受力情況,對(duì)前軸的受力按照3種危險(xiǎn)工況進(jìn)行有限元分析計(jì)算,即超越不平路面工況,緊急制動(dòng)工況和側(cè)滑工況。采用有限元分析軟件ANSYS分析前軸在3種危險(xiǎn)工況下的應(yīng)力與變形,判斷其強(qiáng)度和剛度是否符合設(shè)計(jì)要求。

在越過(guò)不平路面工況下,前軸左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 y、z 方向的移動(dòng)以及 x、z 方向的轉(zhuǎn)動(dòng),前軸右側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 x、y、z 方向的移動(dòng)以及 x、z 方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。由第三章中前軸在垂直工況下的受力分析對(duì)前軸進(jìn)行加載。該工況下垂向力以均布載荷施加在鋼板彈簧座上。前軸的應(yīng)力分布云圖如圖4-1所示。前軸的位移分布云圖如圖4-2所示。由應(yīng)力分布圖可知,最大應(yīng)力位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,其值為51.6Mpa,小于材料的屈服強(qiáng)度,符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)的要求。由位移分布云圖可知,前軸的最大變形為0.17mm,沒(méi)有超過(guò)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的最大變形量1.5mm,符合剛度設(shè)計(jì)的要求。

圖4-1 垂直沖擊工況前軸的應(yīng)力分布云圖

圖4-2 垂直沖擊工況前軸的位移分布云圖

在緊急制動(dòng)工況下,前軸左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 y、z 方向的移動(dòng)以及 x、y方向的轉(zhuǎn)動(dòng),前軸右側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 x、y、z 方向的移動(dòng)以及 x、y方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。由第三章中前軸在緊急制動(dòng)工況下的受力分析對(duì)前軸進(jìn)行加載。該工況下垂向力以均布載荷施加在鋼板彈簧座上,制動(dòng)的縱向力以均布載荷施加在安裝螺栓孔的內(nèi)表面上。前軸的應(yīng)力分布云圖如圖4-3所示。前軸的位移分布云圖如圖4-4所示。由應(yīng)力分布圖可知,最大應(yīng)力位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,其值為163Mpa,小于材料的屈服強(qiáng)度,符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)的要求。由位移分布云圖可知,前軸的最大變形為1.07mm,沒(méi)有超過(guò)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的最大變形量1.5mm,符合剛度設(shè)計(jì)的要求。

圖4-3 緊急制動(dòng)工況前軸的應(yīng)力分布云圖

圖4-4 緊急制動(dòng)工況前軸的位移分布云圖

在側(cè)滑工況下,前軸左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 y、z 方向的移動(dòng)以及 x、z方向的轉(zhuǎn)動(dòng),前軸右側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 x、y、z 方向的移動(dòng)以及 x、z方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。由第三章中前軸在側(cè)滑工況下的受力分析對(duì)前軸進(jìn)行加載。該工況下垂向力以均布載荷施加在鋼板彈簧座上,側(cè)滑時(shí)的側(cè)向力以均布載荷施加在安裝螺栓孔的內(nèi)表面上。前軸的應(yīng)力分布云圖如圖4-5所示。前軸的位移分布云圖如圖4-6所示。由應(yīng)力分布圖可知,最大應(yīng)力位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,其值為43.6Mpa,小于材料的屈服強(qiáng)度,符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)的要求。由位移分布云圖可知,前軸的最大變形為0.11mm,沒(méi)有超過(guò)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的最大變形量1.5mm,符合剛度設(shè)計(jì)的要求。

圖4-5 側(cè)滑工況前軸的應(yīng)力分布云圖

圖4-6 側(cè)滑工況前軸的位移分布云圖

通過(guò)分析結(jié)果可知,制動(dòng)工況下應(yīng)力和變形均最大,最大應(yīng)力為163Mpa,位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,最大變形為1.07mm。緊急制動(dòng)工況出現(xiàn)最大應(yīng)力和變形的原因是:在緊急制動(dòng)工況下,制動(dòng)力垂直于軸向,產(chǎn)生剪應(yīng)力,從而導(dǎo)致組合應(yīng)力和變形均增大。在該工況下,前軸的最大應(yīng)力仍小于屈服極限,強(qiáng)度安全系數(shù)n=2.2。此時(shí)安全系數(shù)依然較大,滿足前軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)的要求。

以前在前軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中,往往首先考慮前軸結(jié)構(gòu)的靜強(qiáng)度和剛度,而忽略了前軸的動(dòng)態(tài)特性。但汽車在實(shí)際行駛過(guò)程中,前軸要承受來(lái)自外界和內(nèi)部各種激勵(lì)源的激勵(lì),其中主要的激勵(lì)是行駛路面對(duì)車輪的沖擊和汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)。這些動(dòng)載荷直接作用在汽車前軸上,是時(shí)間的函數(shù)。因此,前軸結(jié)構(gòu)上受動(dòng)載荷作用而產(chǎn)生的位移、應(yīng)力和應(yīng)變不僅隨其結(jié)構(gòu)的空間位置變化,同時(shí)也隨著時(shí)間的變化而變化。當(dāng)作用于前軸的動(dòng)載荷的頻率與前軸結(jié)構(gòu)的某些固有頻率接近或耦合時(shí),前軸結(jié)構(gòu)將產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng),即共振,產(chǎn)生很大的動(dòng)應(yīng)力,造成前軸強(qiáng)度的破壞或產(chǎn)生結(jié)構(gòu)上不允許的大變形,影響汽車乘坐的舒適性和平穩(wěn)性。

如今,車輛乘坐的舒適性和平穩(wěn)性已成為消費(fèi)者衡量整車性能的一個(gè)重要指標(biāo)。并且消費(fèi)者也越來(lái)越注重車輛乘坐的舒適性,所以對(duì)車輛結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析來(lái)減少共振發(fā)生的可能性也越來(lái)越受到設(shè)計(jì)者的重視。在過(guò)去,工程技術(shù)人員在研究車輛結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性時(shí),一般只能通過(guò)實(shí)驗(yàn)方法來(lái)實(shí)現(xiàn),這種方法不僅費(fèi)時(shí)費(fèi)力,并且需要有實(shí)車作為樣車,所以就不能在產(chǎn)品設(shè)計(jì)和開發(fā)初期就對(duì)乘坐的舒適性進(jìn)行控制和評(píng)價(jià)。因此,在車輛初始設(shè)計(jì)中,采用有限元法對(duì)前軸進(jìn)行模態(tài)分析,獲取前軸結(jié)構(gòu)本身所具有的剛度特性,即振型和固有頻率,提前了解前軸的動(dòng)態(tài)特性,從動(dòng)態(tài)角度對(duì)前軸進(jìn)行初始設(shè)計(jì),分析計(jì)算其振動(dòng)特性,判斷其是否滿足動(dòng)態(tài)要求,為前軸進(jìn)一步合理的改進(jìn)提供科學(xué)的理論依據(jù),同時(shí)它可以在設(shè)計(jì)開發(fā)的初始階段就預(yù)測(cè)出前軸在各種工況下的振動(dòng)特性及響應(yīng),能夠避免前軸與汽車其他構(gòu)件發(fā)生共振,降低噪聲,減少企業(yè)的經(jīng)濟(jì)損失,具有十分重要的社會(huì)意義。

模態(tài)分析的有限元模型和靜態(tài)有限元模型基本相同。對(duì)前軸進(jìn)行有限元模態(tài)分析時(shí),由于獲取的是前軸的固有特性(固有頻率和固有振型),與前軸所受外力無(wú)關(guān),所以可以忽略外部載荷的作用。在對(duì)前軸進(jìn)行模態(tài)分析時(shí),如果前軸的有限元模態(tài)分析采用實(shí)際的邊界條件支撐,這當(dāng)然能夠精確地反映出前軸工作時(shí)的動(dòng)態(tài)特性,但前軸工作時(shí)的實(shí)際邊界條件是十分復(fù)雜的,而且實(shí)際邊界條件會(huì)在有限元模態(tài)分析中形成病態(tài)的剛度矩陣,這將嚴(yán)重影響有限元計(jì)算的精度。因此前軸實(shí)際支撐條件下的有限元模態(tài)分析是很難實(shí)現(xiàn)。所以基于以上幾個(gè)方面的原因,本文采用自由邊界支撐約束來(lái)對(duì)前軸進(jìn)行有限元模態(tài)分析。

前軸模態(tài)分析的結(jié)果如表5-1所示。

表5-1 前軸的各階固有頻率

對(duì)應(yīng)的各階次振型如下。

圖5-1 前軸的一階振型

圖5-2 前軸的二階振型

圖5-3 前軸的三階振型

圖5-4 前軸的四階振型

圖5-5 前軸的五階振型

圖5-6 前軸的六階振型

從前軸的振型圖可以看出,在一階和二階振型中,前軸由軸中心向上做較大幅度的振動(dòng),振動(dòng)的頻率較小,在97~174Hz之間;在三階和四階振型中,前軸由軸中心到主銷孔之間做較大幅度的振動(dòng),其振動(dòng)的頻率在278~353Hz之間;在五階和六階振型中,前軸以軸心為中心,做較大幅度的上下振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng),其振動(dòng)的頻率在446~550之間。

汽車行駛過(guò)程中,激勵(lì)源產(chǎn)生的激勵(lì)主要來(lái)自于路面、發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸不平衡、車輪的不平衡以及車身車架等。路面激勵(lì)由行駛的道路條件決定,在汽車通過(guò)不平路面時(shí),路面引起的運(yùn)動(dòng)學(xué)激振大多是5~20Hz的垂直振動(dòng);而在高速公路和城市較好路面行駛時(shí),此激勵(lì)多在3Hz以下;由汽車發(fā)動(dòng)機(jī)引起的激振可以由爆發(fā)頻率公式計(jì)算得出,為23Hz以上;汽車行駛時(shí)經(jīng)常使用的車速是80公里/小時(shí);由傳動(dòng)軸的不平衡而產(chǎn)生的彎曲振動(dòng)頻率為46Hz左右;由車輪不平衡產(chǎn)生的激振頻率一般低于11Hz;汽車的車身車架的振動(dòng)頻率約為80Hz。

由生物力學(xué)研究可知,人體全身垂直振動(dòng)在4~8Hz范圍內(nèi)有一個(gè)最大的共振峰,稱其所對(duì)應(yīng)的頻率為第一共振頻率,此頻率主要由人體胸腔共振頻率產(chǎn)生,對(duì)人的胸腔內(nèi)臟影響最大;在10~12Hz和20~25Hz附近的范圍內(nèi)有兩個(gè)較小的共振峰,分別稱其對(duì)應(yīng)的頻率為第二和第三共振頻率,其中第二共振峰主要由人體腹腔共振頻率產(chǎn)生,對(duì)人的腹部?jī)?nèi)臟影響最大。此外,人頭部的共振頻率約為2~30Hz,心臟的共振頻率約為5Hz,眼部的共振頻率約為18~50Hz,脊柱的共振頻率約為30Hz,手部的共振頻率約為30~40Hz,臀和足部的共振頻率約為4~8Hz,肩部的共振頻率約為2~6Hz,軀干的共振頻率約為6Hz。而且振動(dòng)還會(huì)影響人的視力,對(duì)視力的損害程度與振幅成比例,并且10~20Hz的振動(dòng)頻率對(duì)視力的影響最大。因此,在設(shè)計(jì)車輛(包括車身各部件)時(shí),必須充分考慮人體的共振頻率,采取有效的減振措施,盡量避免與人體產(chǎn)生共振效應(yīng)。

綜上所述,可知車身車架的固有頻率與前軸的一階固有頻率較為接近,會(huì)在一定程度上影響汽車的平穩(wěn)度和舒適度,但不會(huì)與車身車架發(fā)生共振。此外,由以上的頻率分析可知:前軸的設(shè)計(jì)不會(huì)與路面發(fā)生共振,也不會(huì)與人體發(fā)生共振。

本文通過(guò)三維建模軟件Pro/e建立前軸的實(shí)體模型,然后導(dǎo)入ANSYS進(jìn)行前軸的有限元強(qiáng)度分析和模態(tài)分析,得出以下結(jié)論:

(1)利用現(xiàn)在已經(jīng)比較成熟的三維建模軟件如Pro/e進(jìn)行實(shí)體建模,可以彌補(bǔ)ANSYS在建模方面比較薄弱的缺點(diǎn),使實(shí)體模型的建立更加容易,提高工作效率。

(2)本文首先計(jì)算了汽車前軸在三種危險(xiǎn)工況下的載荷情況,然后利用ANSYS軟件分析前軸在三種危險(xiǎn)工況下對(duì)應(yīng)的應(yīng)力分布和位移分布。由分析的結(jié)果可知:此輕型載貨汽車的前軸在越過(guò)不平路面工況和側(cè)滑工況下所承受的最大應(yīng)力都比較小,安全系數(shù)較大,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)符合強(qiáng)度要求;同時(shí)前軸在此兩種工況下的變形也遠(yuǎn)小于許用值,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)符合剛度要求。但在緊急制動(dòng)工況下,前軸所承受的最大應(yīng)力比較大,安全系數(shù)較低,存在一定的安全隱患;同時(shí)在此工況下前軸的變形量也較大,但是依然小于許用值,符合剛度設(shè)計(jì)的要求。

(3)前軸在自由條件下的模態(tài)分析表明,前軸本體的固有頻率既不會(huì)與路面發(fā)生共振,也不會(huì)與人體發(fā)生共振,但是前軸的一階固有頻率與車身車架的固有頻率接近,會(huì)對(duì)汽車的平穩(wěn)度和舒適性造成一定的影響,但不會(huì)發(fā)生共振。但通過(guò)振型分析,得知外界激勵(lì)對(duì)前軸的剛度影響也較大,因此有必要對(duì)前軸結(jié)構(gòu)做進(jìn)一步的改進(jìn)。

雖然本文對(duì)輕型載貨汽車的前軸做了較全面的有限元分析,而且取得了一定的研究成果,但是由于時(shí)間和自身水平的限制,還存在諸多的不足之處,需以后進(jìn)一步加以完善。由本文的分析方法和分析結(jié)果,今后可以在以下幾個(gè)方面對(duì)前軸作進(jìn)一步的研究和改進(jìn):

(l)本文在整個(gè)前軸的分析過(guò)程中都采用的是線彈性分析,以后的工作可以結(jié)合非線性分析方面的理論對(duì)此輕型汽車前軸進(jìn)行進(jìn)一步分析,并將線性分析與非線性分析的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,為前軸結(jié)構(gòu)的完善提供更加充分的理論依據(jù)。

(2)由于本文整個(gè)設(shè)計(jì)還處在理論驗(yàn)證階段,還沒(méi)有進(jìn)行實(shí)際的實(shí)驗(yàn)測(cè)試,因此今后的一個(gè)重要工作就是利用樣車進(jìn)行實(shí)際的實(shí)車測(cè)試,并將理論分析結(jié)果和實(shí)際實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較,再對(duì)前軸的模型及載荷進(jìn)行修改,使前軸的有限元分析結(jié)果更加符合實(shí)際。

(3)本文在對(duì)此輕型載貨汽車的前軸進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析時(shí),計(jì)算的各種工況主要是由相關(guān)的規(guī)定得出,各種參數(shù)是常用的經(jīng)驗(yàn)值。為了獲得前軸更加實(shí)際的分析結(jié)果,就應(yīng)該結(jié)合多種動(dòng)力學(xué)軟件,建立整車的多種動(dòng)力學(xué)模型,并將由此得到的各種分析結(jié)果進(jìn)行比較分析,形成相對(duì)全面準(zhǔn)確的分析方法。