运用cae技术进行某微型客车车架结构的分析与优化设计

运用CAE技术进行某微型客车车架结构的分析与优化设计苏庆1孙凌玉1刘福保2（1.北京航空航天大学汽车工程系北京100083）（2.江西昌河汽车股份有限公司合肥分公司合肥230000）摘要：本文运用几种CAE技术对某微型客车车架进行了结构分析与优化设计，首先，计算了静力挠度，静态弯曲、扭转刚度，然后求解了固有模态，并在此基础上获得典型道路激励下的瞬态响应，此外，还对车架典型薄壁梁结构的耐撞性吸能特性进行研究，配合实验数据，对车架结构进行了合理的改进设计，实现了满足轻量化要求的静态优化设计目标，彰显CAE技术在汽车研发过程中的作用日益重要。关键词：CAE，车架，优化设计0综述CAE（计算机辅助工程分析）技术的兴起及应用，滞后于CAD（计算机辅助设计）技术，尤其在汽车工业以及机械行业。当前，在中国汽车行业CAD技术已广泛得到应用，在产品设计过程中已经摈弃手工绘图的时代，将企业中的图纸信息数字化，大大节省成本；而对于产品进入验证阶段所必需的试验，对所设计的产品进行符合国家相关法规标准的强度、刚度、NVH、耐撞性等方面的评价，企业必须对概念样品进行一次一次的试验、修改、再试验、再修改的反复过程，最后才可以定型，生产销售。相对于在产品设计初期的方案拟定、图纸绘制工作所耗费的人力、物力、财力，在设计进入验证阶段的反复试验评价和改进样品的费用可谓是天壤之别。然而，CAE技术已在国外大型汽车企业中广泛应用，用以降低成本，缩短新车开发周期，应对瞬息万变的汽车市场需求，我国大部分汽车企业也都接触到CAE的研发工具，但应用的能力还不强，真正应用到产品研发中的企业还是很少，运用CAE软件进行分析的能力决定所开发产品的水平。本文结合某微型客车车架结构，对其进行轻量化以及耐撞性能优化设计，效果良好，得到厂家的肯定与应用。各工况分析的模型采用基于该微型客车CAD模型的有限元模型，减少建模的误差，进行分析。该车架的有限元模型如图1所示。图1车架有限元模型图2垂向挠度变化图有限元分析软件采用ANSYSrelease7.0，模型采用四节点四边形壳单元，有少量三角形单元比例，单元尺寸6~8mm，单元数共计144943，节点数151124，点焊依据工艺流程规定的位置布置，车架模型中共有4458个焊点；材料属性依据企业提供的参数设置，E=203Gpa，ρ=7.89×10-6kg/mm3，μ=0.31。971静力分析静力分析是在载荷作用点恒定，加载速度缓慢或者为零，加载量值缓慢变化或保持恒定情况下，计算结构的应力、应变、位移的过程，静力分析在设计过程中必不可少，它将提供结构在静力条件下的性能。1.1静挠度分析在进行满载下车架垂向挠度分析时，将前后悬架用弹簧单元COMBIN14简化模拟，赋予刚度，一端联接在车架上，另一端固定约束。前悬架以及后悬架的前COMBIN14弹簧单元定义为一维，只在Z轴方向有变形运动，而后悬架后COMBIN14弹簧单元定义为二维，因为板簧后端允许有纵向的位移，可在XZ平面做变形运动。车架所承受载荷来自车架以上部分的自重，载荷为14088.1N。由于是承载式车身，所以将该载荷均匀作用在车架的前后纵梁和地板横梁上，共366个加载点。图2、3结果表明，车架前部的挠度大于后部，最大值有76.1mm，最小值仅有8.4mm（包括悬架位移）。在满载下，车架的大部分是低应力状态，应力值114.1pa，表明此种车型的设计满载值是合理的，车架的状态良好。图3垂向挠度von-Mises等效应力云图图4弯曲结果位移云图1.2车架弯曲刚度分析进行弯曲刚度、扭转刚度分析时，不考虑悬架的影响。在前悬约束所有自由度，后悬板簧的前端部位约束UX、UY、UZ；板簧的后端部位仅约束侧向位移UY和绕Z轴的转动自由度ROTZ。载荷施加在前后纵梁联接处的节点上[3]，共24个加载节点，载荷大小为1000N。为了避免误差取这24个位移的平均值，作为挠度f，依据材料力学公式348aFEIf=，求得车架的抗弯刚度值CB。计算得弯曲刚度为351.8910001.0610480.0013229BC×==××2Nm⋅，与相关文献[4]（6.28×105Nm2）对比，本车架弯曲刚度值偏小，原因在于本车架是承载式车身车架，车身要承担很大一部分的抵抗刚度。图4为位移云图。1.3扭转刚度分析对于轻型客车的扭转工况我国没有硬性规定的标准，参照客车国家标准汇编上的大型客98车电测试验标准，其约束方式是将四个车轮都用垫板垫成一样的高度，然后撤去右前轮的垫板，使车轮下沉240mm或480mm[6]。在右前轮中心处设置位移边界条件，使指定节点向下沉降480mm。右前悬释放，左前悬以及后悬的前端约束UX、UY、UZ三个线位移和ROTZ，释放其沿X、Y轴的转动自由度ROTX、ROTY，后悬的后端仅约束UY与ROTZ。扭转刚度的计算依据材料力学公式：2180TLFChπ=⋅，其中L为前轮距，F为所施加垂向载荷，h为沿载荷作用点的垂向位移，CT单位为Nm/°。计算所得刚度为：21.23495712726.9/1800.48TCNπ=⋅=⋅m°对比相关文献[4]，本车架的扭转刚度比较高，在轻型客车车架中比较突出，由于其横梁密布，在抵抗扭转变形的过程中作用很大。图6表明车架的应力状态大致都处于低应力状态，平均von-Mises等效应力为2611pa，只在前后悬架的约束处出现高应力水平。图5扭转位移云图图6扭转von-Mises等效应力云图2动力学分析动力学分析一般是指载荷作用历程与时间有密切关系的问题类型，以下包括模态分析与道路激励下瞬态响应分析。2.1模态分析采用Subspace（子空间迭代法）计算了除六阶刚体模态以外的前九阶自由模态，前四阶振型图如下所示：图7第一阶振型图图8第二阶振型图99图9第三阶振型图图10第四阶振型图表1表明第一阶固有频率出现在18.198Hz，由于车身与车架在整车中是紧固联接的，不考虑车架与车身出现共振的危险，而应当考虑发动机与车架共振的危险，因为发动机与车架是悬置联接，发动机的爆发频率为16～20Hz；常用车速爆发频率为33.3～50Hz[1]，车身第一阶模态12.922Hz，第二阶模态19.661Hz，有可能发生共振。路面不平度对汽车运动所引起的激励多属于20Hz以下的垂直振动，有激起车架一阶扭转共振的可能，但考虑到车身与车架的刚性联结可抑制该阶振型，还需要进行整车模态的分析。表1各阶模态列表模态阶次固有频率（Hz）模态类型118.198一阶扭转模态（绕x轴）231.720侧向弯曲模态（绕z轴）334.023垂向弯曲模态（绕y轴）440.761二阶扭转模态（绕y轴）549.077局部模态（第六根地板横梁）650.226局部模态750.871局部模态（第二根地板横梁）852.426局部模态（第一根地板横梁）957.690扭转模态（绕z轴）2.2道路激励下瞬态响应分析模拟车架满载工况下受到搓板路中的一个小坡激励的瞬态动力学分析，位移激励设置在两前轮的悬架弹簧底部，模拟两前轮的过坡过程。路面尺寸依据定远总后试车场搓板路给出，路面激励为半正弦波形，坡高20mm，波长400mm，车速定为20km/h，车架承载14088.1N，重力加速度g。车辆在搓板路上行驶时，两前轮同时被抬起或落下，在前轮处受冲击载荷，车架受惯性力作用产生弯曲。前悬、后悬用弹簧单元COMBIN14模拟。后悬底部均为全约束，前悬的14个弹簧单元底部节点约束除过UZ方向的其他五个自由度，UZ自由度作为位移激励用，将一个半正弦小坡分为6个载荷步，写入6个载荷步文件，每个载荷步内定义10个子步，时步大小为0.002s，载荷步如图11，激励非对称是想检验计算结果会不会在后两个载荷步上出现突变，验证本模型的正确性。100图11位移激励曲线图12路面激励模型图分别取出纵梁上五个不同部位的节点结果，进行结果察看，位移曲线如图13，由于车架结构对称，约束对称，载荷对称，位移激励对称，所以，节点选取左纵梁还是右纵梁，结果出入不大。在激励点之后的各点起初的位移出现了负值，表明车架纵梁发生弯曲变形产生转角，纵梁中部区域的变形是单调递增变化，表明弯曲变形以车架上后悬前端约束位置为中心，图中出现的曲线交汇点表明，此时刻车架整体有相同的位移，前纵梁已处于回落阶段，后纵梁由于相位差仍在上升阶段。图13纵梁节点位移曲线图14纵梁节点应力曲线最大应力出现的时刻在0.06s时，即位移激励最大时，应力最大出现在后纵梁上后悬架前端附近部位，最大值为3.3Mpa，前纵梁上节点与其他部位上节点的应力走势不同，总是有一个相位差存在；在位移曲线的交汇点附近，出现了应力谷，因为此时，前后纵梁有相同位移，相当于车架的各个部位没有相对位移，也就没有相对的变形产生，所以，此时的应力状态几乎趋于零值，同时，这也是由于第5载荷步的突变使然。横梁上的位移变化走势与纵梁相应部位走势一致，第3至第8根横梁位移是单调递增的，第9、10两根横梁出现了位移的负值，第1、2两根横梁在区间上存在一个极大值，证明了弯曲的旋转中心在靠近后悬前端约束的纵梁部位；位移的最大值出现在最后一根横梁上。在激励的最后时刻，无论是纵梁还是横梁，其应力都会有很大的反弹，并且超过第一个峰值，达到最大值，表明搓板路工况下，并非激励最大时是危险时刻，而是在车过完坡后的回落阶段，会出现最大的应力，10.02Mpa处于安全许用范围；应力曲线上，应力谷的出现再次说明在0.08s-0.09s之间存在突变，表征了此模型的正确性。101图15横梁节点位移曲线图16横梁节点应力曲线综观整体，最大应力出现在第3载荷步的结束时刻0.06s，整个过坡过程中，车架的平均应力维持在1~10Mpa水平左右。此种工况下车架承受弯曲变形，最大的应力危险出现在第6载荷步的激励回落时刻，最大应力有10Mpa，车架结构完全可以满足要求。3闭口帽形薄壁梁耐撞性分析CAE技术应用于汽车被动安全性研究,有很大优势，车架结构是主要承受碰撞能量吸收的车身关键部件，该型车架前纵梁的翻边与地板焊接组成闭口帽形薄壁梁结构，并有内加强板，依据该车架的几何尺寸建立闭口帽型薄壁梁有限元模型，运用ANSYS/LS-DYNA显式有限元分析模块进行碰撞吸能特性分析[8]。刚性锤重680kg，初始速度4.15m/s，计算50ms的碰撞历程。薄壁梁模型压溃过程如图所示，压溃模式与文献[7]完全吻合。图178ms构型图1824ms构型图1946ms构型图20Z轴方向碰撞力曲线Z轴碰撞力、减速度曲线如图20、21所示，最大碰撞力为200.8KN，碰撞力脉冲、碰撞减速度脉冲都相对比较平缓。总能量、动能、变形能、滑移界面能以及沙漏能量曲线如图22，大部分的冲击能量由帽型梁的屈曲变形吸收，该车架性能可以满足设计要求。102图21Z向减速度曲线图22能量分布曲线4优化设计综合以上分析，可以找出车架的薄弱环节以及薄弱工况，对结构进行优化。很明显，该车架的弯曲刚度相比较而言略小，遂选择在弯曲工况下进行车架的轻量化优化分析。采用ANSYS7.0参数化设计语言（APDL）进行分析，为进行车架轻量化设计，拟对前纵梁等8个厚度为2mm的部件进行重新设计，其厚度相对比较大，存在进行轻量化的设计空间，并且考虑到制造工艺的条件，对其他更薄的部件再进行减厚，会存在工艺难度，增加成本。优化设计的数学模型为：min{wt（thck）}s.t.max_str≤2100.001≤thck≤0.003，其中，thck为8个部件的厚度，max_str为车架最大von-Mises等效应力值，wt为车架整体质量。采用一阶优化方法进行优化计算，由于设计空间比较小，得到一组符合要求的结果，在满足应力要求下，其重量减轻了约4kg，厚度变为0.0017639m，基本满足了预先的要求。在满足车架弯曲刚度的条件下，使车架的重量进一步减轻5.9%，对提高该车型的燃油经济性很有帮助。车架最大应力提高到174Mpa，小于材料屈服极限210Mpa，弯曲、扭转刚度的验算值如表2，经过轻量化设计的车架安全系数为1.2。表2优化结果变量名优化前优化后max_str（