单位文秘网 2022-02-16 08:08:56 点击: 次
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摘要:根据某款处于前期开发阶段的商用车前副车架的开发要求,结合有限元法对前副车架在4种典型恶劣工况进行了刚强度分析与模态分析。采用灵敏度分析方法分析了多个设计变量的轻量化潜力,最终选择可用于轻量化的板厚度变量作为尺寸优化设计变量,并对前副车架轻量化方案中的刚强度、模态特性进行了校验分析。根据疲劳寿命估计理论,采用Ncode软件对该商用车前副车架疲劳寿命进行了估计,保证了轻量化设计方案的可行性及可靠性,为今后商用车前副车架等部件在设计开发初期的轻量化设计提供了一种实例参照。
关键词:前副车架;有限元法;灵敏度;轻量化设计;疲劳寿命
中图分类号:u463.1文献标志码:A
随着汽车技术的进步,人们对汽车乘坐舒适性的要求也越来越高。汽车副车架作为当今主流汽车的底盘重要承载件,与车身、悬架系统及发动机悬置相连,它在提升汽车乘坐舒适性、底盘刚、强度和操控性的同时,也提高了装配便利性及设计通用性。副车架对消减路面和动力总成等激励源产生的振动和噪声起到了关键作用。同时,前副车架提高了前悬架的连接刚度,进而提升了整车舒适性。然而,前副车架结构设计的不合理会导致共振和断裂现象的产生,从而严重影响整车性能。因此,对前副车架动、静态特性的分析与优化是确保整车舒适性重要因素之一。
1前副车架刚强度特性及模态分析
1.1有限元模型的建立
根据设计初期的开发要求,该前副车架需安装动力总成前悬置支架、转向机支架、下摆臂连接支架以及稳定杆安装衬套。初步设计的前副车架由前后横梁、左右纵梁以及连接支架组成。梁为钣金冲压件,槽形结构。采用前处理Hypermesh软件并选择壳单元划分网格。在Hypermesh软件中赋予材料属性和板厚。选用的材料为SAPH440,其材料特性参数为:屈服强度σs为440MPa;抗拉强度σb为570MPa;弹性模量为210GPa;泊松比为0.3。
1.2虚拟工况的建立
车辆在行驶过程中受到来自内部和外部各种载荷的作用,从而形成各种复杂的工况。优化设计的主要约束条件之一是在某种工况下所能承受的最大强度。实际载荷工况有多种,根据对载荷测试的经验和强度分析的长期实践,可以将载荷工况分为三大类,即静态工况、耐久工况和恶劣工况。由于轻量化设计时采用最普遍也最恶劣的工况,因此分别选取在转向、最大制动、最大倒车制动和左右前轮垂向冲击4种比较典型的工况下,分析前副车架经受纵向载荷、侧向载荷和垂向载荷作用时的应力、应变、位移变形。
前副车架有限元模型和设计硬点如图1所示,图中1~14各点为硬点。在建立前副车架结构强度分析模型时,施加的约束边界条件与约束模态分析中的约束条件一致,即对1、5、9、13各点作6自由度的全约束处理;对于加载的外载荷条件,则根据前悬架运动中受力方向不同,前副车架载荷加载点分别为2、3、4、6、7、8、10、11、12、14。
1.3刚强度特性分析
在进行强度分析时,主要观察前副车架在4种工况下的应力分布、最大应力及其位置等。经过运算,得到4种工况下的应力云图,如图2所示,其中σ-max为最大应力。
由图2中可知:最大应力出现在转向工况下,值为350MPa;前副车架在不同工况下的最大应力均小于材料的屈服极限,前副车架结构具有较大的轻量化潜力。同时,不同工况下最大应力点主要集中在左右摆臂和纵梁连接处,该处为前副车架强度的薄弱环节,在轻量化设计时要着重考虑。
1.4前副车架模态分析
前副车架的模态频率应与道路激励频率、发动机激励频率避开,否则将引起共振,严重影响车辆舒适性。为了避免产生共振,采用自由模态分析法对前副车架进行分析。前副车架的前5阶模态频率如表1所示。根据分析,该前副车架的1阶频率为102.4Hz,远高于一般城市路面的激励频率50Hz。
该车为四缸发动机,其在怠速工况下转速为600r·min-1。城市道路上行驶车速为50~80km·h-1,因此由式(1)可得,发动机在怠速工况下引起的激励频率为20Hz,在行驶工况下引起的激励频率为40~90Hz。因此,前副车架1阶频率高于发动机正常工作时的频率,从而可有效避免共振。
2基于灵敏度的前副车架尺寸优化
根据优化作用的不同,尺寸优化通常分为改进结构、修改拓扑关系、灵敏度分析。前两種方法由于需要对前副车架结构做重大修改,因此常运用于设计初期,否则会因修改结构参数而大幅增加成本。而基于灵敏度的板厚度优化,可以高效找出需要优化的板厚并进行优化,成本增加少,特别适合在设计后期和产品成型阶段。
2.1灵敏度分析基本原理
2.2前副车架灵敏度分析
综合考虑前副车架的结构形式,选取前副车架各零件结构的厚度(共8个变量)作为优化设计变量(如表2所示),分析得到不同零件对前副车架强度和1阶模态频率的响应灵敏度,结果如图3所示。
在图3中:负的灵敏度表示随着材料厚度的减小,前副车架模态频率和强度均增加,数值的绝对值越大表示增加的程度越大;正的灵敏度则恰恰相反。由于前副车架模态频率要求避开路面激励频率和发动机正常工作频率,所以优化前、后的模态频率不应有较大的降幅;而前副车架强度要求不应超过材料屈服极限的上限。根据模态频率要求应选取图3中灵敏度为负值或较小的正值,根据强度要求应选取图3中灵敏度为正值或较小的负值,因此,结合模态频率和强度共同影响应选取零件1、2、4、8。
2.3前副车架轻量化设计
2.3.2轻量化设计结果
根据优化设计模型,在4种工况下分别进行求解,经过10次迭代,目标函数收敛。由于材料的厚度具有一定的规格,所以应将优化值圆整。优化结果如表3所示。
2.3.3轻量化后前副车架强度校验
最终经轻量化设计后的前副车架要满足设计的强度要求。对其进行强度校验,分析工况、载荷大小及边界条件均参照原始前副车架结构分析过程。经过计算,得到转向工况和最大倒车制动工况下的应力云图如图4所示。
从图4中可知:结构改进后,前副车架在转向工况下的最大应力由原来的350MPa變为352MPa,最大应力基本上没有增加;最大倒车制动工况下的最大应力由原来的213MPa提升为258MPa,使前副车架在倒车制动工况下的强度得到了充分的利用。同时,经过结构改进后前副车架各位置的应力分布更趋于均匀。上述结果表明,改进设计后前副车架的强度水平和原前副车架的基本相当,能够满足使用要求。
2.3.4前副车架轻量化设计后模态频率对比分析
为避免共振的发生,需要对改进后的前副车架与原始前副车架的模态特性进行对比分析,分析过程中的参数设置和原始前副车架相同,结果如表4所示。
从表4中可见,改进后前副车架的1阶模态频率还是远高于路面激励频率和发动机激励频率,这说明改进后的前副车架模态特性可满足设计要求。
3前副车架疲劳寿命分析
前副车架由多种横纵梁冲压钣金焊接而成,以减小钣金厚度来达到轻量化的目的可能会导致疲劳寿命的缩短。在设计阶段分析前副车架的疲劳寿命还可以降低试验成本,缩短设计周期,提高设计的执行速度。因此,需要对前副车架进行疲劳寿命校核。
3.1疲劳累积损伤理论
根据疲劳耐久试验要求,将统计好的载荷时间历程用等效应力幅值分布函数对其进行估算及检验,再编制程序载荷谱,运用Miner线性疲劳累积损伤理论,得到总损伤量
根据Miner提出的假设,当D=1时零件累积损伤结束,即发生疲劳失效。
根据以上建立的强化系数数学模型可以计算出道路强化系数。本文采用道路强化系数为11.5来计算疲劳寿命里程。
3.4疲劳寿命结果分析
运用Ncode软件对优化后的前副车架转向工况和倒车制动工况进行寿命分析,在处理软件中查看前副车架结构优化后的寿命云图如图5所示,评价标准为最小寿命值大于1(1表示1次完整的耐久试验)。从图5中可以看出,优化后的前副车架结构的最小寿命值仍大于1,因此优化后的前副车架结构仍能满足结构的疲劳寿命要求。本文在前副车架处于新车型研发的初期就对其进行疲劳寿命虚拟分析,且在设计研发阶段没有样件,无法事先通过试验的方式获取,所以只能通过CAE软件进行轻量化指导分析,获得第一批次的改进方案,因此上述理论加虚拟分析的方法适用于新车型的设计研发阶段。
4结论
通过轻量化设计计算以及疲劳寿命分析可知,优化后前副车架在保持正常疲劳寿命的同时,也取得了良好的减重效果。优化前、后前副车架最大应力均出现在转向工况,值由350MPa增加到352MPa,但仍小于前副车架材料的屈服极限440MPa,且应力分布更加均匀。轻量化后各阶频率与原频率基本相当,可有效避免前副车架在使用过程中发生共振。采用灵敏度分析与疲劳寿命估计相结合的方法,可以快速、准确地找到对刚强度和模态影响较小的板厚度变量,并进行轻量化设计改进。实际应用结果表明,该分析方法可为同类商用车相关部件在设计开发初期的的轻量化设计提供参考。
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