牽引車車架的動靜態(tài)性能分析
發(fā)布日期：2011-07-07 瀏覽次數(shù)：26
2.1 邊界條件的確定
車架靜力分析時，應(yīng)消除剛體位移，保證結(jié)構(gòu)總剛度矩陣非奇異，須對車架進(jìn)行必要的約束。由于車架通過懸架系統(tǒng)、車輪支承在地面上，當(dāng)有限元模型將懸架系統(tǒng)與車架組合成整體式計算模型后，邊界條件可簡化為約束前后懸彈簧單元接地處的自由度，讓車架形成一簡支梁結(jié)構(gòu)。根據(jù)車輛電測的有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)[2]和車輛實際運行時的受力情況，車架的靜力分析要考慮彎曲工況和彎曲扭轉(zhuǎn)工況，由于是研究牽引車車架，因此還要考慮牽引力的作用。
在彎曲工況的分析計算中，車架靜止平放，滿載，故可以將前后懸彈簧底部節(jié)點固定，約束所有自由度。在彎曲扭轉(zhuǎn)工況的分析計算中，車架靜止，滿載，其中一個前輪或后輪抬高200mm，故可以將抬高車輪處的彈簧單元底端約束除Z 軸向移動之外的所有自由度，再給該處一個沿Z 軸正向的200mm 的強迫位移，未抬高車輪處的彈簧單元約束如同彎曲工況。
2.2 載荷的簡化及加載
載荷的簡化與施加是否和實際相符或接近直接關(guān)系到計算結(jié)果的真實性，在進(jìn)行彎曲和彎曲扭轉(zhuǎn)工況計算時，車架所受載荷一致，主要包括駕駛室的重力、發(fā)動機(jī)的重力、鞍座所受壓力和牽引力，以及車架自重。
該車架的主要技術(shù)參數(shù)如下：
所牽引的列車允許拖掛總重(G.C.W.)： 70,000 公斤
車輛總重(G.V.W.)： 34,000 公斤
前橋最大承載能力 ： 7,500 公斤
后橋最大承載能力： 26,800 公斤
鞍座允許最大承載能力： 24,602 公斤
駕駛室總重： 800 公斤
發(fā)動機(jī)總重： 800 公斤
駕駛室總重800 公斤，按其長度沿縱梁施加均布載荷；發(fā)動機(jī)重量為800 公斤，將其均布在支承發(fā)動機(jī)的四塊支承板上；鞍座允許最大承載能力為24,602 公斤，考慮到車輛制動時產(chǎn)生的載荷轉(zhuǎn)移，在鞍座上施加25，000 公斤的壓力載荷；該車牽引的列車允許拖掛的總重為70，000 公斤，形成的牽引力通過掛鉤作用在鞍座上，方向是沿X 軸向后，可以簡化為作用在鞍座上與承載壓力在同一位置的X 向均布載荷；車架自重力視具體結(jié)構(gòu)可作為均布載荷分布到結(jié)構(gòu)的相應(yīng)結(jié)點上，也可以密度和重力加速度的方式施加，在此選用后者，在模型上施加-9800mm/s2 的重力加速度，模擬車架自重。
2.3 靜態(tài)計算結(jié)果與分析
2.3.1 彎曲工況的計算結(jié)果
彎曲工況的應(yīng)力分布圖如圖3、圖4 所示，單位為：MPa。
圖3 彎曲工況的應(yīng)力分布圖 圖4 彎曲工況下除去鞍座后車架的應(yīng)力分布
2.3.2 彎曲扭轉(zhuǎn)工況的計算結(jié)果
彎曲扭轉(zhuǎn)工況以右后輪抬高200mm 為例，其應(yīng)力分布圖如圖5、圖6 所示，單位為：MPa。
圖5 彎扭工況去除鞍座后的應(yīng)力分布圖 圖6 彎扭工況下第二、三橫梁及靠背粱的應(yīng)力分布圖
2.3.3 計算結(jié)果分析
車架在彎曲工況時，總體應(yīng)力不大，高應(yīng)力區(qū)集中在縱粱的靠背梁、第三橫梁和外包粱所在位置處，最大應(yīng)力不超過200MPa，遠(yuǎn)小于該車架材料的抗拉強度800MPa。相對而言，受力較大處在鞍座部位，應(yīng)力相對較大，但仍沒有超過車架的抗拉強度。彎曲工況下，第二、第三橫焊縫周圍的應(yīng)力值較小。
車架在右后輪抬高的彎曲扭轉(zhuǎn)工況時，高應(yīng)力區(qū)集中在車架縱粱的第三橫梁附近及后軸位置上的加強板處，其值不超過330MPa。焊接部位的高應(yīng)力區(qū)也在第三橫梁上，焊接處應(yīng)力最大值不超過250MPa，說明在這種焊接結(jié)構(gòu)下，焊接性能優(yōu)良，焊縫結(jié)構(gòu)值得借鑒，橫梁設(shè)計合理，可以用于改進(jìn)其它車型的車架橫梁結(jié)構(gòu)。
經(jīng)上述分析可知，該車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理，大部分部位應(yīng)力遠(yuǎn)小于車架材料的抗拉強度，性能穩(wěn)定，焊接性能優(yōu)良?？赏ㄟ^優(yōu)化的方法在保證或提高性能的前提下，改進(jìn)車架結(jié)構(gòu)，減輕車架自重。
3 動態(tài)性能分析
模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動態(tài)性能的基礎(chǔ)，車架可看成一個多自由度彈性振動系統(tǒng)，作用于這個系統(tǒng)的各種激振力就是使?fàn)恳囓嚰墚a(chǎn)生復(fù)雜振動的動力源。引起各種激振力的因素可概括為兩類：一是汽車行駛時路面不平度對車輪作用的隨機(jī)激振；二是發(fā)動機(jī)運轉(zhuǎn)時，工作沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復(fù)慣性力引起的簡諧激振。如果這些激勵力的激振頻率和車架的某一固有頻率相吻合時，就會產(chǎn)生共振，并導(dǎo)致在車架上某些部位產(chǎn)生數(shù)值很大的共振動載荷，會造成車架的破壞。在此，主要分析第一種情況，即先以模態(tài)分析求出車架的固有頻率和振型，在此基礎(chǔ)上分析路面不平度對車架作用的隨機(jī)激振情況，確定車架的動態(tài)特性。
3.1 模態(tài)分析
模態(tài)計算該車架的自由振型，即取消所有約束條件、承載情況和前后懸彈簧的作用，在ANSYS中用Block Lanczos 法提取自由振動時的前15 階固有頻率，由于剛體位移，前6 階的頻率為零，其余各階頻率如下表。
表1 車架的7～15 階固有頻率及振型
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