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摩托车车架的结构分析和优化设计

数控产品网 www.cncproduct.com   2014-06-03   来源:网络转载   阅读:657次

    随着石油资源的紧缺和环境质量的提高,车辆轻量化已成为整车企业适应市场发展的必然趋势。目前,车辆轻量化在重型汽车和小型汽车等本身质量相对较大的零/部件上已有应用,但对摩托车尤其是车架这种本身重量相对较小,受力又比较集中的结构上应用尚不成熟,如何保证摩托车车架强度和振动频率不变或变化不大,成本适当减少或不增加,又能减轻车架的重量成为优化设计的难点。由于车架为安装基体和主要承载部件,其工作状态复杂,以传统的方法分析和优化难度较大、效果较差,本文采用有限元方法与优化算法相结合进行车架的分析和优化。

1 车架的结构分析

1.1车架的有限元模型

    以某两轮摩托车车架为研究对象,该车架主要由承重的钢管和板材焊接而成,不可拆卸。因车架材料的壁厚与其他方向尺寸相比很小,故采用四节点壳单元作为车架材料的离散单元,而车架各部件之间采用刚性单元连接以模拟焊接情况。在网格划分中,对应力集中的部位进行网格细化,而对整体性能影响不大的螺纹、圆角、小零件等忽略不计,划分好网格的有限元模型包括3256个壳单元和785个刚性单元,并赋予车架各部件相应的材料参数,该车型所采用的钢材为碳素结构钢,密度为7800kg/m3,杨氏模量为2.1×105MPa,泊松比为0.28。车架有限元模型及三种工况时的载荷和边界条件加载如图1所示。

    为了施加边界条件和三种工况,在图1所示的模型中还包含了前、后减振和后轮叉组件,并将后轮叉划分了实体单元网格,前、后减振在分析中采用梁单元代替,各部件采用梁单元连接。该车架三种极限工况如下。

    1)最大乘员载荷工况:模拟搭载乘员极限工况时车架受力情况。边界条件:在前轮轴中心固定约束2346,车架和平叉连接处中心固定约束12346,在乘员位置施加按试验规范计算的垂直向下载荷1500N。

    2)最大前载荷工况:模拟紧急制动极限工况时车架受力情况,主要为车架头部受力情况。边界条件:在前、后轮轴中心施加与试验相符的固定约束(前轮2346,后轮12346),在前轮中心施加按试验规范计算的水平载荷1750N。

    3)最大后载荷工况:模拟飞车和高速通过路面凸包/凹坑极限工况时车架的受力情况。边界条件:在前轮轴中心固定约束2346,车架和平叉连接处中心固定约束12346,在后轮中心施加按经验取值的垂直向上载荷2500N。

 图1 车架有限元模型及三种工况时的载荷和边界条件加载 

图1 车架有限元模型及三种工况时的载荷和边界条件加载

1.2车架的静强度与主要管件的疲劳分析

    按上述三种工况对车架进行了静强度的求解,车架静强度应力(Von Mises)云图如图2所示。图2a所示为最大乘员载荷工况的应力结果,车架最大应力部位发生在左、右后管与主管连接的加强板部位(图2a中虚线圆圈内区域),为110MPa。图2b所示为最大前载荷工况的应力结果,车架最大应力部位在立管的上端靠近主管侧(图2b中虚线圆圈内区域),为206MPa;图2c所示为最大后载荷工况的应力结果,车架最大应力发生在左、右后管与主管连接的部位(图2c中虚线圆圈内区域),为243MPa。

    在该款车架中,主管和左、右后管为主要承重管件,它们的强度直接关系乘员的安全和整车的可靠性,需要重点分析并给予高的安全系数。主管和左、右后管在工况3下的应力水平最高,如图3所示,主管最大应力发生在与发动机支承连接部位的转弯处,为198MPa:左、右后管的最大应力发生在与主管连接的加强板部位,为173MPa。主管和左、右后管的强度分析结果与疲劳分析的结果吻合,主管和左、右后管的疲劳寿命预测如图4所示,主管最大应力部位的疲劳寿命最短,约为22万次,其余为无限寿命,见图4a;左、右后管的最短寿命发生在左、右后管与主管接的加强板部位,见图4b,疲劳寿命的预测趋势与该款车架的一款同类车架的疲劳试验结果基本一致。

 图2 车架静强度(Von Mises)应力云图 

图2 车架静强度(Von Mises)应力云图

图3 主管与左、右后管应力云图 

图3 主管与左、右后管应力云图

图4 主管和左、右后管的疲劳寿命预测 

图4 主管和左、右后管的疲劳寿命预测

1.3车架的自由模态分析

    车架的自由模态为车架结构本身的振动频带,计算车架的自由模态可以知道车架在哪个频段会发生共振,从而可以改变自身的结构避开发动机的激励频率,减小车架的共振几率,而且可提高振动舒适性。车架的自由模态如图5所示,图5a所示为一阶模态,频率为60.9Hz,出现“点头”现象:图5b所示为二阶模态,频率为73.4Hz,主管左右偏摆,尾灯支承上下振动;图5c所示为三阶模态,频率为115Hz,主管、发动机支承左右振动:图5d所示为四阶模态,频率为139Hz,立管上下振动。由于五阶模态之后的频率已远离发动机激励频率,故只做参考,不重点关注。

图5 车架自由模态变形图

图5 车架自由模态变形图

2 车架的优化分析及其静强度、自由模态校核

2.1车架尺寸及拓扑优化

    根据以上车架的静强度分析,整个车架的应力水平不高,均没有达到车架各个部件材料的屈服强度(约240MPa)。在进行尺寸优化时,将车架各部件的质量设为目标函数,以各部件屈服强度的70%作为应力约束条件,使目标函数(部件质量)最小。

    以主管为例,以图样壁厚3.2mm作为初始值,设定壁厚变化范围为2.8-3.4mm,变化量最大为0.1mm,车架各部件优化参数定义好后提交计算,车架各个部件尺寸优化结果如表1所示,车架减轻0.673kg,约占车架总重的6.5%。

表l 车架各个部件尺寸优化结果对比 

表l 车架各个部件尺寸优化结果对比

    车架上钣金件占车架的很大一部分,其壁厚不仅需要优化,其形状更需要优化,以减少冲压落料面积、节约成本、降低重量。在该车架中,启动继电器支承承受的应力小而其面积过剩,以其为例进行拓扑优化确定最佳材料分布。以启动继电器支承的体积作为优化目标,使其最小,材料密度分布作为设计变量使其最优,以现在状态的最大位移作为约束条件进行优化。启动继电器支承的有限元模型如图6a所示,将安装、焊接位置设为非优化区域,其余部分为优化区域,根据优化结果并考虑加工工艺,重新设计的启动继电器支承如图6b所示,节约近1/4材料,强度仍满足设计要求。

图6 启动继电器支承拓扑优化 

图6 启动继电器支承拓扑优化

2.2车架的静强度、自由模态校核对比

    根据车架尺寸、拓扑优化结果,重新建立有限元模型,按照前述的三种工况及边界条件进行分析校核,车架各个部件的最大应力(静强度校核)结果如表2所示,在三种工况下优化后的相应部件的应力和优化前相比均有所增加,但增加量不大,均在30MPa以内,且优化后各部件的应力值仍未超过其屈服强度,在工程允许的范围内。

表2 车架各个部件的最大应力(静强度)结果对比

表2 车架各个部件的最大应力(静强度)结果对比

    该车架优化后质量减轻,车架的自由模态肯定有所变化,如果其变化较大则需要考虑更改结构以避开发动机激励频率,如果变化不大且在允许的范围内则可不对原车架结构进行更改。优化前、后车架自由模态如表3所示,各阶模态对比显示,各阶频率相差不大,前五阶频率相差均小于3Hz,第六、七、八阶频率的变化也小于5Hz,故该车架的质量减轻和部分结构形状变化对自由模态影响不大,可以接受。

表3 优化前、后车架的模态对比 

表3 优化前、后车架的模态对比

3 结语

    通过对某款车架的结构分析和优化,不仅得到了该车架在几种工况下的应力分布及自由模态,而且可使该款车架质量减轻0.673kg,约占车架总质量的6.5%,为改车型轻量化的实现提供了计算依据,同时为本身质量相对小、受力又大的两轮摩托车车架的轻量化提供了一定的思路,也为两轮摩托车车架的正向开发奠定了一定的基础。

CncProduct.Com(编辑:小朱)
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