摩托车车架模态分析

关键词： 车架 模态 行驶 引言

摩托车车架模态分析（精选六篇）

摩托车车架模态分析 篇1

车架是摩托车的主要部件, 作为整个摩托车的支撑部分, 从其构造、外观等各个方面显示出它的重要性。设计时除需满足发动机、油箱、前后悬挂行走装置等安装条件及整车造型要求外, 良好的力学承载特性更是车辆性能和行驶安全性的重要保证。摩托车在行驶中受多种力的作用, 如路面的随机激励力、发动机的牵引力、惯性力等, 尤其是在各种环境中行驶时, 车架的受力差异极大。而摩托车的结构复杂, 车架形式各异, 设计和质量指标未能完全包括车架的力学特性, 存在局部强度不足的事故隐患。因此摩托车车架必须具有足够的强度和刚度, 且应有良好的动态性能[1]。为此, 本文通过对车架的强度及动态性能的研究, 找出车架结构的薄弱环节进行改进设计, 对提高摩托车的动态性能指标具有十分重要的意义。

1模态分析理论[2]

有限自由度的弹性机械系统离散运动方程为:

${\rm M}\ddot{X}+C\dot{X}+{\rm K}X=F$。 (1)

式中: M——结构总质量矩阵;

C ——结构阻尼矩阵;

K ——结构刚度矩阵;

X、$\dot{X}$、$\ddot{X}$——分别为节点位移、速度和加速度列阵;

F ——结构载荷列阵。

对于总自由度为N的结构系统, M、C、K均为N×N的矩阵。通过求解式 (1) , 可以得到系统位移场, 并进而计算出应力和应变。在模态分析中, 由于系统没有外力作用, 且结构阻尼对结构的固有频率和振型影响甚微, 因此可得出处于自由振动状态的结构运动方程:

${\rm M}\ddot{X}+{\rm K}X=0$。 (2)

其解的形式为:

X=φexp (iωt) 。 (3)

其中:φ为节点振幅;ω为系统特征圆频率;t为时间;i为阶数。令λ=ω2, 得出系统特征值方程:

(K-λM) φ=0 。 (4)

式 (4) 存在非零解的条件为矩阵行列式为0, 即:

det (K-λM) =|K-λM|=0 。 (5)

展开式 (5) 可得到关于λ的N次多项式方程, 该方程的N个根λ1, λ2, …, λn即为系统特征值。

将λ1, λ2, …, λn代入式 (4) , 可得与λi对应的特征向量φi, 它给出了系统与圆频率ωi所对应的第i阶固有振型。

求解上述方程的常用方法有Lanczo法、Subspace法、QR法以及Jacobin法等。求解时应根据计算需要选取不同的方法。

模态分析是用来确定结构振动特性的一种技术, 模态分析从方法上可分为理论模态分析和实验模态分析。理论模态分析主要是利用分析软件计算出模态并加以分析;而通过测量输入和输出获得系统固有特性函数的过程, 就是所谓的实验模态分析。

本文拟用ANSYS有限元分析软件, 对某摩托车车架进行理论模态分析, 并通过实验模态分析, 验证理论分析结果的可靠性, 从而为摩托车车架的动态测试分析提供依据。

2理论模态分析

摩托车车架由多种管材及板材焊接而成, 是复杂的空间三维结构, 在此对该摩托车车架作了一定的简化, 后面将用模态分析后的结果来验证这些简化的正确性。

图1为简化后的理论模态分析模型, 所得到的前8阶固有频率见表1。

3实验模态分析

3.1 实验设备

整个实验系统由摩托车、加速度传感器、电荷放大器、四通道数据采集箱、计算机、模态分析软件和力锤 (包括力传感器) 等组成, 图2为模态实验系统框图。

基本的模态测试系统主要包括激振系统、传感系统及分析系统3部分。激振系统主要包括信号源 (信号发生器) 、功率放大器和激振器, 常规的激励方法有电磁激励及锤击两种, 在实验中选择的是力锤激励;传感系统主要包括传感器、适调放大器及有关连接部分;分析系统包括分析仪 (计算机) 及其外围设备 (绘图仪、打印机) 等。模态实验中使用的是东方振动和噪声研究所开发的DASP软件。

3.2 摩托车支承方式的选择

使用车梯将摩托车支起, 前轮和车梯接地, 因为要想准确地在这种工况下进行模态分析, 支承方式应选择为接地支承。

3.3 激振

由于被测试结构为摩托车车体, 本身比较笨重并且其结构复杂, 可以安装传感器的位置十分有限, 同时为降低实验数据量, 在本论文中采用多输入单输出的测试方法 (即采用固定响应点、轮流敲击各不同测点的方法) 。

3.4 测点的选取、传感器的布置

车架上的测点分别布置在悬架支点、车架连接点和刚度变化较明显的点上, 尽可能使车架主梁布点均匀。另外布点还应该根据实验数据灵活地进行调整, 以获得较精确的数据。为了全面反映车架的动态特性, 同时考虑其几何结构特点, 在车架上共布置了14个测点。由于摩托车是一个空间结构, 要全面了解其动态特性, 必须测得车体在X、Y、Z三个方向的数据, 但由于实验条件有限, 本论文仅选取了一个方向进行试验, 即水平Y方向。

将节点坐标和约束条件输入完毕后即可生成结构图, 车架的实物以及实验模态模型分别见图3和图4。

3.5 进行激振、采样

实验时, 采样频率为2 000 Hz, 触发电平为300 mV, 每个敲击点敲击10次, 典型的时域曲线见图5。

3.6 振型显示

进入DASP的模态分析主菜单后, 首先选用通用传函方式, 输入敲击点和响应点的测点号, 从测试系统中调入采集获得的激励信号和响应信号波形, 再在响应部分加指数窗。由于激励为脉冲信号, 还必须加力窗。接着调入时域波形, 输入平均次数后, 计算机进行传递函数分析, 计算完毕之后即可得此输出测点的传递函数曲线图。传递函数分析结束后, 进行模态拟合, 随后即可进行振型编辑。计算机完成振型编辑后, 就可得到结构的各阶模态振型。将振型以动画的形式显示出来, 以方便观察。

由于拾振点和敲击点均选择在水平Y向, 因此振型图上只能反映车架在这一方向上的振动情况, 要想获得更为详细的振型图, 应该在3个方向同时测试。而这里实验的目的是找到车架的固有频率, 对于振型不再作深入探讨。经过模态分析软件计算后, 计算机提供了车架的前8阶振型, 见图6。

4理论分析与实验分析结果对比

ANSYS软件计算得到的车架固有频率与实验模态方法得到的固有频率对比见表2。

由表2可见, 两种方法得到的结构动态特性, 其误差在可接受的范围之内。说明了结构有限元模型划分的合理性以及边界条件的正确性。

摘要：固有频率是摩托车车架的重要动态特性之一。通过模拟实际情况对车架模型进行了简化, 同时施加了约束。通过对理论模态和实验模态分析结果进行对比, 说明理论分析时对车架进行适当简化是合理的, 约束是有效的。

关键词：摩托车车架,模态分析,固有频率

参考文献

[1]王良, 王健.沙滩摩托车车架的有限元模态分析[J].山东理工大学学报, 2004, 18 (2) :46-50.

摩托车车架模态分析 篇2

现代汽车绝大多数都具有作为整车骨架的车架，其功用是支承连接汽车的各部件，并承受来自车内外的各种载荷。车架是整个汽车的基体，农用轻型载重汽车的绝大多数部件和总成都是通过车架来固定其位置的。因此，车架的性能在整车设计中就显得尤为重要。

1.利用ANSYS对整个车架结构进行计算和分析

1.1车架模型的网格划分

车架有限元接触分析的分析对象是车架在三维实体模型的基础上，通过单元属性定义、网格划分、摩擦接触单元、定义边界条件和施加载荷等前处理过程得到的三维模型。车架的有限元模型可以作如下简化：

（1）包括驾驶员在内的驾驶室重量平均分布在驾驶室与车架相接触的面积上；货箱质量及货箱载重量均布在货箱与车架相接触的面积上；发动机、离合器与变速器重量均匀分布在发动机、离合器与变速器与其支架相接触的平面上。

（2）不考虑钢板弹簧对车架的作用。

（3）忽略受载较小和对结构受力影响甚微的微小特征，如小孔、小半径的圆倒角。

根据以上假设，利用ProE软件与ANSYS软件的接口将建立好的三维模型导入到ANSYS软件中得到相对应的车架有限元模型，选用20节点实体单元划分的网格。划分网格时应注意先将车架结构进行网格划分，然后再将铆钉进行网格划分。以此得到比较满意的网格。

放大网格模型的一部分以看清楚单元。由于结构对称，载荷分布也基本上对称，故取纵向对称的二分之一模型来计算，梁选用的是20节点实体单元Solid186单元，铆钉选用的是20节点实体单元Solid95单元，采用智能网格划分后，车架包括铆钉在内总的节点数为115871，单元数为56189。将整个车架视为一个整体零件时，采用20节点实体单元Solid186单元且同样采用智能网格划分，总的节点数为104777，单元数为53047。

1.2加摩擦接触单元

网格划分后，下一步工作就是加摩擦接触元，在板与板之间加摩擦接触元的同时，在铆钉孔的圆柱面与铆钉的圆柱面之间以及铆钉帽与板接触的圆环面与圆环面之间也加上摩擦接触元。由于摩擦接触单元的节点就是原实体单元的节点，所以加上摩擦接触元后整体结构的总节点数目不会增加，总体自由度数目也没有增加，但是单元的总数目增加了许多。增加的摩擦接触单元数为30319，总的单元数增加到86508。车架中梁材料的弹性模量E=204GPa，泊松比μ=0.3；铆钉材料的弹性模量E=200GPa，泊松比μ=0.28。将整个车架视为一个整体零件时，车架材料的弹性模量全部取为E=204GPa，泊松比μ=0.3。

1.3车架模型的加载与边界条件的处理

加上摩擦接触元后，再进行加载与边界条件处理。从车架实际结构来看，车架的约束来自于前后钢板弹簧和与钢板弹簧相连的车轴、轮胎及地面。因此，车架可以在不同的约束条件下建立计算模型。如，以地面作为约束，以轮胎与地面之间接触点作为约束点，或以车轴、轮胎作为约束，以钢板弹簧与车轴、轮胎的连接点作为约束点等。由于在工程实际中，主要考虑的是铅垂位移，所以主要讨论铅垂方向的位移约束。

1.4车架的两种算法求解及结果分析

求解过程是计算机自动执行的，对二分之一车架模型的接触法求解计算机需近2小时，才能算出结果。而将整个车架视为一个整体零件时，计算机只需20分钟左右，即可算出结果。

图1和图2分别为接触法求解的车架总合应力和最大变形;图3和图4分别为将整个车架视为一个整体零件时，车架的总合应力和最大变形。

从这些图中可以看到，总合应力的最大值和挠度的最大值都发生在弯横梁a与第3横梁之间的纵梁上A处，因为该处的弯矩最大。

从图中可以看到，、两种算法的总合应力和变形的趋势大体相同，不同的是，接触算法的总合应力和变形相对来说都要大些。另外参照图3，第4横梁与纵梁连接的B点处总合应力也比较大，由于该处弯矩较大且铆接处存在一定程度的应力集中。所以，铆钉的铆接质量对车架结构来说也是非常重要的。

图1　车架的总合应力 图2　车架的变形

图3　车架的总合应力 图4　车架的变形

在弯横梁a与第3横梁之间的纵梁段处应力比较集中，变形也比较大，说明这里是车架的薄弱环节。如果在纵梁的这个地方用另一加强板来加强，车架会有更高的强度。

从节省材料和减轻重量的角度来说，应当进一步优化车架结构。可在前后轴跨距基本确定的情况下，合理地安排载荷的分布，如将载荷尽量靠近前后轴;经济地确定各梁截面形状和截面尺寸，改变梁截面的惯性矩，尽可能满足各处等强度和等扭转刚度的要求，以达到充分利用材料、降低重量的目的。

2.车架的模态分析

2.1车架的模态分析

模态分析技术是动力学分析的现代方法和手段。随着人们对工程产品的设计提出了越来越高的要求，在许多工程领域都引入了模态分析技术，如车辆的乘坐舒适性、噪声控制、产品轻量化设计的疲劳问题等，因此，模态分析技术的应用领域日益扩大，并成为动力学分析中不可缺少的手段。

车架是承受来自车内外的各种载荷的主要结构，是整个汽车的基体，汽车的绝大多数部件和总成都是通过车架来固定其位置的。因此，车架除了必须具有足够的强度与适合的刚度以及质量尽可能小以外，同时还要求其在振动等方面具有良好的性能。因此，对车架进行模态分析是非常有必要的，模态分析不但是动力学分析的手段和基础，同时又可据此直接对车架结构的设计进行评价。

由于自由度过高，用接触法对车架进行模态分析存在一定的困难，所以可以先利用接触法的应力和变形计算结果设计好车架，然后，再将车架结构作为一个整体来进行模态分析，或者采用子结构的方法，分析各子结构而后进行模态综合。

对车架结构的动态特性影响大的是较低的前几阶振形，高阶振形对结构的动态特性影响很小。图中车架振形应尽量光滑，避免有突变。从以上的前四阶振形可以看出，在弯横梁前后处的纵梁变形较大，而且弯横梁在前后方向发生了一定角度的转动。因此，弯横梁前后处纵梁段的强度和刚度需加强，并且弯横梁与纵梁的连接刚度需加强。

2.2车架的动态性能分析

动态的设计与分析方法是现代的设计方法之一，它强调从结构的整体考虑问题，在性能校核中考虑了振动的因素。通过模态试验和有限元动态分析提供的信息，可以研究汽车零部件或整车的振动情况，从而改进和提高汽车产品的质量。汽车车架受到来自路面的激励而产生振动，如果某些结构设计得不合理，由于振动产生的弯曲、扭转等变形，将会造成某些部件疲劳破坏，甚至断裂。所以振动不仅影响汽车的平顺性，还将影响汽车的使用寿命。

所以，设计中除了要有足够的强度和适合的刚度外，合理的振动特性也是十分重要的。设计车架时，应尽量使其模态频率错开载荷的激振频率，以避免引起共振。车架弹性模态频率也应尽量避开发动机经常工作的频率范围。对车架进行合理的动态特性分析可以达到控制振动与噪声的目的。

车架的模态分析 篇3

关键词：车架,有限元,模态分析

0 引言

车架作为半挂车的关键部件,其结构必须有足够的静强度和刚度来达到其疲劳寿命、装配和使用的要求,同时还应有合理的动态特性来达到控制振动与噪声的目的。在车架结构设计中,如果只考虑结构的静强度和刚度,很可能会在设计过程中造成车架局部结构的不合理,而导致半挂车在运行中产生共振,产生噪声。模态分析作为动态分析的基础,是动态分析的重要内容。对车架进行模态分析以掌握车架对激振力的响应,从而对车架设计方案的动态特性进行评价己经成为半挂车车架设计过程中必要的工作。

1 车架的模态分析

1.1 建模

CXQ9190型半挂车的车架主要是边梁式结构,由2根阶梯工字型纵梁和20根折弯件的横梁组成,纵梁和横梁上还不规则的分部着许多的电线安装孔和加强块。车架结构复杂,但是根据圣维南原理,模型的局部细小变化和改动并不影响模型总的分析结果,因此建立车架有限元模型前对车架进行了一些简化[1]。

1.1.1 部分离应力远的圆弧过渡简化为直角,工艺上需要的倒角、抜模斜度等都不予考虑,这样可以减少在这些区域上的网格划分的数量,提高计算速度;

1.1.2 车架上有些构件,如凸台、销孔、线路孔、吊环孔等,仅是为了满足功能要求而设置的对结构的强度没有很大的影响,可以忽略;

1.1.3 除去对车架结构应力分布不产生太大影响的工具箱和防护网等零部件[2]。

本模型采用solid92单元,网格划分采用ANSYS软件自带的Mesh tool工具,设置单元边长为30mm,采用自由体划分。车架主纵梁模型共化为196 804个单元,396 071个节点。

材料的属性为:

材料的弹性模量E=2.1×1011Pa;材料的密度为ρ=7.8×10-9t/mm3

1.2 加载及求解

首先定义分析类型,分析选项,指定模态提取方法,然后定义主自由度,在模型上加载,指定载荷步选项,最后开始计算求解,退出求解器。

在典型的模态分析中唯一有效的“载荷”是零位移约束。如果在某个DOF处指定了一个非零位移约束,程序将以零位移约束代替在该处的设置。载荷可以加在实体模型上或有限元模型上[3]。

指定分析类型为Modal(模态),选择模态的提取方法为Block Lanczos(分块的兰索斯)法。对模型在牵引销板处进行全位移约束,后面弹簧悬架处约束Y方向的位移。设置扩展模态数为10,进行求解。

1.3 观察结果

模态分析的结果包括:车架的固有频率、已扩展的振型和相应的应力分布。根据模态分析的结果可以发现车架结构的薄弱环节及不足之处,同时还能根据车架模态参数的变化来诊断和预报车架结构的故障。

第一阶振型为Y-Z平面内的左右平动,频率为1.72Hz,最大幅值为1.159×10-3mm;第二阶振型为Y-X平面内的上下波动,频率为7.05 Hz,最大幅值为1.652×10-3mm;第三阶振型为Y-X平面内的上下波动,频率为13.40Hz,最大幅值为1.793×10-3mm;第四阶振型为Y-Z平面内的波动,频率为23.80Hz,最大幅值为1.705×10-3mm;第五阶振型为Y-Z平面内的局部摆动,频率为31.40Hz,最大幅值为2.942×10-3mm;第六阶振型为Y-X平面内车架尾部局部摆动,频率为35.00,最大幅值为6.182×10-3mm;第七阶振型为Y-Z平面内的波动,频率为35.84,最大幅值为1.707×10-3mm;第八阶振型为Y-X平面内的上下波动,频率为39.14Hz,最大幅值为2.55×10-3mm;第九阶振型为Y-Z平面内的尾部局部摆动,频率为43.11Hz,最大幅值为5.402×10-3mm;第十阶振型为Y-Z平面内的车架中部局部波动,频率为50.39Hz,最大幅值为2.051×10-3mm。从各阶振型图我们看到大多数振型是光滑的,只有个别振型不光滑,有待进一步改进。车架振动幅值较大的地方主要为车架中部和尾部,所以这两处也是最易产生疲劳破坏的地方。

从上面的分析结果来看,振幅较大的为第五阶,第六阶和第九阶振动,他们对应的频率分别为31.40Hz,35.00Hz和43.11Hz。而半挂车的激励主要来自路面,路面的激励是由道路条件决定的,高速公路和城市的路面状况较好,此激励多在3Hz(路面波长取10米,车速为120公里每小时)以下[2],对车架影响较大的频率错开了这一频率。车架在3Hz以内的频率仅有一阶,且振幅最小,所以说车架的结构是基本合理的。

2 小结

本文利用先进的有限元软件Ansys对半挂车车架进行模态分析,得出了车架的固有频率和振型特征.可以通过研究汽车零部件或整车的振动情况,避开这些频率或最大限度地减小对这些频率上的激励[4]可以为该车的进一步研究提供参数。

参考文献

[1]王晖云.低速载货汽车车架静动态特性研究.南京:南京农业大学,2007:21.

[2]俞徳津.基于有限元理论的重型半挂车车架动静态分析.南京:东南大学,2007:12～13,35.

[3]博弈创作室.ANSYS9.0经典产品基础教程与实例详解[M].北京:中国水利水电出版社,2006.

摩托车车架模态分析 篇4

关键词：车架,有限元,静态分析,模态分析

汽车车架[1]有限元结构分析是汽车设计领域的重要的课题之一。随着计算机技术的发展,有限元模拟成为车架结构设计的重要手段,通过数值模拟,可以全面的掌握汽车车架在各个工况下的应力,应变及振动频率,为设计提供科学依据,达到缩短设计周期降低设计成本使车架轻量化提高设计质量[2,3,4]。本文在此基础上对6470型SUV车架进行了研究。

1 车架的CAD模型

该SUV车架结构复杂所以是基于Pro/e的Ansys实体建模[5]。车架CAD图和受力分析如图1所示。

图1中:两个F1的合力为车身压力,q为作用在车架上的载荷,l为车纵梁的长度,F2为两个前轮悬架的支撑力,F3为两个后轮悬架的支撑力,F4蓄电池和散热器的重力,F5发动机离合器变速器的重力,F6为油箱和油的重力,F7为备胎和其支架的重力(F1为均布力,F2,F3为支反力,F4—F7为集中力)。

2 车架的有限元模型的建立

该6470型SUV车架由两根纵梁,前后副杠,四根横梁,一根扭转梁和一根变速箱横梁组成对称的结构。其中两根纵梁厚3 mm长度为4 280 mm,1,5,6横梁都是空心圆管。纵梁和横梁用焊接和铆接的形式联结成坚固的刚性结构。本文建模过程中乎略掉直径小于5 mm的圆、过渡圆角和倒角及一些非承载件,它们对车的变形和应力分布影响较小省略后可节省计算时间。4个车轮通过4个刚板弹簧共4个支点支撑车架,前后各两点。车架材料的杨氏模量Ex=2.0×1011 Pa,泊松比μ=0.3,密度ρ=7.85×103 kg/m3,材料的机械性能为:最小抗拉强度为510 MPa最大抗拉强度610 MPa,最小屈服强度为360 MPa。因为车架长度大于厚度很多所以选择薄壳单元shell63来进行描述,选择三角形的参考面大小为4的智能网格划分,采用nastran中的mpc184以及rbe2模拟该车架的螺栓连接和焊点。划分后整个车架网分网格后包括66 163个节点和40 320个单元,纵梁取Y方向横梁取X方向。见图2。

3 静力学分析

静力学分析是满载时对车架的刚度和强度进行分析。汽车在实际中的工况很复杂,本文主要对弯曲和扭转这两种工况进行分析。

3.1 载荷的处理

车身重量按均面载荷处理平均分配到车架上;发动机按集中载荷处理分配到其支承位置;变速箱、离合器、蓄电池、油箱等以静力等效的原则加在其相应的位置;车架自身重量简化为均布载荷对每个节点施加重量。

3.2 约束条件的处理

根据有限元分析的理论可知必须对车架有限元模型加上必要的约束才能使有限元计算的结果具有唯一性。车架工作的主要支撑点是四个悬架。所以对悬架施加六个方向的约束。

3.3 弯曲工况

静力学分析是指车架在满载时的结构的刚度和强度的分析,车架必需满足安求不允许出现断裂或塑性变形,也不允许发生表面损坏。载荷处理,该车可乘坐5人按150 kg计算重力以面载荷的方式分布到2—7根横梁和对应该的纵梁上;车架重量取惯性载荷,重力加速度为 9.8 m/s,方向与重力方向相反。

计算结果:车架变形如图3所示:图3中DMX表示最大位移。为了更好的看清变形方向,Ansys10.0将其变形放大。最大变形量为3.96 mm出现在车架的中部扭转梁的周围,应力图如图4所示:SMX为最大应力SMN为最小应力。车架应力的最大值为10.5 MPa,出现在车架前部的悬架处。

3.4 弯扭工况

在此工况下车架满载的载荷处理和弯曲工况下一致,不同的是此时右后轮悬空,右后轮悬架处的约束取消,其它的约束是不变的。

计算结果:车架最大变形量为5.002 mm如图5所示。在车的右后部的第七梁附近,图示5中DMX表示最大位移。车架的最大应力出现在右前部悬架附近最大值为26.4 MPa如图6所示,图示6中SMN为最大应力SMX为最小应力。

静态分析表明该车架的强度能满足设计和使用的需求。

4 模态分析

机械结构的动态特性用结构的振动模态参数来表示,即结构的各阶频率,阻尼及振型。而系统的固有频率是系统的固有属性,不受其它因素的影响。因此通过这些模态分析的结果就可以断定车架结构动态特性的优劣性。

4.1 数学依据

根据达朗贝尔(D’Alembert)原理,在结构承受的载荷中加入惯性力,建立动力学方程

$[{\rm M}]\stackrel{\cdot \cdot }{{\displaystyle \{\delta \}}}+[C]\stackrel{\cdot }{{\displaystyle \{\delta \}}}+[{\rm K}]\{\delta \}=\{F{}_p\}(1)$

(1)式中[M]为结构总质量矩阵[C]为结构的阻尼矩阵{δ}为节点位移列阵[K]为结构总刚度矩阵{Fp}为节点等效载荷列阵。

在求结构的固有频率和振型时可不考虑阴尼的影响,在结构的动力学方程中令[C]=0同时令{Fp}=0得到无阻尼自由振动方程为:

$[{\rm M}]\stackrel{\cdot \cdot }{{\displaystyle \{\delta \}}}+[{\rm K}]\{\delta \}=0(2)$

弹性自由振动的振型可分解为一系列的简皆振动的叠加,将其解设为

{δ}={δ0}sin (ωx+φ) (3)

将(3)式代入式(2)中可得下面的齐次方程组:

$\left([{\rm K}]-\omega {}^2[{\rm M}]\right)\{\delta {}_0\}=0(4)$

在自由振动时,结构中各点的振幅{δ0}不全为零所以(4)式中括号内矩阵的行列式必为零,得到结构的自由振动频率方程为

$\left|(\left[{\rm K}\right]-\omega {}^2\left[{\rm M}\right])\right|=0(5)$

矩阵[K]和[M]都是n阶方阵,其中n是结点自由度数目,所以(5)式是关于ω2的n次实系数方程,从中解出n个实根ω2时(i=1,2,3,……,n),即特征值,按由小到大的顺序排列ω${}_1^2$≤ω${}_2^2$≤…≤ω${}_n^2$把任一ω${}_i^2$代回方程组(4)可解出与其相对应的矢量{δ${}_0^i$}(i=1,2,3,……,n)。ω1,ω2…ωn就是结构的第一阶,第二阶到第阶的固有频率,与其对就的{δ${}_0^1$},{δ${}_0^2$}…{δ${}_0^n$},刚是第一阶,第二阶,第n阶的主振型。

4.2 分析结果

较低阶固有频率及相应的振型对动态特性的影响最大,所以在只研究前几阶的固有频率和振型就能满足分析的需要了。

本文利用Ansys10.0中的Blocklanczos法提取了空载约束时的前10阶固有频率和振型,前三阶振型如图7—图9所示。十阶模态频率见表1。图7—图9中SUB代表子步,FREQ代表频率。

前10阶的模态分析结果表明,此车架的第一阶固有频率偏低,说明此车架动刚度较小,需要进一步调整横梁的位置或改变横梁的截面形状和尺寸来提高刚度。

5 结论

本文通过对该6470型SUV车架进行了有限元建模并对其进行了静态和动态的分析。结果表明设计符合要求,刚度和强度还有一定的余量可以进行尽一步优化。第一阶固有频率偏低需改进车架结构来增加其刚度。

参考文献

[1]陈家瑞,马天飞.汽车构造.北京:人民交通出版社,2005

[2]关长明,钱立军,吴阳年.一种轻型卡车车架的轻量化设计.北京汽车,2008;(03):25—27

[3]Huang J.A new approach for weight reduction in truck frame design.Trans SAE,1993;(6):18—19

[4]龙凯,左正兴,冯慧华等.某重型货车车架结构强度分析与改进,汽车技术,2008;(04):24—26

履带式沙滩清洁车车架模态分析 篇5

沙滩清洁车是专门用于清洁沙滩、清扫沙滩垃圾的专用设备。本文研究的沙滩清洁车的底盘用的是摆动式履带底盘, 运动惯性大, 缓冲减振作用小[1]。沙滩清洁车最主要的作业环境是不平整的沙滩, 无论在行驶还是在作业过程中都会产生振动。车架是清洁车的重要承载部件, 是发动机、驾驶室、举升翻转机构等重要总成的安装基础, 承受来自路面和各工作装置的载荷。各阶固有频率和振型是车架的基本动态特性。在车架上施加周期性外力时, 若其频率在车架的固有频率附近, 就会引起共振, 影响清洁车的使用寿命, 强烈的振动会引起履带式清洁车上零部件结构破坏[2]。因此, 为使沙滩清洁车车架具有刚度高、振动小、稳定性好、安全性高等良好性能, 需要研究车架的动态特性, 研究车架的固有频率, 改善其薄弱环节, 避免共振, 减小车架对沙滩清洁车整车性能的影响[3]。本文以履带式沙滩清洁车为研究对象, 利用有限元方法对车架进行了模态分析, 通过计算得到了车架结构的固有频率和主要振型, 研究沙滩清洁车车架与发动机和路面等激励振源产生动态干扰的可能性, 优化车架, 改善模态性能。

1 车架有限元模型的建立

1.1 车架建模

履带式沙滩清洁车车架基本结构由矩形管和各机构安装装置焊接而成。车架前端安装有驾驶室和油箱;中部安装发动机、大型垃圾拾取机构及一些附属装置;后端安装有举升翻转机构和筛分机构。车架通过螺栓和焊接安装在履带底盘上。整个车架长3 060 mm, 宽1 940 mm。用CREO建立的车架三维实体模型如图1所示。

模态分析的模型的基础是有限元模型。由于整个车架的结构复杂, 在不影响车架振动特性的前提下, 建立模型时根据具体结构情况进行了以下简化[5]:1) 略去车架上承受载荷比较小、对结构变形影响很小的部件;2) 省去车架上的一些无关紧要的装配孔;3) 把发动机, 驾驶室等部件总成简化为其支点上的集中载荷;4) 不考虑焊接应力。

1.2 车架材料参数

车架的材料主要有两种:Q235和Q345。表1为车架材料参数。

1.3 车架有限元建模

用ANSYS Workbench对履带式沙滩清洁车车架有限元建模, 避免在ANSYS经典中会产生模型导入困难如丢失面或线等问题, 使工作量大为减少[6]。利用Workbench中ANSYS MESH模块对车架进行网格划分。车架有限元模型网格划分方法主要用了Sweep、Multi Zone、Hex Dominant、Automatic等方法。根据实体模型大小、特征并考虑网格规模, 车架网格尺寸控制为10 mm。车架划分网格后得到的网格数为172 123个, 节点数为602 471个。图2为车架有限元模型。

2 模态分析计算

模态分析是用于确定系统的振动特性, 即结构的固有频率和振型。采用自由和约束两种模态分析方法进行模态分析均可以得到较准确的结果, 但约束模态分析更能反映系统的实际工作状况, 可以得到较自由模态分析更准确的分析结果[7], 所以采用约束模态分析方法。根据模态分析理论, 在动态分析中, 各阶模态所具有的加权因子大小与该模态频率的倒数成反比, 即频率越低, 权重越大, 这就说明低阶模态特性基本决定了结构的动态[8]。实际上, 并非所有模态对响应的贡献都是相同的。对低频响应来说, 高阶模态的影响较小。对实际结构而言, 研究人员感兴趣的往往是它的前几阶模态, 更高阶的模态常常被抛弃, 这种处理方法称为模态截断[9]。图3为车架模态前6阶振型。表2为车架前6阶模态频率及振型描述。

根据振动学理论, 车架的固有频率应该满足以下要求[10]:1) 车架的低阶模态频率应避开发动机怠速运转频率频率范围, 以避免共振;2) 车架的模态频率应尽量避开发动机经常工作的频率范围;3) 车架的固有频率应避开由车轮传来的路面不平度激励的频率。

履带式沙滩清洁车的主要激励为:路面激励和发动机激励。履带式沙滩清洁车所用发动机为帕金斯404D-22T四缸四冲程柴油机, 发动机的怠速激振频率取决于发动机的怠速转速及气缸数, 其计算公式为:f=2nz/ (60S) , 式中:n发动机转速, r/min;z为发动机气缸数;S为发动机的冲程数。因此对于该发动机, 通常怠速转速n=900 r/min, z=4, S=4, 由此可计算出发动机怠速激励频率为30 Hz。路面激励频率的计算公式为:f=v/ (3.6λ) , 式中:v为车速, km/h;λ为路面不平度波长, m。沙滩清洁作业车速为3~5 km/h, 行驶车速为8~10 km/h。沙滩清洁车作业在沙滩上, 沙滩路面属于未铺装路面, 其路面不平度波长范围为0.77~2.5, 取波长最小值0.77。由此可算出沙滩路面激励频率大致为1.08~1.80 Hz和2.89~3.61 Hz。通过分析车架前6阶振动频率33.506~122.71 Hz。车架固有频率都大于发动机怠速激励频率和路面激励频率, 但是第1阶模态频率接近发动机怠速激励频率, 可能引发共振。从模态分析的结果中获得车架的前6阶模态频率及振型特征。从车架模态振型中可看出, 车架振动以车架前中部各矩形管弯曲振动为主。

3 改进方案

3.1 车架改进方案

车架主要振动区域集中在车架前部, 有必要加强这一区域的强度或者增加支撑座。车架模态频率虽大于发动机怠速激励频率和路面不平度激励频率, 但是第1阶模态频率接近发动机怠速激励频率, 可能引发共振。车架改进方案应该适当改变车架结构或材料分布, 提高车架固有频率, 避开外部激励源振动频率, 以免发生共振现象, 导致车架结构破坏失效。由于车架是沙滩车整车的重要安装基础, 要支撑整车的各部分装置, 其拓扑形状不能随便改动, 否则影响整车的设计, 为了避免车架和发动机怠速激励激励频率发生共振以及车架振动主要集中在车架前部等问题, 提出在车架前部牵引板下表面添加支撑座, 固定住车架前端, 车架前端横梁壁厚增厚1 mm的改进方案。

3.2 改进后车架模态计算

按照Workbench模态分析步骤对改进后的车架再次进行约束模态分析计算, 得到改进后的车架固有频率, 如图4所示。从图中可以看出改进后的车架一阶频率为69.027 Hz, 比较有效地避开了发动机激励频率和路面激励频率。

4 结论

研究表明:车架初步方案的结构的固有频率虽能满足大于外部激励振源频率的条件, 但是一阶模态频率接近发动机怠速激励频率, 需要改进车架前部支撑方式, 以避免共振。在车架前部增加支撑后, 车架整体固有频率提升, 有效地避开了发动机怠速激励频率, 是一种可行的方法。

摘要：基于CREO建立车架的三维结构模型, 利用ANSYS Workbench的Modal模块对车架进行模态分析。分析结果表明, 车架振动以弯曲振动为主, 振动区域主要集中在车架前部。车架固有频率都大于发动机怠速激励频率和路面激励频率, 但是第一阶模态频率接近发动机怠速激励频率, 可能引发共振。为了改善车架的模态性能, 对车架进行改进, 结合模态分析结果, 可知改进后的车架模态性能得到改善。

关键词：沙滩清洁车,车架,动态特性,模态分析

参考文献

[1]唐经世.工程机械底盘学[M].成都:西南交通大学出版社, 2011.

[2]孙风蔚, 徐昊, 陈杰龙.某车前副车架模态分析与改进[J].汽车工程学报, 2012, 2 (4) :304-307.

[3]蔡力钢, 马仕明, 赵永胜.多约束状态下重载机械式主轴有限元建模及模态分析[J].机械工程学报, 2012, 48 (3) :165-173.

[4]曹妍妍, 赵登峰.有限元模态分析理论及其应用[J].机械工程与自动化, 2007 (1) :73-74.

[5]吕端, 曾东建, 于晓洋.基于ANSYS Workbench的V8发动机曲轴有限元模态分析[J].机械设计与制造, 2012 (8) :11-13.

[6]徐立友, 李金辉.基于ANSYS的拖拉机HMCVT太阳轮轴模态分析[J].机械设计与制造, 2012 (10) :231-233.

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[8]李滟.铲运机车架有限元模态分析[J].工程机械, 2012 (43) :29-33.

摩托车车架模态分析 篇6

1 副车架有限元模型的建立

副车架作为整车的重要部件, 连接于货箱和大梁之间起到改善底盘受力状况的作用, 通常选用槽钢结构以及根据举升机构的形式布置相应的铰接点。如图1所示, 在SolidWorks软件中根据设计尺寸建立某型自卸车副车架的模型, 并将其导入至Simulation模块。车架选用Q345b型合金钢作为模型材料属性, 其他材料参数分别为:弹性模量210 GPa、泊松比μ=0.3、密度ρ=7.85×10-3 g/mm3。

单元尺寸的大小对于计算精度和速度有较大的影响。理论上单元尺寸越小, 网格越密, 计算的精度也越高, 但随着网格数量增多, 计算量越大对于计算机硬件的要求也越高。所以在能够满足计算精度的要求下, 单元尺寸的取值要科学合理。同时尽量避免沙漏的产生, 设置网格单元尺寸为0.02 m, 模型划分网格后产生16 562个单元, 24 548个节点, 有限元模型如图2所示。

2 模态分析

在SolidWorks中的Simulation插件中新建频率分析模块, 并在模块分析属性中将提取的频率数设置为前8个[3]。选取自由模态模式并运行软件计算。

自卸车属于多自由度振动系统, 其中车体所受振动激励通常为两种:一是车辆运行状态下因路面不平引起的车体振动;二是因发动机运转而产生的振动。因路面起伏产生的垂直振动激励频率一般在20 Hz以下。由于此车型发动机为WP10.375型, 其怠速运转转速在700～1 000 r/min之间, 换算出其振动频率在11.67～16.67 Hz范围内。

通常车架低阶振动频率与外部激励频率重叠范围较广, 更容易共振且对车体安全构成影响, 因此取副车架固有频率的前8阶频率进行分析, 通过对副车架模型进行分析计算, 得到前8阶固有频率如表1所示。

副车架与外部激励共振时的振动取决于自身固有的振动形态, 表1表明副车架1～8阶的振动固有频率范围在24～108 Hz之间。振动形式有车架整体弯曲及局部的扭转两种振动状态:其中1、3、5、7、8阶振型为弯曲振型, 2、4、6阶振型为扭转振型。第1阶固有频率为24.274 Hz, 车架在X-Y平面内弯曲形且加强横梁处变形量较大;第2阶固有频率为32.312 Hz, 副车架加强横梁附件沿Y-Z平面产生扭转变形;第3阶固有频率为33.582 Hz, 车架加强横梁附件在X-Z平面内发生弯曲变形;第4阶固有频率为44.562 Hz, 副车架后部沿X-Z面内产生扭转变形;第5阶固有频率为49.241 Hz, 副车架管梁后方沿X-Y面内产生较大的弯曲变形;第6阶固有频率为67.654 Hz, 副车架沿Y-Z面内产生了较大的扭转变形;第7阶固有频率为76.731 Hz, 副车架沿X-Y面内产生了较大的弯曲变形;第8阶固有频率为107.4 Hz, 副车架沿X-Y面内产生了弯曲变形。仿真计算表明, 副车架前8阶的振型都主要表现为扭转和弯曲, 最低固有频率为24.274 Hz, 相较于因路面不平产生的车体振动和发动机怠速时20 Hz以下的振动其频率能够有效避开共振区域, 对车体安全影响不大。

3 结语

副车架的设计是自卸车设计中的重要环节, 文章在Solid Work软件中建立了副车架的三维模型, 并应用Simulation插件对其进行了模态分析。结果表明该型副车架与外部振源不易产生共振现象, 整个方法实用高效, 为解决此类工程问题提供了一条重要的参考思路。

摘要：自卸车一般用于松散物料的装卸和运输, 副车架作为其重要承载部件, 设计中应确保与外部振源不会发生共振。该文应用SolidWorks软件建立了某型自卸车副车架模型, 并通过Simulation插件计算出该车架的固有频率, 结果表明原设计可有效避开振源频率, 整个方法实用高效, 具有重要的实际应用价值。

关键词：固有频率,副车架,自卸车,SolidWorks

参考文献

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[2]杨璐, 王许州, 于永彬, 等.基于ABAQUS有限元的重型自卸车副车架模态分析[J].沈阳工业大学学报, 2015, 37 (5) :525-529.

[3]王许州, 杨璐, 李庆江.基于有限元理论的自卸车车架模态分析[J].河北农机, 2015 (9) :57-58.