车架加强

2024-07-05

车架加强（精选七篇）

车架加强篇1

车架作为汽车的承载基体,支承着发动机、离合器、变速器、转向器、驾驶室和车厢等所有簧上质量的有关机件,承受着各种力和力矩。因此,车架应有足够的弯曲刚度,以使装在其上的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变,并使车身的变形最小;车架也应有足够的强度,以保证其有足够的可靠性与寿命,纵梁等主要零件在使用期内不应有严重的变形和开裂。车架可靠性是评价一个汽车产品质量好坏的最基本的指标,也是消费者在购买产品时优先考虑的指标之一。

近年来,国家治理超重超载车辆越来越严格,半挂牵引车逐渐向标载化、轻量化(一般总重为55 t左右)方向发展。然而,在局部地区铁矿、煤炭等短途运输市场,仍存在着超重载需求,这些地区使用的6×4牵引车最大车货总重达到150t。普通的标载或轻量化车架已不能满足这些市场的使用要求,需要开发加强型车架。

2 改进方案

如何加强车架结构使车架才能满足超重载的需求呢?最简单与最稳妥的方法就是升级车架截面。这种方法虽然保证了车架的强度,但成本和车架本身的重量增加过多,以300×(8+5)×80/85车架(外梁截面高300 mm,厚8 mm,上、下翼面宽分别为80 mm、85 mm,内梁厚5 mm)升级为306×(8+5)×95/95车架为例,升级后的车架重量增加了38 kg(车架总长按6 660 mm计算),成本增加了318元左右。

考虑到半挂牵引车架的受力特点,在受力大的局部位置布置加强板,可以在保证车架强度的同时尽可能地控制成本。目前,市场上主流产品的加强板结构有2种:一种是在车架大梁外侧贴平板(如重汽、联合重卡等车架结构,如图1所示),另一种是在车架内梁内侧贴“L”形加强板(如欧曼、依维柯等车架结构,如图2所示)。

3理论抗弯和抗扭能力计算对比

根据材料力学,在承受弯矩的梁截面和承受扭矩的杆截面上,最大的弯曲应力和最大的扭转应力出现在离弯曲中性轴线和扭转中性点垂直距离最远的面或点上。截面的抗弯和抗扭强度与相应的截面模量成正比。纵梁内侧加“L”形加强板方案和外侧加平板方案的截面形状可简化为如图3和图4所示的结构。

理想状态下,可将车架纵梁截面简化为槽形梁来计算抗弯截面模量和抗扭截面模量,槽形梁抗弯截面模量和抗扭截面模量计算方法和公式如图5和图6所示。

选择某厂家重载车架纵梁进行分析,纵梁截面高300 mm,厚8mm,上、下翼面分别宽80 mm和85 mm,内梁厚度为5 mm,方案一为车架内侧加上、下厚6 mm的“L”形加强板,方案二为车架外侧加6 mm厚的平板,计算结果见表1。

从表1可知,内侧加板与外侧加板都能大大地提升车架局部的抗弯和抗扭强度。当然,这种计算是纯理想状态下的定性分析,忽略了车架外梁与内梁及外梁与加强板之间的安装间隙,同时也未考虑车架横梁等其他零件对车架强度的影响。

4 CAE强度分析计算

本文选择有限元分析软件HyperWorks对车架进行强度计算,通过前期处理、划分网格、虚拟连接、材料属性及赋值、虚拟弹簧建立、载荷加载、约束建立、工况建立、分析计算等一系列步骤,最终得到模拟使用工况下的车架强度数据。

4.1 模型的简化

选择某厂家6×4重载型车架[300×(8+5)]进行简化,车架连接螺栓和铆钉简化为几何点,采用bolt刚性连接,板簧简化为RBE2刚性连接,车桥简化为CBEAM虚拟连接。车架零部件一些较小的几何特征,比如小孔、小的圆角等都予以圆整光滑。具体模型见表2。

4.2 约束及加载模型

按车货总重150 t (鞍载56 t)进行计算,车架上加载的力有驾驶室重量、发动机总成重量(包括发动机和变速箱等)、蓄电池重量、燃油箱重量、储气筒重量、车架自重及鞍载质量。通过各安装支座上的一些网格点建立RBE3单元,力加载在RBE3上。具体加载模型如图7、图8和图9所示。

4.3 分析工况建立

根据半挂牵引车的实际使用情况,模拟分析设置弯曲工况、前扭工况、后扭工况、普通转向工况、紧急转向工况、普通制动工况、紧急制动工况7个工况,各工况的虚拟方法见表3。

4.4 CAE分析结果

以原模型后扭工况为例,CAE分析应力云图如图10所示。

通过应力云图提取车架纵梁上最大应力点,各工况纵梁最大应力见表4。

从分析数据可知,内侧加“L”形板和外侧加平板车架强度相对于基准车架(未加加强版)各工况纵梁最大应力均有较大幅度的降低,并且内侧加“L”形板相对于外侧加平板对于车架纵梁应力的改善效果更明显。

5 结语

车架是载货汽车的最重要的部件之一,在设计车架时要尽可能地改善车架上的应力分布,以提高车架的可靠性。考虑到成本等因素,一般选择在局部增加加强板的方式来加强车架强度。通过有限元分析,在车架内侧加“L”形板和在外侧加平板都能对车架强度有较大的改善。但相对而言,内侧加“L”形板的改善效果更佳。

当然,具体车型设计时选择在内侧加“L”形板还是外侧加平板还要考虑其他的因素,如生产工艺、整车布置需要及对外观影响等。因此,应综合考虑,选择最简单的方法,达到最好的效果。

参考文献

[1]傅衣铭,熊慧而,任毕乔.材料力学[M].长沙:湖南大学出版社.1999.

[2]王钰栋,金磊,洪清泉.HyperMesh&HyperView应用技巧与高级实例[M].北京:机械工业出版社,2012.

车架的模态分析篇2

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.

自卸汽车车架设计篇3

车架是汽车各总成的安装载体,它将发动机、底盘和车身等总成连为一个有机的整体,同时车架作为底盘及整车的主要承载件,还承受汽车各总成的质量和有效载荷,并承受汽车行驶时所产生的各种力和力矩,即车架要承受各种静载和动载,因此在车架设计中,除考虑自身的强度和刚度要求外,还要考虑到底盘其他总成的安装方便性,并兼顾生产厂家的生产工艺条件。

1. 车架结构形式的确定

1.1. 总体结构方案

现有的车架种类有大梁式、承载式、钢管式及特殊材料一体成型式等。自卸车架多采用大梁式,设计车架时,一般必须根据整车总布置的要求(总宽、前后轮距、前轮转向角、发动机的外形尺寸等)来确定车架的宽度。车架前段的宽度受前轮最大转向角的限制,最小值取决于发动机的外廓宽度,车架后段的宽度受后轮距及悬挂安装方式的影响。为了方便前端发动机布置和前后桥及悬架的安装,车架前端一般较宽,后端必须比前端窄。

1.2. 本车架结构方案

本文自卸车架主要用于总重大于25T的4×2自卸汽车。这类自卸汽车由于后桥承载能力均为10-13t,需采用10.00-20或11.00-20的重型车用轮胎,而汽车法规规定总宽不得大于2500 mm,由于这类车多采用大功率V型柴油发动机和外廓尺寸较大的驾驶室,参考同类车型车架结构,采用前后等宽的边梁式车架,车架宽度为861mm,前后均采用纵置钢板弹簧悬架。

1.3. 车架纵梁截面形式

纵梁是车架的主要承载零件,在汽车行驶中承受较大的弯曲应力和扭转刚度。自卸汽车车架纵梁多采用抗弯强度较大的槽形截面梁,由车架专用热轧的钢板冲压或滚压而成。

自卸汽车车架纵梁一般为等截面的,但也有根据整车布置要求做成变截面的。由于自卸汽车前部载荷较小,因此变截面的车架纵梁主要是前小后大。改变截面的方式有两种:一种为槽形截面梁的翼面变窄,一种为槽形截面梁的腹板高度变低。不管哪一种方式,都必须均匀过渡,以避免应力集中。前一种是为了方便布置发动机,后一种可在保证车架强度的前提下降低驾驶室的重心高度。考虑到布置发动机和工艺简单,制造成本低,本设计采用等截面的纵梁。

1.4. 横梁的布置方案

横梁的主要作用是联接左右两根纵梁,构成一完整的框架,保证车架有足够的扭转刚度。从车架前端到驾驶室后围这一段装有前悬系统和转向系统,如因道路不平等原因使车架产生较大的挠曲变形而影响转向,将使车辆发漂甚至失去控制,因此,这一段刚度过小对于操纵稳定性来说是极为不利的,大多数自卸汽车的车架在这一段都布置了一至二根横梁。

由于自卸车经常运行在坑洼工地,车架后悬架要有较好的扭转刚度,又由于后悬架对于汽车舒适性和诸如转向、侧倾的稳定性等问题的影响较大,因此须在后悬前后支架处各增加一组背靠背横梁,增加车架后部的刚性。

车架的前、后两段的刚性都较大,而大部分车架变形(弯曲和扭转)都集中在车架中部,所以该段必须具有一定的挠性,以起到缓冲作用,同时也可避免应力集中,消除局部损坏现象。因此,考虑蓄电池及油箱总成和传动轴吊架支座的安装要求,在这一段内布置了一根横梁。

1.5. 横梁设计

横梁以设计成直线形的效果最好,一般做成简单的直槽形,但有时为了提高横梁的刚度,横梁的断面可采用圆管或箱形断面,横梁两端铆接面积尽可能加大。为了避让传动轴部件,传动轴处横梁不能设计成直梁时,一般做成拱形,但弯曲处要尽量平缓过渡,以避免应力集中。后拖钩可以安装在后横梁上,后横梁要承受拖钩传来的很大的作用力,应用角撑进行加强。

本设计的横梁方案:第一二横梁和后横梁均为槽形截面;传动轴横梁做成π形结构,保证传动轴有足够的跳动空间;后桥采用前后支座处背靠背的槽形横梁连接结构,两端与梯形支架连接。后托钩安装在纵梁上,后横梁没有做角支撑加强。

1.6. 横梁与纵梁的连接

横梁与纵梁的固定一般采用铆接法、焊接法和螺栓联接法。铆钉联接成本低,适于大量生产,目车架的变形小,目前国内自卸汽车车架主要采用该种方法;焊接能够保证很高的弯曲刚度且联接牢固,但因焊接容易产生车架变形并引起内应力,所以主要用于小批量生产或修理;螺栓联接主要用在某些需要互换或拆卸的部件上,缺点在于长期使用容易松动,在关键部位可采用涂螺栓紧固胶以及采用自锁螺母的方法解决螺栓松动的问题。

本设计对于横梁、悬架支座与纵梁采用铆接法,对于后悬架横梁与梯形连接板采用焊接法,传动轴吊挂支座采用高强自锁螺栓连接。

2. 车架材料的确定

车架材料应具有足够高的屈服极限和疲劳极限,低的应力集中敏感性,良好的冷冲压性能和焊接性能。低碳和中碳低合金钢能满足这些要求。自卸货车冲压纵梁的钢板厚度约6.0～9.0mm。

本设计采用B510L钢板制造车架,其疲劳强度δ-1=220～260Mpa。

3. 车架的受载分析

车架上的载荷分为下面几类:静载荷,是指汽车静止时,悬架弹簧以上部分的载荷;对称的垂直动载荷,当汽车在平坦的道路上以较高车速行驶时产生的。其大小与垂直振动加速度有关,与作用在车架上的静载荷及其分布有关,路面的作用力使车架承受对称的垂直动载荷。这种动载使车架产生弯曲变形;斜对称的动载荷,这种载荷是当汽车在崎岖不平的道路上行驶时产生的。此时汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上,从而使车架连同车身一同歪斜,其大小与道路不平的程度以及车身、车架和悬架的刚度有关。这种动载荷会使车架产生扭转变形。

其它载荷如转向离心力载荷、制动时惯性力载荷,由于载荷作用线不通过纵梁截面的弯曲曲中心(如油箱、备胎和悬架等)而使纵梁产生附加的局部扭矩。

4. 车架的强度计算

4.1. 弯曲强度计算时的基本假设

因为车架结构是左右对称的,左右纵梁的受力相差不大,故认为纵梁是支承在汽车前后轴的简支梁;空车时的簧载质量(包括车架自身的质量在内)均匀分布在左右纵梁的全长上。其值可根据汽车底盘结构的统计数据大致估计,一般对于轻型和中型载货汽车来说,簧载质量约为汽车自身质量的2/3;汽车的有效载荷均匀分布在车厢全长上;所有作用力均通过截面的弯曲中心,实际上纵梁的某些部位会由于安装外伸部件(如油箱、蓄电池等)而产生局部扭转,在设计时通常在此安置一根横梁,使得这种对纵梁的扭转变为对横梁的弯矩。故这种假定不会造成计算的明显误差。由于上述假设,使车架由一个静不定的平面框架结构,简化成为一个位于支座上的静定结构。

4.2. 车架受力简图如图1所示。

整备自重Gs:7000kg;满载时有效装载质量Ge:25000kg

4.3. 计算最大弯矩。

前支反力

由弯矩平衡dMx/dx=0求得最大弯矩点

最大弯矩

取动载荷系数k=1.5～2.0,如果再考虑车架多为疲劳损伤,取安全系数n=1.15～1.40。则动载荷工况下的最大弯矩为Mdmax=k*n*Mmax=2.0*1.4*30 870 902=77 794 673 N.mm。

4.4. 最大弯曲应力计算

对于槽形断面,抗弯截面模量W=th(h+6b1)/6=11*250*(250+6*70)/6=307 083 mm3

h=250mm—槽形断面的腹板高

b1=70mm—翼缘宽

t=11mm—板材的厚度

纵梁危险截面的最大应力:σ=Mdmax/W=77794 673/307 083=253Mpa≤355Mpa(材料临界)

最终确定纵梁槽形断面的尺寸为:h=280mm,b1=80 mm,t=8+6mm(两层钢板,外层为8mm,内层为6mm,内层只布置在DB段、BE段)

5. 结束语

本文对自卸汽车车架从结构布局,材料选择和力学分析等方面进行了论述,为自卸车架设计提供理论保证,通过大量的研究和试验,该结构车型性能稳定可靠,达到了解决自卸车车架断裂的实际问题,同时也降低了成本,受到用户的普遍欢迎。投产两年多来,得到了市场的认可并有较好的市场前景,为企业带来了经济效益。

摘要：本文介绍自卸汽车车架设计过程,车架的分类与特点及加工工艺等。论述的内容包括:车架结构形式的确定,纵梁的设计,横梁的布置及设计,横梁与纵梁连接形式,并运用材料力学计算弯曲强度,中心支座反作用力,纵梁的剪力和弯矩。

关键词：自卸车,车架,结构设计

参考文献

[1]徐达.专用汽车结构与设计[M].北京:北京理工大学出版社,1998.12

[2]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.7

[3]陈家瑞.汽车构造(下册)[M].北京:机械工业出版社,2005.

重型车车架生产工艺篇4

1.1 780车架

纵梁:由内、外两层槽形梁 (外购成型梁) 塞焊成一体后, 套上钻模板, 用摇臂钻钻孔即成左/右纵梁总成。具体加工流程如图1。纵梁总成截面的形状如图2。

横梁:横梁大多为“π”型梁结构, 个别车型有两槽型梁背靠背铆接成一加强横梁的结构, 横梁与左/右连接板再铆接成横梁总成。

车架宽度:即左/右纵梁总成最外端宽度, 一般为780 mm。

这种780 mm的直大梁结构是公司车架总成最早、最基本的结构形式, 目前主要应用于牵引车和短轴距的载货车。左/右纵梁总成与各横梁总成基本以腹板面铆钉连接为主。采用这种加工方式, 钻模板的制造周期成为制约新车架总成的关键因素。不同车型车架总成纵梁的孔位不同, 因而需要制作大量钻模板。最终根据各个车型孔系的通用情况, 制作若干分段或模块钻模板, 不同车型的钻模板由各个分段或模块钻模板组合而成, 这样大大减少了钻模板的种类和数量, 加快了新车型的推广应用。

1.2 850车架

780车架和850车架的基本材料均为16MnL, 纵梁与横梁以铆钉连接为主。铆钉连接因其工艺简单、连接可靠、抗振、耐冲击、传力均匀可靠而在车架总成的生产中大量使用。与780车架相比, 850车架是一种加强结构, 主要应用于自卸车、长轴距的载货车以及水泥搅拌车, 因而其纵梁尺寸发生了显著变化, 见表1。

纵梁腹面高度的增加将进一步提高850车架的整体抗弯能力。

此时纵梁的内梁依然为外购成形梁, 外梁加工转变为外购定尺料平板冲 (或腹兼平) 冲孔后压形的加工方式, 之后外梁与内梁经数控点焊机点焊合梁, 最后经透孔形成左/右纵梁总成。数控点焊机的使用代替了传统的人工塞焊合梁, 合梁后的纵梁质量大大提升, 有力地保证了后序的孔加工精度。纵梁总成加工流程如图3。横梁形式基本与上述1.1节中的相同。

2 纵梁总成为单层槽型梁+内加强梁 (上、下两段窄而长的L板) 铆接而成

这种结构旨在减轻车体质量, 是一种轻量化的设计模式。因而车架基体材料一般为高强度钢板, 抗拉强度在510 610 MPa, 甚至更高。目前, 高强度钢板是能同时满足强度和轻量化的理想钢材。同时, 由于高强度钢板具有吸收撞击能量的特性, 还会改善汽车安全性能。

这种车架依然是一种直大梁结构。单层槽型梁采用上述1.2节中外梁的方式加工, 然而窄而长L板的加工成为制约该车架生产的重要因素。因为这种L板, 展开料的长度为3 000 4 000 mm, 宽度只有120mm, 模具装夹困难, 加工精度难以保证。现采取将定位孔及加工余量放在零件中部、一次出两件的加工方法, L板的加工精度才得以保证。这种车架存在时期很短, 车架结构很快过渡到下面的形式。

3 纵梁为单层槽型梁+外加强梁结构

这种车架同样采用高强度钢板, 大多为变截面、变宽度结构, 即车架宽度前宽后窄 (前端加宽主要用于安装大功率发动机) , 槽型梁前端断面上、下翼面和腹面均窄, 后端断面上、下翼面和腹面均变宽。纵梁的结构如图4。该车架结构多应用于公司F3000牵引车。

该车架纵梁的冲压工艺一般为, 外购定尺料经切边并冲出孔, 然后进行U型槽的压形同时进行变断面等形状加工, 最后进行车架宽度方向改变的折弯加工。为了实现1套模具生产多品种纵梁的需要, 在模具结构上采用模块式组合技术, 生产时把这些模块按照顺序排列组合, 满足不同车型的生产需要。纵梁加工流程如图5。

外加强梁的结构形式与上述第2节中的L板基本相同, 但其安装于车架的变断面变宽度处, 故外形与此处纵梁吻合, 也为变断面变宽度结构。其加工方式同样采用上述第2节中L板的加工方式。

上述第2、3两种车架结构横梁总成形式基本相同, 多为U型梁与左/右连接板铆接而成, 或两U型梁与左/右连接板铆接而成的“井”字形结构。

重型载货车车架基本经历了以上3种结构形式的发展。由此看出, 纵梁是车架生产中关键的零件之一。目前, 纵梁的加工基本是先冲孔后成形, 因而孔位精度受材料和成形状态的影响较大。等三面数控冲孔机调试到位, 纵梁的加工将采取先成形后冲孔, 孔位精度将得到进一步提高。

车架纵梁冲压工艺优化篇5

零件工艺分析

1.产品分析

某纵梁前段零件如图1所示, 零件材料为B410LA, 料厚2.0mm, 外形尺寸2041 mm×119mm×131mm。屈服强度≥420MPa, 抗拉强度≥598MPa。加工硬化指数n=0.17, 塑性应变比R45=0.71。该件从端部开始, 底面、腹面呈阶梯状变化, 落差较大。腹面及底面开有安装孔及定位过孔。横截面呈“几”字形。腹面高度 (X:-307, Z:-70) 至 (X:267, Z:10) 部分沿Z轴负向非均匀收边, 高度差80mm。端头有法兰。底面内径自 (X:-220, Z:-133) 处开始, 沿X轴, 由72mm收缩至59mm。翼面有凸台等特征。该件与多个件搭接, 对匹配间隙的要求较高, 如不合格, 会导致焊点扭曲和强度不够, 焊点严重凹陷等问题, 最终影响焊接总成精度。

2.模面设计

模面设计主要涉及到冲压方向选取、压料面形状的确定、工艺补充面的确定、后工序模具设计要求以及压机的适应性等。结合经验判断, 纵梁前段长度较长, 会产生扭曲和反弹, 拉伸深, 型面落差大, 材料强度高, 厚度高, 冲压件拉伸性差。同时, 容易出现开裂、起皱、拉毛和扭曲等缺陷, 成形难度较大。只有不断优化模面, 才能达到在初期规避这些缺陷的目的。利用CAE软件分析结果, 同时考虑材料利用率、工装成本及成形性等方面因素, 设计翼面Z轴正向偏置25mm, 作为压料面并随形优化。为保证成形过程中的进料, 翼面倒角, X向做工艺补充。根部圆角整形 (见图2) 。初步工艺流程为:拉延 (OP10) →修边冲孔 (OP20) →侧整形+侧修边 (OP30) →修边+侧修边+冲孔+侧冲孔+侧翻边 (OP40) 。

3.模拟分析

对于门外板等比较平整的简单零件而言, 模拟拉延工序时, 可采用膜单元模拟, 后工序特别是模拟回弹缺陷时, 采用Belytschko–Tsay薄壳单元 (简称BT壳单元) 模拟。而对本文的纵梁前段来说, 材质为B410LA, 料厚2.0mm, 需采用更高的计算精度和计算效率的壳单元对模型进行模拟。

该件拉延深度较深, 成形过程中应力的变化较为复杂。零件前半部区域存在台阶, 中部区域型面凹陷, 后部区域则较为平顺。在拉延筋的作用下, 产品翼面附近起皱、叠料等现象得到有效控制。受限于产品造型, 零件前半部台阶区域、底面型面变化区域均出现起皱。为解决起皱缺陷, 尝试增加两处凸筋从而起到吸皱作用, 但一处凸筋的设置增加了拉延深度, 导致减薄率过高, 有开裂风险, 故改为凹筋。模面方案确定后, 再次进行CAE分析, 分析过程中, 适当调整了压边力等参数, 并优化了拉延筋的布置及局部模面形状。为控制回弹, OP10腹面设计3°回弹补偿角, OP30腹面设计4°回弹补偿角。最终分析结果如图3所示, 底部部分区域拉延不充分, 端头部分紫色起皱区域为废料区。

现场调试过程

1.样件问题

由于纵梁前段较长, 且为高强钢厚板, 拉延后, 腹面拐点及翼面均出现较大回弹, 零件整体出现扭曲问题。该件搭接关系复杂, 同时, 该款车型车架为三段式设计。经装车反馈, 该件的回弹导致搭接件装配困难、焊点质量较差。

2.原因分析

(1) 回弹原因板料在外加载荷作用下变形时, 当外加载荷去除时, 塑性变形区的材料保存残留变形而使零件成形。但是由于弹性变形区的材料弹性恢复以及塑性变形区弹性变形部分的弹性恢复, 使制件形状、尺寸发生与加载时变形方向相反变化, 从而表现出回弹现象。

由此可进一步推测出, 成形过程中弯曲效应导致板料沿厚度切向应力分布不均匀, 造成“几”字形截面冲压件回弹。如果能改变冲压件成形应力状态, 使冲压件发生充分塑性变形, 减小成形时的弯曲成分, 就可以减小回弹。

基于以上理论, 对该件回弹问题进行了分析, 腹面拐点回弹问题产生主要是拐点处校形力不够所致。校形力不够的主要原因有:拉延时腹面拐点处呈多料趋势, 未采取手段增加拐点处的校形力, 腹面未做回弹补偿。

两翼面回弹主要体现在两方面:一是翼面呈张口趋势, 另一方面, 也是最为突出和难解决的, 拉延过后两翼面断面呈内凹。张口产生的主要原因是圆角部位校形力不够, 不足以克服其弹性变形或屈服强度。翼面内凹的原因是拉延时材料流动经凹模圆角材料硬化所致。

(2) 扭曲原因由于纵梁前段腹面、翼边多拐点, 这样在凸模初始触料和在料流入凹模时, 板料产生前后偏移, 压制过程中产生内应力, 压制过程结束后, 其应力释放使纵梁外形变形。同时, 由于拉延时翼面间隙不均也会导致扭曲。

解决措施

1.回弹问题

针对腹面回弹问题, 采取增加一套成形模先将腹面形状成形, 保证腹面尽量不多料, 腹面分别在成形和整形序做回弹补偿的方法。针对翼面回弹问题, 一方面, 采取二序翼面做回弹补偿, 另外成形模腹面突出, 圆角避空, 通过校整使其圆角发微变形产生硬化从而减小张口的方法;另一方面, 侧整工序翼面从上到下增加三个拐点 (见图4) , 第一个拐点对开口进行重新校整, 第二和第三个拐点对产品的内凹进行校整。

2.扭曲问题

针对扭曲问题, 我们采取增加成形模, 拉延模改为成形模 (折弯) 的方法, 有效减小了扭曲, 同时也减少了拉毛现象。此缺陷的一个主要原因是由于拉延时翼面间隙不均所致, 针对这个原因, 我们提高了加工、装配与钳工研磨质量, 防止立边产生波纹变形。

综上所述, 为了解决纵梁前段回弹、扭曲的问题, 主要采取变更原冲压工艺的方法, 即增加一套成型模, 改拉延序为折弯序。变更后冲压工艺流程为:成形→折弯→修边+冲孔→侧整形+侧修边→修边+侧修边+冲孔+侧冲孔+侧翻边。

调试结果

采取上述措施后, 实际模具进行调试时, 技工又对拐点区域模具研合强压0.2mm, 以增加拐点区域的校形力, 改变该件成形时应力状态, 使其出现充分塑性变形。同时, 对模具重新进行精研合。研合时有效控制翼面拐角区域间隙, 改善走料状况, 进一步改善了回弹、扭曲问题。通过以上一系列整改措施, 最终解决了该件的回弹及扭曲问题。

结语

纵梁前段冲压工序改进的重点在于, 在充分利用现有模具的前提下, 增开一副成形模, 并改第二道拉延工序为折弯工序。在较短时间内解决了纵梁前段回弹、扭曲等瓶颈问题, 缩短了研发周期, 降低了冲压件废品率, 最大程度地节约了研发费用。通过对纵梁前段成形性缺陷的解决, 为后续类似产品的设计在数模阶段, 在易产生弹性恢复的区域增加回弹补偿与防弹特征, 提供了思路与参考。

摩托车车架模态分析篇6

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:

$Μ \ddot{X} + C \dot{X} + Κ X = F$ 。 (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:

$Μ \ddot{X} + Κ X = 0$ 。 (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.