【技術(shù)篇】基于ANSYS的汽車前軸強度分析和模態(tài)分析

前軸是輕型載貨汽車前橋的重要部件,汽車前軸的結(jié)構(gòu)設計是否滿足汽車安全行駛的要求直接決定了整車的安全性,同時又影響了汽車的動態(tài)特性。前橋的兩側(cè)安裝著從動車輪,并通過懸架與車架相聯(lián),工作時,其承受車輪傳來的制動力和側(cè)滑扭矩,同時又承受懸架作用的垂直載荷,為確保前橋工作時的可靠性和安全性,因此對前橋的強度,剛度,抗沖擊性,疲勞強度及可靠性等方面都提出很高的要求。汽車前軸在承載車身重量的同時,還會受到來自行駛路面、發(fā)動機及其他運動部件產(chǎn)生的激振。如果各種激振頻率與前軸的某階固有頻率相等時,就會引起共振,影響前軸及其裝配零部件的使用壽命。因此在前軸的設計階段,不僅需要考慮其強度和剛度等靜態(tài)特性,也要將其動態(tài)特性納入前軸的前期設計體系,與整車同步開發(fā),為提升整車的NVH(噪聲、振動、聲振粗糙度)性能提供重要的理論依據(jù)。

三種工況下強度分析的結(jié)果表明,前軸在結(jié)構(gòu)設計上基本符合強度要求,具有較高的安全系數(shù)。前軸的模態(tài)分析表明,其沒有發(fā)生振動突變現(xiàn)象,并且沒有與行駛路面激勵發(fā)生共振,此外其前六階固有頻率與人體各器官的固有頻率相差較大,不會與人體某些器官發(fā)生共振。

從改革開放以來,中國的汽車工業(yè)隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展和交通運輸體系的全面建立得到了飛速發(fā)展。特別在2001年中國加入WTO以后,全球性的貿(mào)易給中國的汽車行業(yè)帶來巨大的競爭,但同時也帶來了新的發(fā)展機遇。目前,全球的汽車生產(chǎn)商不僅僅在車型、價格、新技術(shù)等方面激烈角逐,同時更加注重產(chǎn)品質(zhì)量。因此,如何以最低的成本生產(chǎn)出性能最佳,質(zhì)量最好的汽車產(chǎn)品成為當今我國汽車制造的一大主題。為了爭奪市場份額,全世界的汽車制造商對零部件的要求也越來越高,由原來的只從內(nèi)部配套廠采購的保護政策轉(zhuǎn)變?yōu)橄蛉虻牧悴考圃焐踢M行采購的競爭政策,這種政策的轉(zhuǎn)變給我國現(xiàn)有的規(guī)模小,生產(chǎn)效率低,缺乏自主創(chuàng)新能力的汽車零部件生產(chǎn)企業(yè)帶來巨大的沖擊。而且現(xiàn)階段我國各種能源資源人均占有量相比于國際水平依然很少,為了提高能源資源的利用率,黨的歷年政府工作報告中就明確的把能源資源的節(jié)約與高效利用提上了議事日程,倡導全民共同努力,充分利用和節(jié)約現(xiàn)有資源。在這種國際形勢下,生產(chǎn)經(jīng)濟、耐用、節(jié)約資源的汽車零部件就成為全球各汽車零部件制造商共同追求和奮斗的最終目標。

如今全球的汽車工業(yè)正處在高速發(fā)展階段,而作為汽車工業(yè)的重要配套行業(yè),中國汽車車橋行業(yè)自然面臨著重要的機遇與挑戰(zhàn)。同時現(xiàn)代汽車通過采用各種設計不斷追求更高的動力指標、經(jīng)濟指標及舒適性指標,相應會使車橋的機械負荷不斷增加,形狀也越來越復雜,這對汽車車橋的設計與制造提出了更高的要求。

汽車的車橋通過懸架與車架連接,其支承了汽車大部分的重量,并將車輪受到的牽引力或制動力,以及側(cè)向力通過懸架傳遞給車架。在汽車設計時,為了便于與不同類型的懸架相配合,汽車的車橋分為整體式和非整體式兩種。而按車橋的使用功能劃分,其又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋和支持橋。而轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動橋,其中起主要承載作用的是前梁,又稱前軸,在車輛行駛時主要承受彎矩和扭矩的作用。與非獨立懸架相配合使用的轉(zhuǎn)向橋前軸多為工字形結(jié)構(gòu),主要是因為采用工字形斷面可以有效的提高前軸的抗彎強度,同時還可以減輕前軸重量,另外在鋼板彈簧處向兩側(cè)車輪方向逐漸由工字形斷面過渡為方形斷面,可以提高前軸的扭轉(zhuǎn)剛度,又可以保持其斷面強度相等。目前,該種形式的前軸結(jié)構(gòu)主要應用于載重貨車。而本文研究的就是輕型載貨汽車的整體式前橋,它的前軸就是工字形結(jié)構(gòu)。

圖1-1 整體式轉(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)

1. 轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承 2.轉(zhuǎn)向節(jié) 3.調(diào)整墊片 4.主銷 5.轉(zhuǎn)向梯形臂 6.轉(zhuǎn)向節(jié)臂 7.前軸 8.轉(zhuǎn)向橫拉桿 9.球銷 10.鋼板彈簧支座 11.鋼板彈簧

在前軸的初始設計階段,傳統(tǒng)的簡化方法對前軸的強度及剛度計算,不可能得到較精確的解析解,甚至可能是錯誤的解。為得到滿足工程要求的數(shù)值解,就必須運用最近得到不斷完善和快速發(fā)展的現(xiàn)代數(shù)值模擬技術(shù),其成為現(xiàn)代工程學形成和發(fā)展的重要推動力之一。傳統(tǒng)的產(chǎn)品設計流程是一個設計者反復進行多次設計的過程。一般首先由工程師借助CAD 工具進行產(chǎn)品的初始設計,接著提交給工廠進行加工制造,然后對實物產(chǎn)品進行試驗,如果產(chǎn)品不能滿足各方面功能要求或者失效,就需要工程師對產(chǎn)品的設計進行修改,甚至重新設計,如此不斷反復,直至實物產(chǎn)品在實際試驗中滿足全部功能要求為止。隨著有限元分析技術(shù)的發(fā)展與成熟,利用有限元分析,能夠在產(chǎn)品設計之初,就對產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)和強度進行比較全面的分析,尤其對于需要進行模具開發(fā)的產(chǎn)品,能夠顯著的提高產(chǎn)品開發(fā)的一次成功率,縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期,提高產(chǎn)品品質(zhì),降低開發(fā)成本,減少資源浪費,并且可以使產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)得到最大的優(yōu)化,減少零件自身的質(zhì)量。因此,在汽車初始設計階段利用有限元分析軟件ANSYS進行有限元分析計算具有十分重要的意義和作用。其能夠?qū)ζ嚨慕Y(jié)構(gòu)和各零部件進行比較全面的分析,有效地減少產(chǎn)品的試驗周期,降低設計與制造費用,顯著減少了產(chǎn)品的開發(fā)周期。

現(xiàn)今國外利用有限元法進行汽車的結(jié)構(gòu)分析和計算方面的技術(shù)已經(jīng)相對比較成熟。國外從20世紀60年代中后期開始就十分重視利用有限元法對汽車結(jié)構(gòu)進行輔助分析和計算,為汽車的初始設計提供理論依據(jù),并且在汽車的某些結(jié)構(gòu)件靜態(tài)分析方面取得了大量的研究成果。到20世紀70年代,人們在汽車結(jié)構(gòu)的分析方面,不僅僅滿足于靜態(tài)特性分析,開始向動態(tài)特性分析方面拓展,一般采用一些大型計算程序并逐漸開發(fā)專用程序,但是計算量大,計算過程復雜。而國內(nèi)在汽車有限元法方面的發(fā)展主要是在前軸的成型制造方面,哈爾濱工業(yè)大學材料科學與工程學院的蔣鵬教授等人利用有限元軟件模擬前軸的精密輥鍛成型過程,了解了前軸精密輥鍛成型機理,掌握變形規(guī)律,直接在計算機上檢驗模具設計和工藝設計的合理性,提高了模具設計質(zhì)量,縮短產(chǎn)品試制周期,對前軸精密輥鍛技術(shù)的發(fā)展和提高具有重要意義。此外我國設計者還普遍利用有限元法進行汽車的靜強度分析和模態(tài)分析。在對前軸進行有限元分析之前,要對前軸進行三維實體建模。湖北三環(huán)車橋有限公司的鄭樂啟等人提出了基于SolidWorks平臺的汽車前軸混合建模,可以根據(jù)汽車前軸不同的結(jié)構(gòu)特點,充分利用SolidWorks軟件的建模功能,對零件的每一部分進行分割,采用最簡潔的方法將汽車前軸模型設計出來。合肥工業(yè)大學機械與汽車工程學院的張紅旗等人提出利用Pro/E軟件中的變截面掃描,可以高效的實現(xiàn)汽車前軸三維參數(shù)化實體建模。中鐵四局一公司的熊向進則通過HyperWorks軟件對汽車前軸的強度進行有限元分析,得出前軸緊急制動和側(cè)滑工況下的應力分布圖。北京工業(yè)大學的郭雷提出了基于ANSYS汽車前橋的模態(tài)分析,利用ANSYS軟件分析提取前軸的前六階振型和固有頻率,分析其固有頻率與外界激勵及人體共振頻率的耦合情況,為前軸的動力學研究及改進提供了重要的理論依據(jù)。

根據(jù)課題的基本要求,本文主要在以下幾個方面開展了工作:

(1)闡述了本課題的研究背景及意義,有限元在汽車前軸設計中的應用,

(2)利用現(xiàn)行全球用戶最大的ANSYS軟件,確定單元模型,通過三維建模軟件Pro/e建立前軸的實體模型,通過智能網(wǎng)格劃分器,將前軸模型劃分為具有32441個節(jié)點,146416個單元的有限元計算模型。

(3)建立前軸的力學模型,選擇越過不平路面、緊急制動、側(cè)滑三種維修工況,通過力學原理確定前軸在相應工況下的載荷,并轉(zhuǎn)換為ANSYS中加載載荷,確立邊界約束條件。

(4)對該輕型載貨汽車前軸進行靜態(tài)分析。前軸的靜態(tài)分析主要包括兩個方面:結(jié)構(gòu)剛度分析和結(jié)構(gòu)強度分析。其中剛度分析主要分析其彎曲剛度,而強度分析則主要從前軸整體出發(fā),對前軸強度進行校核。

(5)對該輕型載貨汽車前軸進行有限元模態(tài)分析。通過對該輕型載貨汽車前軸進行模態(tài)分析,獲取其前六階固有頻率和振型,通過與行駛路面的激振頻率、發(fā)動機的固有頻率以及人體各器官的固有頻率進行對比,從宏觀角度來分析前軸的動態(tài)特性。

(6)將前軸的靜態(tài)分析和模態(tài)分析結(jié)合,得出最后的結(jié)論,提出改進意見和不足之處,并利用得出的結(jié)論指導實際生產(chǎn),為前軸設計者提供理論參考依據(jù),縮短設計周期,降低設計成本。

由于有限元分析軟件ANSYS的建模功能比較薄弱,本章首先介紹用三維軟件建立三維模型。用Pro/e5。0建立前軸的實體模型,在前橋建模時進行一些簡化,去除一些對結(jié)果影響不大的倒角和凸臺,加快計算機的求解時間,提高求解精度,然后將建立的實體模型以igs格式保存下來,然后導入ANSYS中進行有限元分析。

前軸的分析計算所需定義的材料特性包括:彈性模量、泊松比、材料密度、抗拉強度及屈服強度。由于前軸為塑性材料,故以屈服強度作為極限應力。前軸的材料特性如表2-1所示。

表2-1 前軸的材料特性

考慮到前軸結(jié)構(gòu)的實體特征,采用Brick 8node 45類型。Solid45單元在ANSYS軟件中用于構(gòu)造三維實體,它通過8個節(jié)點來定義,每個節(jié)點有3個沿x、y、z方向平移的自由度。這種單元類型是ANSYS軟件中處理實體類型問題最基本的單元類型之一,是處理固體力學問題最常用的單元。

圖2-1 Solid45的幾何特征

由于前軸的結(jié)構(gòu)比較復雜,可以在不影響分析結(jié)果的前提下,對其進行適當?shù)暮喕?。Pro/e三維建模軟件提供了混合,混合掃描,變截面掃描這些特征,可以相對容易的實現(xiàn)前軸三維實體的構(gòu)建,提高了三維建模的效率。前軸的實體模型如圖2-2所示,前軸的主要設計參數(shù)如表2-2所示。

圖2-2前軸的實體模型

表2-2 前軸的主要設計參數(shù)

汽車前軸進行有限元網(wǎng)格劃分時,對前軸的實體進行自由網(wǎng)格劃分,設置網(wǎng)格劃分的精度為6級,網(wǎng)格的長度取為10mm,,生成具有32441個節(jié)點,146416個單元的有限元計算模型。對前軸進行網(wǎng)格劃分的結(jié)果如圖2-3(a)和(b)所示。

圖2-3(a)前軸進行網(wǎng)格劃分的整體圖

圖2-3(a)前軸進行網(wǎng)格劃分的局部放大圖

在汽車正常行駛過程中,其受力狀況比較復雜,主要包括垂向力、側(cè)向力和縱向力。根據(jù)前軸的受力情況,對前軸的受力按3種危險工況進行分析計算,即越過不平路面工況、側(cè)滑工況和緊急制動工況。如圖3-1所示,由車輛行駛過程中的受力分析可知:越過不平路面工況為垂向力單獨作用的工況;側(cè)滑工況為垂向力和側(cè)向力共同作用的組合工況;緊急制動工況為垂向力和縱向力共同作用的組合工況。此輕型載貨汽車滿載時的最大重量為55000N。

圖3-1 前橋受力簡圖

Z為作用于兩側(cè)車輪的垂直反作用力;X為作用于兩側(cè)車輪的水平反作用力;Y為作用于兩側(cè)車輪的橫向反作用力。

越過不平路面工況主要是垂向力單獨作用。垂向力

Fz=

(3-1)

Fz為作用于兩側(cè)車輪的垂直反力;Kd為動載系數(shù),其值取2.5;G為前軸滿載載荷。

緊急制動工況主要是由垂直力和縱向力共同作用。垂向力

Fz=

(3-2)

Kd為制動時前軸的質(zhì)量分配系數(shù),其值取1.7。

縱向力

Fx=

(3-3)

根據(jù)工程經(jīng)驗,制動時的道路附著系數(shù)?取0.8。

側(cè)滑工況主要為垂直力和側(cè)向力共同作用。垂向力

Fz=

(3-4)

側(cè)向力

Fy=

(3-5)

式中?為側(cè)滑工況的道路附著系數(shù),其值取1.0。

本章由獲取的前橋設計參數(shù),對汽車的前軸進行強度分析。按照上一章前軸的受力情況,對前軸的受力按照3種危險工況進行有限元分析計算,即超越不平路面工況,緊急制動工況和側(cè)滑工況。采用有限元分析軟件ANSYS分析前軸在3種危險工況下的應力與變形,判斷其強度和剛度是否符合設計要求。

在越過不平路面工況下,前軸左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 y、z 方向的移動以及 x、z 方向的轉(zhuǎn)動,前軸右側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 x、y、z 方向的移動以及 x、z 方向的轉(zhuǎn)動。由第三章中前軸在垂直工況下的受力分析對前軸進行加載。該工況下垂向力以均布載荷施加在鋼板彈簧座上。前軸的應力分布云圖如圖4-1所示。前軸的位移分布云圖如圖4-2所示。由應力分布圖可知,最大應力位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,其值為51.6Mpa,小于材料的屈服強度,符合強度設計的要求。由位移分布云圖可知,前軸的最大變形為0.17mm,沒有超過設計標準規(guī)定的最大變形量1.5mm,符合剛度設計的要求。

圖4-1 垂直沖擊工況前軸的應力分布云圖

圖4-2 垂直沖擊工況前軸的位移分布云圖

在緊急制動工況下,前軸左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 y、z 方向的移動以及 x、y方向的轉(zhuǎn)動,前軸右側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 x、y、z 方向的移動以及 x、y方向的轉(zhuǎn)動。由第三章中前軸在緊急制動工況下的受力分析對前軸進行加載。該工況下垂向力以均布載荷施加在鋼板彈簧座上,制動的縱向力以均布載荷施加在安裝螺栓孔的內(nèi)表面上。前軸的應力分布云圖如圖4-3所示。前軸的位移分布云圖如圖4-4所示。由應力分布圖可知,最大應力位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,其值為163Mpa,小于材料的屈服強度,符合強度設計的要求。由位移分布云圖可知,前軸的最大變形為1.07mm,沒有超過設計標準規(guī)定的最大變形量1.5mm,符合剛度設計的要求。

圖4-3 緊急制動工況前軸的應力分布云圖

圖4-4 緊急制動工況前軸的位移分布云圖

在側(cè)滑工況下,前軸左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 y、z 方向的移動以及 x、z方向的轉(zhuǎn)動,前軸右側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸約束 x、y、z 方向的移動以及 x、z方向的轉(zhuǎn)動。由第三章中前軸在側(cè)滑工況下的受力分析對前軸進行加載。該工況下垂向力以均布載荷施加在鋼板彈簧座上,側(cè)滑時的側(cè)向力以均布載荷施加在安裝螺栓孔的內(nèi)表面上。前軸的應力分布云圖如圖4-5所示。前軸的位移分布云圖如圖4-6所示。由應力分布圖可知,最大應力位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,其值為43.6Mpa,小于材料的屈服強度,符合強度設計的要求。由位移分布云圖可知,前軸的最大變形為0.11mm,沒有超過設計標準規(guī)定的最大變形量1.5mm,符合剛度設計的要求。

圖4-5 側(cè)滑工況前軸的應力分布云圖

圖4-6 側(cè)滑工況前軸的位移分布云圖

通過分析結(jié)果可知,制動工況下應力和變形均最大,最大應力為163Mpa,位于轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處,最大變形為1.07mm。緊急制動工況出現(xiàn)最大應力和變形的原因是:在緊急制動工況下,制動力垂直于軸向,產(chǎn)生剪應力,從而導致組合應力和變形均增大。在該工況下,前軸的最大應力仍小于屈服極限,強度安全系數(shù)n=2.2。此時安全系數(shù)依然較大,滿足前軸強度設計的要求。

以前在前軸的結(jié)構(gòu)設計中,往往首先考慮前軸結(jié)構(gòu)的靜強度和剛度,而忽略了前軸的動態(tài)特性。但汽車在實際行駛過程中,前軸要承受來自外界和內(nèi)部各種激勵源的激勵,其中主要的激勵是行駛路面對車輪的沖擊和汽車發(fā)動機的振動。這些動載荷直接作用在汽車前軸上,是時間的函數(shù)。因此,前軸結(jié)構(gòu)上受動載荷作用而產(chǎn)生的位移、應力和應變不僅隨其結(jié)構(gòu)的空間位置變化,同時也隨著時間的變化而變化。當作用于前軸的動載荷的頻率與前軸結(jié)構(gòu)的某些固有頻率接近或耦合時,前軸結(jié)構(gòu)將產(chǎn)生強烈的振動,即共振,產(chǎn)生很大的動應力,造成前軸強度的破壞或產(chǎn)生結(jié)構(gòu)上不允許的大變形,影響汽車乘坐的舒適性和平穩(wěn)性。

如今,車輛乘坐的舒適性和平穩(wěn)性已成為消費者衡量整車性能的一個重要指標。并且消費者也越來越注重車輛乘坐的舒適性,所以對車輛結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析來減少共振發(fā)生的可能性也越來越受到設計者的重視。在過去,工程技術(shù)人員在研究車輛結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性時,一般只能通過實驗方法來實現(xiàn),這種方法不僅費時費力,并且需要有實車作為樣車,所以就不能在產(chǎn)品設計和開發(fā)初期就對乘坐的舒適性進行控制和評價。因此,在車輛初始設計中,采用有限元法對前軸進行模態(tài)分析,獲取前軸結(jié)構(gòu)本身所具有的剛度特性,即振型和固有頻率,提前了解前軸的動態(tài)特性,從動態(tài)角度對前軸進行初始設計,分析計算其振動特性,判斷其是否滿足動態(tài)要求,為前軸進一步合理的改進提供科學的理論依據(jù),同時它可以在設計開發(fā)的初始階段就預測出前軸在各種工況下的振動特性及響應,能夠避免前軸與汽車其他構(gòu)件發(fā)生共振,降低噪聲,減少企業(yè)的經(jīng)濟損失,具有十分重要的社會意義。

模態(tài)分析的有限元模型和靜態(tài)有限元模型基本相同。對前軸進行有限元模態(tài)分析時,由于獲取的是前軸的固有特性(固有頻率和固有振型),與前軸所受外力無關(guān),所以可以忽略外部載荷的作用。在對前軸進行模態(tài)分析時,如果前軸的有限元模態(tài)分析采用實際的邊界條件支撐,這當然能夠精確地反映出前軸工作時的動態(tài)特性,但前軸工作時的實際邊界條件是十分復雜的,而且實際邊界條件會在有限元模態(tài)分析中形成病態(tài)的剛度矩陣,這將嚴重影響有限元計算的精度。因此前軸實際支撐條件下的有限元模態(tài)分析是很難實現(xiàn)。所以基于以上幾個方面的原因,本文采用自由邊界支撐約束來對前軸進行有限元模態(tài)分析。

前軸模態(tài)分析的結(jié)果如表5-1所示。

表5-1 前軸的各階固有頻率

對應的各階次振型如下。

圖5-1 前軸的一階振型

圖5-2 前軸的二階振型

圖5-3 前軸的三階振型

圖5-4 前軸的四階振型

圖5-5 前軸的五階振型

圖5-6 前軸的六階振型

從前軸的振型圖可以看出,在一階和二階振型中,前軸由軸中心向上做較大幅度的振動,振動的頻率較小,在97~174Hz之間;在三階和四階振型中,前軸由軸中心到主銷孔之間做較大幅度的振動,其振動的頻率在278~353Hz之間;在五階和六階振型中,前軸以軸心為中心,做較大幅度的上下振動和扭轉(zhuǎn)振動,其振動的頻率在446~550之間。

汽車行駛過程中,激勵源產(chǎn)生的激勵主要來自于路面、發(fā)動機、傳動軸不平衡、車輪的不平衡以及車身車架等。路面激勵由行駛的道路條件決定,在汽車通過不平路面時,路面引起的運動學激振大多是5~20Hz的垂直振動;而在高速公路和城市較好路面行駛時,此激勵多在3Hz以下;由汽車發(fā)動機引起的激振可以由爆發(fā)頻率公式計算得出,為23Hz以上;汽車行駛時經(jīng)常使用的車速是80公里/小時;由傳動軸的不平衡而產(chǎn)生的彎曲振動頻率為46Hz左右;由車輪不平衡產(chǎn)生的激振頻率一般低于11Hz;汽車的車身車架的振動頻率約為80Hz。

由生物力學研究可知,人體全身垂直振動在4~8Hz范圍內(nèi)有一個最大的共振峰,稱其所對應的頻率為第一共振頻率,此頻率主要由人體胸腔共振頻率產(chǎn)生,對人的胸腔內(nèi)臟影響最大;在10~12Hz和20~25Hz附近的范圍內(nèi)有兩個較小的共振峰,分別稱其對應的頻率為第二和第三共振頻率,其中第二共振峰主要由人體腹腔共振頻率產(chǎn)生,對人的腹部內(nèi)臟影響最大。此外,人頭部的共振頻率約為2~30Hz,心臟的共振頻率約為5Hz,眼部的共振頻率約為18~50Hz,脊柱的共振頻率約為30Hz,手部的共振頻率約為30~40Hz,臀和足部的共振頻率約為4~8Hz,肩部的共振頻率約為2~6Hz,軀干的共振頻率約為6Hz。而且振動還會影響人的視力,對視力的損害程度與振幅成比例,并且10~20Hz的振動頻率對視力的影響最大。因此,在設計車輛(包括車身各部件)時,必須充分考慮人體的共振頻率,采取有效的減振措施,盡量避免與人體產(chǎn)生共振效應。

綜上所述,可知車身車架的固有頻率與前軸的一階固有頻率較為接近,會在一定程度上影響汽車的平穩(wěn)度和舒適度,但不會與車身車架發(fā)生共振。此外,由以上的頻率分析可知:前軸的設計不會與路面發(fā)生共振,也不會與人體發(fā)生共振。

本文通過三維建模軟件Pro/e建立前軸的實體模型,然后導入ANSYS進行前軸的有限元強度分析和模態(tài)分析,得出以下結(jié)論:

(1)利用現(xiàn)在已經(jīng)比較成熟的三維建模軟件如Pro/e進行實體建模,可以彌補ANSYS在建模方面比較薄弱的缺點,使實體模型的建立更加容易,提高工作效率。

(2)本文首先計算了汽車前軸在三種危險工況下的載荷情況,然后利用ANSYS軟件分析前軸在三種危險工況下對應的應力分布和位移分布。由分析的結(jié)果可知:此輕型載貨汽車的前軸在越過不平路面工況和側(cè)滑工況下所承受的最大應力都比較小,安全系數(shù)較大,結(jié)構(gòu)設計符合強度要求;同時前軸在此兩種工況下的變形也遠小于許用值,結(jié)構(gòu)設計符合剛度要求。但在緊急制動工況下,前軸所承受的最大應力比較大,安全系數(shù)較低,存在一定的安全隱患;同時在此工況下前軸的變形量也較大,但是依然小于許用值,符合剛度設計的要求。

(3)前軸在自由條件下的模態(tài)分析表明,前軸本體的固有頻率既不會與路面發(fā)生共振,也不會與人體發(fā)生共振,但是前軸的一階固有頻率與車身車架的固有頻率接近,會對汽車的平穩(wěn)度和舒適性造成一定的影響,但不會發(fā)生共振。但通過振型分析,得知外界激勵對前軸的剛度影響也較大,因此有必要對前軸結(jié)構(gòu)做進一步的改進。

雖然本文對輕型載貨汽車的前軸做了較全面的有限元分析,而且取得了一定的研究成果,但是由于時間和自身水平的限制,還存在諸多的不足之處,需以后進一步加以完善。由本文的分析方法和分析結(jié)果,今后可以在以下幾個方面對前軸作進一步的研究和改進:

(l)本文在整個前軸的分析過程中都采用的是線彈性分析,以后的工作可以結(jié)合非線性分析方面的理論對此輕型汽車前軸進行進一步分析,并將線性分析與非線性分析的結(jié)果進行對比,為前軸結(jié)構(gòu)的完善提供更加充分的理論依據(jù)。

(2)由于本文整個設計還處在理論驗證階段,還沒有進行實際的實驗測試,因此今后的一個重要工作就是利用樣車進行實際的實車測試,并將理論分析結(jié)果和實際實驗結(jié)果進行比較,再對前軸的模型及載荷進行修改,使前軸的有限元分析結(jié)果更加符合實際。

(3)本文在對此輕型載貨汽車的前軸進行有限元強度分析時,計算的各種工況主要是由相關(guān)的規(guī)定得出,各種參數(shù)是常用的經(jīng)驗值。為了獲得前軸更加實際的分析結(jié)果,就應該結(jié)合多種動力學軟件,建立整車的多種動力學模型,并將由此得到的各種分析結(jié)果進行比較分析,形成相對全面準確的分析方法。