【正文】 階橫彎8五階橫彎圖324 車架模態(tài)計算與測試結(jié)果對比曲線 Contrast curve frame modal calculation and test results評價車架動態(tài)性能的好壞主要看車架低階頻率，因為低階共振在現(xiàn)實中經(jīng)常會出現(xiàn)，并且是低階的能量大，高階的能量小，通常希望其共振最好是發(fā)生在能量比較低的位置，但是高階共振很少或根本不出現(xiàn)，所以人們只研究關(guān)心的頻率范圍內(nèi)的共振，目的是能夠有效的降低振幅或移頻，所以研究高階共振對工程應(yīng)用沒有實際意義。汽車在行駛時車架受到的外部激振源主要有兩種：一種是由于路面不平度所造成的車輪不平衡激振，另一種是發(fā)動機運轉(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勵[[38] [D].西安理工大學(xué)，2000. ]。一般由路面不平引起的激勵頻率為5~20 Hz的垂直振動。發(fā)動機激振頻率范圍比較寬，發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速為700r/min，額定工作轉(zhuǎn)速為2200r/min，正常工作轉(zhuǎn)速為1500~2200r/min，通過計算可求得發(fā)動機的怠速激振頻率35Hz，額定轉(zhuǎn)速下的激振頻率為110Hz，常用轉(zhuǎn)速下發(fā)動機相應(yīng)的激振頻率范圍為75~110Hz。TY1型車架的一階扭轉(zhuǎn)和垂向彎曲模態(tài)頻率均落在了由路面不平度引起的激振頻率范圍內(nèi)，易產(chǎn)生共振造成車架的疲勞破壞，但均低于發(fā)動機的怠速激振頻率，所以怠速起步時汽車整體不會產(chǎn)生過大的振動。該車架1~7階固有頻率均避開了發(fā)動機正常工作時的激振頻率，即不會引起車架共振，第8階固有頻率處于發(fā)動機的激振頻率范圍內(nèi)，但高階頻率對車架的影響較小。從車架振型圖上可以看出，有限元計算模態(tài)和試驗?zāi)B(tài)結(jié)果均顯示車架前部的振幅較大，易產(chǎn)生動應(yīng)力，車架的局部振動必然影響安裝在此處的發(fā)動機、變速箱等部件的使用壽命?？傮w上：該車架低階頻率偏小且車架前部變形較大，應(yīng)對車架結(jié)構(gòu)進行改進，可加裝變速箱吊架等小的橫梁結(jié)構(gòu)，在不影響其它總成安裝的條件下提高車架剛度，適當(dāng)提高車架低階模態(tài)頻率, 使之遠離激振頻率，避免共振的產(chǎn)生。 本章小結(jié)本章針對自卸車的典型工況（靜載工況、卸載初工況、貨箱舉升至45176。工況）對TY1型自卸車車架進行了穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析，得出車架的應(yīng)力、變形情況，詳細分析了車架的強度。結(jié)果表明：靜載工況下，車架第三橫梁連接板不滿足強度要求，各工況下車架前部應(yīng)力值較小，材料利用率不合理，應(yīng)對車架結(jié)構(gòu)進行改進。根據(jù)模態(tài)分析的基本理論，分別運用有限元法和模態(tài)試驗的方法研究了TY1型車架的動態(tài)性能，得出該車架100Hz范圍內(nèi)的固有頻率和相應(yīng)的模態(tài)振型，并對結(jié)果進行了對比分析及評價，結(jié)果表明：車架各階模態(tài)頻率及振型能夠很好的對應(yīng)，說明了有限元分析模型的合理性以及模態(tài)試驗結(jié)果的可信性；車架的低階固有頻率較小，易落在激振頻率范圍內(nèi)，為避免共振應(yīng)適當(dāng)提高車架的低階頻率。第四章 重型自卸車主副一體式車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計 主副一體式車架的設(shè)計 主副一體式車架的設(shè)計要求降低重心是今后自卸車設(shè)計的必然要求。通常，在通用底盤上加裝副車架改裝而來的自卸車重心較一般載重貨車高，發(fā)生側(cè)翻的幾率更高，這也是自卸車需要迫切解決的問題之一。取消副車架是解決這一問題的有效手段，取消副車架后不僅底盤的質(zhì)心有效降低，而且使貨物距地面的高度相應(yīng)降低，自卸車整車的重心自然降低，行駛穩(wěn)定性提高。以下對自卸車質(zhì)心高度對行駛穩(wěn)定性的影響進行分析。不考慮懸架及輪胎的彈性變形時，自卸車可看作是一個剛性體，在這種假設(shè)下的自卸車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向研究，就是準(zhǔn)靜態(tài)穩(wěn)定性分析[[39] (第5版)[M].北京:機械工業(yè)出版社，2007:194195. ]。側(cè)傾時的示意圖如圖41。圖41 側(cè)傾平面內(nèi)剛性自卸車的模型[[40] [D].太原理工大學(xué)大學(xué)，2013.] The dump truck rigidity model in overturning plane假設(shè)側(cè)傾角很小，即，于是有 （41） （42）由以上可知，內(nèi)側(cè)輪胎的垂直反力隨著側(cè)向加速度的增大而逐漸減小，當(dāng)垂直反力減小到0時，自卸車就不能在側(cè)傾平面內(nèi)保持平衡，從而出現(xiàn)側(cè)翻。當(dāng)自卸車出現(xiàn)側(cè)翻時所受的側(cè)向加速度（）成為側(cè)翻閾值，它的計算公式如下： （43）當(dāng)?shù)闹禐榱銜r，側(cè)翻閾值為，此值常被用來預(yù)測車輛的抗側(cè)翻能力，由于其應(yīng)用簡單，只需輪距和質(zhì)心高度，因此在實際中應(yīng)用較多。準(zhǔn)靜態(tài)情況下將自卸車看作是一個剛性體，使得側(cè)翻閾值偏大。大量的調(diào)查數(shù)據(jù)顯示，側(cè)翻閾值越大，車輛的抗側(cè)翻能力越強，即在輪距相同的條件下，質(zhì)心高度越高，自卸車在轉(zhuǎn)向時的側(cè)翻風(fēng)險越大。 車架結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計自卸汽車絕大部分的部件和總成都是通過車架來固定其位置的，所以車架的結(jié)構(gòu)形式首先應(yīng)滿足自卸車總布置的要求。決定自卸車總布置的主要車架參數(shù)包括：車架寬度、縱梁的外形及斷面形狀、橫梁形狀及其布置等。車架的寬度是指車架上有橫梁所固定的左右縱梁腹板間的寬度。它是由汽車全寬、輪距以及發(fā)動機尺寸等決定的。車架的寬度越寬，則鋼板彈簧的中心距加大，這樣不僅可以提高車廂的橫向穩(wěn)定性，而且能縮短前后軸上彈簧座以外部分的長度，從而減小其彎曲力矩[[41] [D].吉林大學(xué)，2008. ]。所以在總布置設(shè)計時應(yīng)在一定的輪距內(nèi)盡可能增大車架的寬度。但是，重型自卸車載質(zhì)量很大，往往采用雙后輪雙胎結(jié)構(gòu)，限制了車架后部的寬度。由于載重量加大，所以發(fā)動機尺寸較大，前部車架尺寸無法縮減，同時考慮自卸車行駛穩(wěn)定性，車架多采用前寬后窄結(jié)構(gòu)，例如本文所研究的TY1型自卸車車架。但是采用直通梁結(jié)構(gòu)的車架，有效避免應(yīng)力集中，提高車架強度，現(xiàn)今隨著技術(shù)不斷革新，發(fā)動機功率不斷增大而尺寸越來越小，完全滿足安裝要求，綜合考慮各因素，前后等寬車架結(jié)構(gòu)也較多采用。車架縱梁截面形式又分為多種，主要的截面形狀如圖42所示。包括槽形斷面、工字型斷面、Z字形斷面和箱型斷面形狀[[42] 申晉憲，[M]北京:中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2013:1827. ]。目前常見的截面形式為槽鋼結(jié)構(gòu)，其主要優(yōu)點是便于安裝駕駛室、動力總成、油箱以及電池等附件，且縱梁主要承受彎曲載荷的緣故。部分自卸車縱梁還采用工字型鋼以及箱型截面形式。其二者的結(jié)構(gòu)特點是抵抗扭轉(zhuǎn)的能力強，適用于礦區(qū)作業(yè)，但相對于槽鋼其存在不易安裝其它總成的缺點。盡管槽形斷面的抗扭剛度遠遠不如閉口斷面，但由于在自卸車上，許多部件都是安裝在車架縱梁上，若是將縱梁做成封閉斷面，則這些部件的安裝就困難得多?；诒疚淖孕盾囓嚰茉O(shè)計的定位——公路自卸車并能在礦區(qū)工作具有較好的性能，在崎嶇不平的道路上行駛，車架的抗扭性要求較高。綜合考慮上述各因素，最終車架縱梁選用工字型斷面形狀。許多裝置件（如油箱、蓄電池、儲氣筒）的支架都是安裝在縱梁上，為了便于安裝和等強度的考慮，車架縱梁翼面設(shè)計為內(nèi)側(cè)寬外側(cè)窄的結(jié)構(gòu)形式如圖45所示。圖42 車架縱梁的截面形狀 Frame longitudinal beam crosssection shape車架上的橫梁不僅保證車架扭轉(zhuǎn)剛度和承受縱向載荷，而且還負擔(dān)著裝置自卸車上主要總成的任務(wù)。本文基于TY1型自卸車車架的改進設(shè)計，僅重新設(shè)計了車架后端橫梁和翻轉(zhuǎn)座，未改變其橫梁的結(jié)構(gòu)形式及布置，僅對其截面尺寸做出改變。重新設(shè)計的低重心自卸車車架如圖43所示。車架長7540mm，仍為前寬后窄結(jié)構(gòu)，前端寬1032mm，后端882mm。通?？v梁為等截面形式，即沿縱向方向截面形式保持不變，且車架寬度多為全長等寬，由于商用汽車車架縱梁和橫梁大多是沖壓件，等截面結(jié)構(gòu)形式盡可能使得加工工藝簡單，余料損失小，利于車架成批和大量生產(chǎn)。然而，根據(jù)上一章TY1型自卸車車架性能分析結(jié)果，各工況均顯示車架前部應(yīng)力較小具有較大的輕量化空間，縱梁截面高度可適當(dāng)降低，在保證車架強度的前提下合理增加材料利用率。考慮到等強度理論，本文所設(shè)計車架縱梁為變截面結(jié)構(gòu)，車架縱梁前部低中后部高，可以節(jié)省材料并達到輕量化的要求?？v梁上、下翼面與腹板之間采用焊接的形式，縱梁和橫梁采用鉚接和螺栓連接。舉升缸支座與翻轉(zhuǎn)支座為高應(yīng)力承載區(qū)，取消副車架后二者直接布置在車架上，文中并未詳細設(shè)計其結(jié)構(gòu)形式，為了便于后期計算分析，僅給出其初步設(shè)計模型。圖43 主副一體式車架三維模型 Threedimensional model of integral frame 縱梁斷面尺寸的選擇車架上裝置有各種總成，這些集中的垂直載荷，通過各裝置點作用在車架縱梁上，加上前后鋼板彈簧的反作用力，縱梁就成為一根承受彎曲載荷的梁。用材料力學(xué)中關(guān)于梁的計算方法，根據(jù)所選縱梁的斷面尺寸，可以求得其斷面靜彎曲應(yīng)力。通過計算靜彎曲應(yīng)力可以初步判斷車架的強度，為車架縱梁斷面尺寸的選取提供了理論指導(dǎo)。1）縱梁最大彎矩的計算。車架受力簡圖如圖44所示。圖44 車架受力簡圖 Frame diagram under the force 圖中：L—縱梁的總長，7540mm；l—汽車軸距，3800mm； a—前懸，1430mm；b—后懸，1850mm；C—車廂長，5600mm；C1—車廂前端到二軸的距離，3280mm；C2—車廂后端到二軸的距離，2320mm； Ms—空車時的簧載質(zhì)量，約9500kg；Me—滿載時有效裝載質(zhì)量，45000kg； g—重力加速度，；前支反力 (44)根據(jù)彎矩差法，駕駛室長度段縱梁某一斷面的彎矩為： (45)駕駛室后端到后軸段縱梁某一斷面的彎矩為： (46)計算得最大彎矩M=102582259Nmm。2）抗彎截面系數(shù)計算抗彎截面系數(shù)抗彎截面系數(shù)是機械零件和構(gòu)件的一種截面幾何參數(shù)，它僅與截面的形狀與尺寸有關(guān)，用以計算零件、構(gòu)件上的抗彎強度和抗扭強度。其計算公式為： （47）式中：—為整個截面對z軸的慣性矩，—截面上中性軸到距離它最遠處點的距離，mm圖45 車架縱梁截面尺寸 Frame longitudinal beam crosssection size根據(jù)抗彎截面系數(shù)計算公式，對圖45中所選四種不同參數(shù)的工字型車架抗彎截面系數(shù)進行試算，并計算其靜彎曲應(yīng)力如表41所示：為縱梁上表面的抗彎截面系數(shù)，為縱梁下表面的抗彎截面系數(shù)，、分別為縱梁上、下表面最大應(yīng)力值。結(jié)果表明車架的靜彎曲應(yīng)力均滿足強度要求，，且上表面應(yīng)力值大于下表面。表41 車架縱梁截面參數(shù) Table 41 Frame beam crosssection parameters型號AmmBmmCmmH1mmH3mmymaxmmIZ108mm4WZ1105mm3WZ2105mm3MPaMPaTYG196380641621197TYG296380661416194136131TYG396370661416189141137TYG496360661416184142 車架結(jié)構(gòu)參數(shù)的對比對新設(shè)計的車架和TY1型車架結(jié)構(gòu)參數(shù)做了對比，如表42所示。新設(shè)計的車架重量均比TY1型車架輕，且車架質(zhì)心得到有效降低，滿足設(shè)計目的的要求。表42 車架重量及質(zhì)心的對比Table 42 Comparative frame weight and centroid車架結(jié)構(gòu)車架重量質(zhì)心距下翼面距離減重百分比（%）降質(zhì)心百分比（%）TY1型216TYG1型191TYG2型198TYG3型185TYG4型180 主副一體式車架穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析根據(jù)彎曲計算的結(jié)果可初步判定所設(shè)計車架滿足靜載彎曲狀態(tài)下的強度要求，但是有必要對車架在其他工況下的應(yīng)力狀況進行詳細分析，最終確定所設(shè)計車架的形式。在HyperMesh中建立新設(shè)計的低重心自卸車車架模型，車架縱、橫梁選用殼單元模擬，單元尺寸為板材厚度的2倍。前懸架鋼板彈簧吊耳和后懸架平衡軸以及平衡軸支座仍采用TY1型自卸車中模型。舉升缸支座和翻轉(zhuǎn)座采用實體單元模擬。對新車架進行穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析所選各工況及各工況下的邊界條件均與TY1型自卸車車架相同。給出TYG3型車架有限元模型如圖46所示，共劃分2D單元74560個，節(jié)點數(shù)79620個。圖46 TYG3型車架有限元模型 Frame finite element model of TYG3 TYG1型車架結(jié)果分析提交計算后，在后處理軟件HyperView中觀察車架的變形及應(yīng)力分布情況可知：380型車架的整體位移情況與同工況下TY1型車架一致，但是相比較其強度遠高于TY1型車架，先分別對三種工況下該車架的變形和應(yīng)力情況分析說明：1）靜載工況圖47 靜載工況TYG1型車架彎曲、扭轉(zhuǎn)位移云圖 TYG1 frame bending and torsion displacement contours of static load conditions車架的彎曲和扭轉(zhuǎn)位移云圖如圖47所示。左圖為車架彎曲變形放大20倍后的效果圖，整體變形情況與TY1型自卸車車架靜載工況彎曲變形相似，從車架前端向后端逐漸減小，車架結(jié)構(gòu)的變形比較協(xié)調(diào)，與實際情況相符。車架姿態(tài)變形及車架自身變形的組合位移最大值144mm發(fā)生在車架最前端。右圖為車架扭轉(zhuǎn)變形情況，與TY1型車架扭轉(zhuǎn)變形趨于一致。圖48 靜載工況TYG1型車架彎曲應(yīng)力云圖 TYG1 frame bendi