摩托车车架结构优化设计_图文

1、重庆大学硕士学位论文摩托车车架结构优化设计姓名:游四海申请学位级别:硕士专业:机械设计指导教师:秦伟20061001 重庆大学硕士学位论文2摩托车车架的有限元建模图2.1车架有限元结构强度分析框图Fig2.I Flow chart ofmotor frame sUength FEA建立摩托车车架结构的实体模型,要做的工作包括对车架结构的测绘,并结合部分零件图。通过分析车架结构的力学特征和结构特征,在能够满足其力学性能的基础尽可能地简化该实体模型。也即考虑略去一些非承载件及一些附加的结构。通过对它的分析,运用三维实体建模软件UG对车架进行实体造型。建立的实体模型如图2.2所示。 图2.2摩托车车

2、架的实体模型Fig2.2Entity model ofmotor fl'B.me建立车架的实体模型之后,要对实体模型进行有限元分析前的预处理,即进行网格划分。7 图2.3车架结构有限元模型Fig2.3FEM ofthe filunc structure2.3车架结构强度分析2.3.1车架结构载荷分析对车架结构有限元模型进行强度分析,首先需要对车架结构的载荷发生源有一个清楚的认识,摩托车车架的载荷发生源包括【19】:零件紧固引起的车架的预应力,包括发动机,后摇架及减震器安装时在安装座处由螺栓产生的静拉伸和压缩载荷;发动机振动引起的小载荷高频振动,承受部位是发动机安装座处;链条张力,特别是

3、突然加速或减速时所引起的大载荷低频振动,主要受力部位是后摇架轴孔处;乘员、载物的质量属于静载荷,主要作用部位有转向立管和尾管架等处;路面反冲力主要是作用在转向立管等处,载荷主要有大载荷低频率和小载荷高频率两种情况;车辆翻倒时的冲击载荷属大载荷,主要受力部位为转向立管和上、下梁管等处。特别是摩托车在不平道路行驶时由路面激起的振动都具有随机性,车架受随机载荷,会引起车架产生疲劳破坏。作用于摩托车车架的载荷包括静载荷和动载荷。1静载荷是指作用在车架上的所有质量引起的载荷,包括:固定在车架上的总成的质量和乘员、货物的质量,按集中载荷R或分布载荷毋作用在车架的相应部位厦f-1,2,.,玎。2车架除了承受

4、静载荷外,还要承受行驶时产生的动载荷、冲击载荷118J9。就车架承受质量而言,取通过其质量质心的坐标系朋z,并将承载系统视为刚体,则在车架上有六个自由度,即沿z、yz轴的线位移和绕这三个轴的角位移;相应有沿j,yz 轴的三个力巧,耳,忍和绕三个坐标轴的转矩&、弯矩肘,和肼:。摩托车行驶时,一般作用在车架上的力为 r 日;=一翁r呜。筹2+筹%(3.5上两式中己独立地包含了系统的模态参数,在参数识别时任取其中之即可。由于传递函数虚部在固有频率附近呈明显的峰值,且虚部受相邻模态的影响较小,所以常用式(3.5作为复模态参数识别的基本关系式埘。图3.1频域法模态参数识别原理图Fi93.1Ide

5、ntificationprincipleofmodalparameterbyfrequencydomaintechnology在频域上任一次测量得到的值都是各阶模态在此采样点值的迭加,所以第r阶模态的真实值(q应为实际测量得到的值(日减去其余各阶模态在此模态迭加的值(珥,如图3.1所示。于是,有令Hr=HLHc=A=m04,B=20(1-2等C=O,o'Ah,一2鼻d,D=t030,则式(3.6简化为14(3.6,¨0一卜 的动态特性。基于以上几方面原因,在本论文车架有限元模态分析中采用简单而且有效的自由边界支撑,即不施加任何外部载荷,不加任何约束力。计算频率范围的选取:它的

6、选择要考虑到实际运行条件下可能的激振频率范围。通常认为,远离振源频带的模态对结构的实际振动影响贡献量较小,也即低频激励激不出高频模态。一般计算频段应略高于激励力的频带。事实上,高频模态贡献的大小,除与激振频率有关外,还与激振力的分布状态有关。因此,计算频段应略高于激励力的频带。通过对摩托车的运行速度、路面条件以及车架与发动机进行的综合分析,并且运用车架的有限元模型,设定较宽的频率范围,如0 5000Hz,对其前10阶非刚体模态固有频率进行初略计算,从而选取0260Hz作为计算前lO阶非刚体模态固有频率的频段范围。结构的模态分析:将有限元模型的边界条件和频率范围加以设定之后,就可以对车架结构进行

7、模态分析,其前四阶振型如图3.4"-3.7所示。 图3.4摩托车车架第一阶模态振型Fig3A First-order mode ofthe frame第一阶模态振型(f=83.53Hz,见图3.4,主要表现在车架前斜梁绕x轴在y 轴方向的弯曲振动,以及尾架支撑绕工轴的扭曲。最大变形是车架前斜梁的弯曲变形,变形量为0.91mm,尾架的扭曲也比较严重。 图3.5摩托车车架第二阶模态振型Fig3.5Second-order mode ofthe fl*amo第二阶模态振型(f=93.52Hz,见图3.5同第一阶模态变形相似,主要表现在车架前斜梁绕X轴在Y轴方向的弯曲振动,以及尾架支撑绕z轴

8、的扭曲。最大变形也是车架前斜梁的弯曲变形,最大变形量为1.41mm,尾架支撑的扭曲也比较严重。 图3.6摩托车车架第三阶模态振型Fig3.6Thirdorder mode ofthe fl-'dllle第三阶模态振型(户125.78I-Iz,见图3.6主要表现在车架前斜梁绕Y轴在x 轴方向的弯曲振动,以及尾架支撑绕x轴的扭曲。最大变形是车架前斜梁的弯曲变形,最大变形量为2.28mm。重庆大学硕士学位论文3摩托车车架模态分析 图3.7摩托车车架第四阶模态振型Fig3.7Fourth-order ofthe flame第四阶模态振型(f=147.91Hz,见图3.7主要表现整个车架绕x轴方

9、向的弯曲振动。最突出的变形部位为车架前斜梁,变形量为0.905mm。车架前下部发动机安装处和车架后斜梁的变形也比较大。从车架有限元模型的前四阶振型图得出,车架的低阶振型主要表现在车架前斜梁的弯曲和尾架支撑的扭曲以及与发动机连接处车架的变形。车架结构有限元模型的前十阶模态分析结果列于表3.7:表3.7车架结构有限元计算前十阶模态结果Table3.7Modal FEA computation for the fra/ne模态阶数计算结果(Hz模态阶数计算结果(Hz183.56176.3293.57207.03125.88213.14147.99226.25163.210235.35本节计算的结果在

10、3.2节与实验模态的分析结果作比较,验证2.2节建立的有限元模型的准确性。3.3车架结构模态分析的验证有限元法是求解微分方程的一种非常有效的数值分析方法,其基本思想是用 图4.3车架优化后的第一阶振型图Fig4.3First-order model ofthe flame by optimal design优化后第一阶模态振型(f=90.14Hz,见图4.3,跟优化前模态振型一致,主要表现在车架前斜梁绕工轴在Y轴方向的弯曲振动,以及尾架支撑绕工轴的扭曲。最大变形是车架前斜梁的弯曲变形,变形量为1.36mm,略大于优化前,尾架支撑的扭曲也比较严重。 图4.4车架优化后的第二阶振型图Fig4.4S

11、econd-order model ofthe flame by optimal design第二阶模态振型(figs.7Hz,见图4.4同优化前的第一阶模态变形相似,主要表现在车架前斜梁绕x轴在J,轴方向的弯曲振动,以及尾架支撑绕x轴的扭曲。38最大变形是车架前斜梁的弯曲变形,最大变形量为1.04ram,比优化前减小了一些,尾架的扭曲也比较严重。 图4.5车架优化后的第三阶振型图rig4.5Third-order model ofthe frame by optimal design第三阶模态振型(f=123.79Hz,见图4.5主要表现在车架前斜梁绕Y轴在x 轴方向的弯曲振动,以及尾架支撑绕x轴的扭曲。最大变形是车架前斜梁的弯曲变形,最大变形量为2