解析踏板摩托車車架有限元范文

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摘要：采用Pro/E軟件的MECHANICA模塊，對踏板摩托車車架進行了強度分析，找出影響強度及剛度的因素及改進車架強度和剛度的方法，通過對車架施加不同的工況載荷，分析計算結果的應力云和應變云，找出不同工況載荷下車架的危險截面，作為設計開發過程中的參考，根據有限元分析結果修正模型設計，達到最佳強度的車架設計。

關鍵詞：強度分析工況載荷有限元分析應力云圖變形位移云圖

1分析目的

了解該踏板摩托車車架的應力分布情況及應力集中點，考核多種工況下車架強度是否足夠，為實際生產現場解決問題提供理論依據。本次分析所用軟件：美國PTC公司PRO/E軟件的MECHANICA模塊。

2分析方案

本文在參考多篇論文及多家高校研究成果的基礎上，結合工廠實際情況，擬用PTC公司PRO/E軟件的MECHANICA模塊有限元分析軟件，對踏板摩托車車架進行強度分析，找出影響強度及剛度的因素，進而尋找改進車架強度和剛度的方法,為實際生產時的節能降耗提供理論依據。另外，通過對車架施加不同的工況載荷，找出不同工況載荷下的車架危險截面，作為設計開發過程中的參考。a）參照某款踏板摩托車車架設計圖紙建立其實體簡化模型，對其施加合適的約束，并加載、劃分網格，得到車架有限元分析模型，48435個單元，16652個節點。利用這一模型可直接計算該車架的應力及變形位移分布。b）根據踏板摩托車車架有限元分析模型進行不同工況下的應力分析。對每個工況，求出車架的危險截面及最大應力，并提出改進方向。c）根據對現車架的應力計算結果，設計不同的改進方案，并進行計算分析對比，找出合適的方案。

3參數設定

3.1加載位置及載荷值本文研究的踏板摩托車是自主研發的一款踏板摩托車車型。在對踏板摩托車車架進行強度分析時，原則上考慮較惡劣的加載工況。所以在選擇加載工況時，分別考慮踏板有無承重兩種基本工況，乘員重量選取較大值，且后貨箱均為滿載。設前乘員重P1=75kg，前踏板乘員（一小孩）重P2=20kg，若有后乘員，后乘員重P3=75kg，后貨箱裝滿貨物重P4=10kg，油箱裝滿重P5=6kg（93號汽油密度0.725g/mL、油箱容積7.3L、裝滿5.3kg汽油）。根據實際正常騎乘情況，前乘員通過雙腳作用在前踏板上的踏板力約有1/5體重載荷力。分配在車架的左、右前踏板支架上。其它載荷通過鞍座、頭盔箱支架板作用在車架上。從踏板摩托車成車俯視圖看，踏板摩托車車架各處承重面的分配狀態簡圖如圖1所示。圖1的說明如下：A處是通過車把傳遞的前乘員在急剎車時的俯沖壓力作用面；B處是通過前叉傳遞的在遇凹坑跌落、顛簸時的壓力作用面；C處是踏板左右兩側前部支撐面，承受踏板乘員踏力1/2分力；D處是踏板左右兩側前部的支撐面，承受前乘員踏力1/3分力，及踏板乘員踏力1/2分力；E、F處是踏板左右兩側中、后部的支撐面，各承受前乘員踏力1/3分力;G處是后擱腳架左右兩側的支撐面，承受后乘員踏力；H處是頭盔箱前部支撐面，承受前乘員乘坐力；I1處是油箱前部支撐面，承受油箱重量的分力；I2處是油箱固定耳支撐面，承受油箱重量的分力；J1處是后貨架前部支撐面，承受后貨架重量；I3處是油箱后部支撐面，承受油箱重量的分力；J2處是后貨架后支撐面，承受頭盔箱后部重量的分力，同時承受后貨架重量；K處頭盔箱后部支撐面，承受后乘員乘坐力；L處是通過后減震傳遞的在遇凹坑跌落、顛簸時的壓力作用面。從上面選取的載荷值可以看出，本文在對踏板摩托車車架進行強度分析時，所選取的載荷值的大小，基本上包括了該摩托車在正常使用情況下的載荷值。

3.2保險系數設定本文將分別分析踏板摩托車不同工況時，靜態載荷下車架的應力及應變，并用動載系數法分析動態情況下車架的應力及應變，并進行分析對比。因發動機質量較小，且對一階慣性力已采取了平衡措施，與車體彈性連接，暫不考慮其影響。取動載系數Kv=2.5，來反映摩托車在行駛過程中動載荷的影響。K總=KV×S1×S2×S3式中：材料可靠性S1=1.05～1.10零件的重要程度S2=1.0～1.3計算的精確性S3=1.2～1.3a）只考慮靜載荷時保險系數K總=S1×S2×S3各取上限計算K總=1.86；適中選擇計算的精確性S3=1.05，計算K總=1.5。b）考慮動載荷時保險系數K總=KV×S1×S2×S3，各取上限計算K總=4.65；適中選擇K總=3.75。

3.3車架各部位許用應力計算由材料力學可知，對于塑性材料而言，其許用應力為[σ]，其中[σ]=，其中，σS為材料的屈服極限，nS為材料的安全系數。a）車架焊接組合中電弧焊焊縫的許用應力可按母材的許用拉應力乘以系數m來計算，取對接焊縫m=0.85、角焊縫m=0.65σp=σs/K;σ’p或τ’p=σpXmb）螺栓許用剪應力計算[τ]=0.6[σ]。c）螺栓連接件接合面許用擠壓應力計算σpp=σs/n;靜載時n=1.25；變載時σpp降20%～30%。

3.4約束設置該車架為典型的主梁結構式車架，發動機通過發動機搖架及后減振器與車架吊掛在一起，發動機本身的重量以及剛度在做靜力分析時對車架影響不大。本文在分析中各工況忽略前后輪及發動機對車架的影響，不考慮前后減振器的彈簧剛度，假設車架前端有防撞墻，對車架模型的約束設置如下：a)前立管下端面約束：位移UXUY；轉動ROTXROTZ自由：位移UZ；轉動ROTYb)后減震上吊耳約束：位移UY；轉動ROTXROTZ自由：位移UZUX；轉動ROTYc)發動機搖架固定點約束：位移UYUZ；轉動ROTXROTZ自由：位移UX；轉動ROTY本文告在分析工況3中假設路遇凹坑，前后減震器壓縮到最低點，乘員被顛起，車架承受前后減振器的彈簧剛度和后乘員對后扶手的抓扶力。

4工況分解

其中：1）各乘員重量、油箱重量及后貨架載重的力的方向是沿Z向向下；2）急剎車前沖時按1/5乘員體重的力作用在車把上F=75kg/5=15kg≈147.15N,力F通過擋碗作用在車架前立管的上端面，力F方向沿車架前立管中心線向下，車架前立管的上端面面積S=215mm2，壓強P=F/S≈0.7N/mm2=0.7Mpa。

5載荷分布

按照上述的不同工況，可求出各支撐點不同工況載荷下的具體載荷值如表2所示。踏板乘員踏力=踏板乘員重量=20kg；前乘員踏力=1/5前乘員乘員重量=75/5kg=15kg；前乘員乘座力=4/5前乘員重量=75×（4/5）kg=60kg；后乘員踏力=1/5后乘員重量=75/5kg=15kg；后乘員乘座力=4/5后乘員重量=75×（4/5）kg=60kg；后減震器彈簧最大壓縮力P4=2794N；前減震器彈簧最大壓縮力P4=2794N；A處是通過車把傳遞的前乘員在急剎車時的俯沖壓力作用面；B處是通過前叉傳遞的在遇凹坑跌落、顛簸時的壓力作用面；C處是踏板左右兩側前部支撐面，承受踏板乘員踏力1/2分力；D處是踏板左右兩側前部的支撐面，承受前乘員踏力1/3分力，及踏板乘員踏力1/2分力；E、F處是踏板左右兩側中、后部的支撐面，各承受前乘員踏力1/3分力;G處是后擱腳架左右兩側的支撐面，承受后乘員踏力；H處是頭盔箱前部支撐面，承受前乘員乘坐力；I1處是油箱前部支撐面，承受油箱重量的分力；I2處是油箱固定耳支撐面，承受油箱重量的分力；J1處是后貨架前部支撐面，承受后貨架重量；I3處是油箱后部支撐面，承受油箱重量的分力；J2處是后貨架后支撐面，承受頭盔箱后部重量的分力，同時承受后貨架重量；K處頭盔箱后部支撐面，承受后乘員乘坐力；L處是通過后減震傳遞的在遇凹坑跌落、顛簸時的壓力作用面。

6分析結果對比

各工況主要零件工作應力及變形位移云圖見表3。

7結論

由以上計算結果得出的一組數據來看：a）踏板摩托車車型的車架設計在正常騎乘下強度是足夠的，安全的。b）零件的材料和壁厚不能隨意改變。材料決定著零件的許用應力；壁厚是結構尺寸的重要組成部分，壁厚的改變能引起整個車架的應力分布的變化。c）該車架GK1的最大工作應力64MPa，位置在左右側管與左右搖架安裝板焊接的后端圓弧部位。d）GK1左側加強管與左右搖架安裝板之間區域工作應力19MPa，為安全區間。急剎車GK2左側加強管與左右搖架安裝板之間區域工作應力25MPa，左側加強管與左右搖架安裝板之間上部區域工作應力33MPa，沖擊GK3左側加強管與左右搖架安裝板之間區域工作應力158MPa，左右側管與左右搖架安裝板焊接的后端圓弧部位176MPa。

8建議

a）為消除應力集中，關鍵件焊縫要延長10mm到15mm，嚴格按照圖紙標注制定焊接工藝路線。b）按照圖紙標注的材料選材，不隨意更換材料，避免許用應力值下降。c）焊接工藝要嚴格控制，避免焊接缺陷，特別是要避免在側管上增加橫向焊縫。d）合理選擇焊接材料，提高焊接接頭強度。e）避免在惡劣的路況下急剎車，減少破壞工況。

9優化措施

因為本文只針對強度進行了分析，對發動機引起的整車震動問題未做分析，所以現階段暫不涉及優化措施的內容，與其他車型的分析結果對比后，再出具優化措施方案。續表3應力云圖位移云圖

參考文獻

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作者：張曉青 陳洋 單位：濟南輕騎摩托車有限公司