李鐵鐵，黃海松

(1.貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，貴州 貴陽 550025；2.中國(guó)鐵路成都局集團(tuán)有限公司貴陽車站，貴州 貴陽 550002)

0 引言

車架在汽車上主要用于承載，它主要是由橫梁、縱梁以及一些加強(qiáng)板組成的，一般通過懸架、車橋與車輪相連接[1]。在行駛過程中，車架會(huì)受到來自車輪的各種作用力，在力的作用下，車架會(huì)發(fā)生變形，為了保證乘員的舒適性以及貨物的完整，車架必須具有一定的剛度以抵抗變形[2]。如果車架的剛度不夠大，除了變形嚴(yán)重，還會(huì)影響汽車的操縱穩(wěn)定性，造成安全隱患。此外，車架還必須具備一定的強(qiáng)度，如果車架強(qiáng)度不夠大，那么來自路面的各種力和力矩作用于車架，便很容易使之出現(xiàn)強(qiáng)度失效，對(duì)人員造成重大的安全事故[3]。汽車行駛過程中，主要有彎曲和扭轉(zhuǎn)兩種工況，本文通過這兩種工況校核車架的靜力特性，并作出評(píng)價(jià)。

1 車架剛度理論

1.1 彎曲剛度理論

1.2 扭轉(zhuǎn)剛度理論

2 有限元模型建立

2.1 車架有限元模型的建立

在Hypermesh界面下，選擇Optistruct模塊，導(dǎo)入商用車架的幾何模型IGES文件。采用殼單元對(duì)給定車架進(jìn)行有限元建模，抽取中面進(jìn)行網(wǎng)格劃分。同時(shí)，進(jìn)行網(wǎng)格質(zhì)量檢查。采用1D面板中的RIGID剛性單元(RBE2)來模擬零部件之間的焊接，賦予材料屬性，建立出車架的有限元模型如圖1所示。共有53 040個(gè)單元，54 859個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖1 車架有限元模型

2.2 建立車體有限元模型

汽車在行駛過程中，在垂向車架會(huì)受到動(dòng)載荷的沖擊。如果車架沒有足夠大的強(qiáng)度，那么一旦在行車過程中出現(xiàn)斷裂，極有可能車毀人亡，造成重大安全事故的發(fā)生[6]。所以必須對(duì)車架強(qiáng)度進(jìn)行校核，確保最大應(yīng)力在許可應(yīng)力范圍之內(nèi)。另外，汽車在不平路面行駛時(shí)，由于路面凹凸不平，車架會(huì)產(chǎn)生大的變形，如果沒有足夠大的剛度，變形程度較大，就會(huì)嚴(yán)重地影響車的平順性，使乘員感到不舒適。同時(shí)，如果車架的剛度不夠大，還可能導(dǎo)致運(yùn)動(dòng)干涉，影響操縱穩(wěn)定性。校核車架的剛度，需要分析車架的彎曲和扭轉(zhuǎn)兩種工況，以充分考慮汽車行駛可能遇到的各種情況。

為了對(duì)車架進(jìn)行剛度的校核，需要完成懸架鋼板彈簧、駕駛室、貨箱、油箱、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱及傳動(dòng)軸的等效處理。首先創(chuàng)建集中質(zhì)量點(diǎn)，使用1D面板中的masses子面板，在對(duì)應(yīng)部件的質(zhì)心創(chuàng)建CONM2。各部件的質(zhì)量如表1所示。

表1 各部件質(zhì)量

需要注意由于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸飛輪通過離合器與變速箱的輸入軸相連，在賦予發(fā)動(dòng)機(jī)集中質(zhì)量的時(shí)候可以增加0.035噸，而變速箱質(zhì)量減少0.035噸，以表示兩者的連接關(guān)系。在模擬傳動(dòng)軸質(zhì)量時(shí)，可以將傳動(dòng)軸質(zhì)量四等分依次布置在四根橫梁上，從而較好地等效傳動(dòng)軸。此外，由于貨箱是均布在車架上的，所以可以在車架的兩根縱梁上創(chuàng)建86個(gè)質(zhì)量點(diǎn)來等效處理貨箱。接下來使用Rigids模擬駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱及油箱與車架的連接。最后，對(duì)于懸架的仿真，可以使用兩個(gè)spring單元來等效處理鋼板彈簧，由于鋼板彈簧剛度是240 N/mm，所以賦予每個(gè)彈簧單元?jiǎng)偠葹?20 N/mm。

3 車架剛度強(qiáng)度分析與仿真

汽車行駛過程中，如果出現(xiàn)越障的情況，車架前部被抬高，這就是彎曲工況。另外如果汽車一邊車輪駛?cè)氚伎樱嚇騼蛇吺芰Σ坏?，這就是扭轉(zhuǎn)工況。

3.1 車架彎曲剛度分析

汽車越障時(shí)，車架前部會(huì)被抬高，前橋受到向上的力，導(dǎo)致車架發(fā)生側(cè)向彎曲。施加的載荷是在前軸兩個(gè)鋼板彈簧與車架相連的四個(gè)節(jié)點(diǎn)處施加四個(gè)豎直方向的1 000 N力。邊界條件設(shè)置為：約束所有彈簧單元的X、Y、Z三個(gè)方向移動(dòng)自由度，釋放彈簧單元X、Y、Z的三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度；約束彈簧單元與車架連接點(diǎn)X、Z兩個(gè)方向的移動(dòng)自由度，釋放Y的移動(dòng)自由度及X、Y、Z的三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。設(shè)置完成后的模型如圖2所示。

圖2 修正前彎曲剛度的分析工況

如圖3所示，發(fā)生的最大位移是6.198E+07 mm，最小位移為0 mm，顯然不合實(shí)際情況。原因是彈簧剛度較小，變形主要是懸架的變形，車架對(duì)位移變化貢獻(xiàn)較小。同時(shí)，進(jìn)一步分析，由于施加4個(gè)1 000 N力，小數(shù)點(diǎn)后相當(dāng)大的位移被自動(dòng)忽略。

圖3 修正前彎曲剛度的位移

現(xiàn)將修改后的模型介紹如下圖4所示。將前軸懸架與車架的四個(gè)鉸接處的1 000 N力改為250 N，另外，為了消除彈簧變形的影響，將邊界條件設(shè)為：將彈簧與車架連接處的X、Y、Z三個(gè)移動(dòng)方向的自由度都限制。

圖4 修正后彎曲剛度的分析工況

通過求解，得到模型修正后的位移云圖，如圖5所示。由圖可知，發(fā)生的最大位移為6.92 mm，最小位移為零，最大位移發(fā)生在車架最前部，在車架中段有16個(gè)節(jié)點(diǎn)不發(fā)生位移。根據(jù)之前的研究及前人的總結(jié)，在車架前端施加1 000 N的力，最大位移不超過8.5 mm，則彎曲剛度是滿足要求的[7]。所以該彎曲剛度足夠大。

圖5 修正后彎曲位移云圖

3.2 車架扭轉(zhuǎn)剛度分析

汽車一側(cè)車輪陷入凹坑，或是一側(cè)車輪駛過凸石，就會(huì)出現(xiàn)車架被扭轉(zhuǎn)的工況?？梢栽谲嚰芮安恳粋?cè)的兩彈簧單元施加垂直向上的1 000 N載荷，在另一側(cè)施加垂直向下1 000 N的載荷，以此來模擬扭轉(zhuǎn)載荷工況。車架扭轉(zhuǎn)邊界條件的設(shè)置：約束所有彈簧單元的X、Y、Z三個(gè)方向移動(dòng)自由度，釋放彈簧單元X、Y、Z的三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度；約束彈簧單元與車架連接點(diǎn)X、Y、Z兩個(gè)方向的移動(dòng)自由度，釋放X、Y、Z的三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。設(shè)置完成后的模型如圖6所示。

圖6 扭轉(zhuǎn)剛度的分析工況

如位移云圖7所示。扭轉(zhuǎn)工況下，發(fā)生的最大位移為1.61 mm，最小位移為0，id為32 768的點(diǎn)為模型在扭轉(zhuǎn)工況下發(fā)生最大位移的點(diǎn)，和彎曲工況一樣，最小位移點(diǎn)在車架中段，共有16個(gè)節(jié)點(diǎn)。根據(jù)以往的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，在車架前部施加1 000 N的力，最大位移不超過13.94 mm，則扭曲剛度是符合要求的[8]。由此可見，扭轉(zhuǎn)剛度是滿足要求的。

圖7 扭轉(zhuǎn)剛度的位移云圖

3.3 車架強(qiáng)度分析

汽車在不平路面行駛時(shí)，由于動(dòng)載荷的沖擊，車架會(huì)產(chǎn)生很大的應(yīng)力應(yīng)變。所以需要校核車架強(qiáng)度。動(dòng)載荷主要是駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、油箱及貨箱等重力乘以動(dòng)載系數(shù)得到的，動(dòng)載系數(shù)取為2.5即可[9]。經(jīng)過計(jì)算，施加在駕駛室質(zhì)心點(diǎn)的動(dòng)載荷為18 007.5 N，施加在發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心點(diǎn)的動(dòng)載荷為15 557.5 N，施加在變速箱質(zhì)心點(diǎn)的動(dòng)載荷為8 575 N，施加在油箱質(zhì)心點(diǎn)的動(dòng)載荷為4 900 N，施加在橫梁上傳動(dòng)軸四個(gè)位置上的動(dòng)載荷為66.46 N。另外，貨箱的均布動(dòng)載荷為88 200 N，貨箱分布在縱梁4 717個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)上，這樣，每個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的載荷為18.7 N。強(qiáng)度分析邊界條件的設(shè)置為：約束所有彈簧單元及彈簧與車架連接處的X、Y、Z三個(gè)方向移動(dòng)自由度，釋放彈簧單元及彈簧與車架連接處X、Y、Z的三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。設(shè)置好的分析模型如圖8所示。

圖8 強(qiáng)度的分析工況

經(jīng)過求解，得到強(qiáng)度的應(yīng)力云圖如圖9所示。車架的最大應(yīng)力為154 MPa，且最大應(yīng)力點(diǎn)發(fā)生在車架中部。車架最小應(yīng)力為零，且最小應(yīng)力點(diǎn)在車架前部。從圖4.8可知，駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)及變速箱對(duì)應(yīng)的集中力相對(duì)分布在車架前端，而貨箱的均布載荷在車架中后端，這樣就會(huì)導(dǎo)致車架中部彎矩較大，從而使得彎曲應(yīng)力也較大，這就是最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在車架中段的原因。車架材料的屈服極限為350 MPa，而從工程力學(xué)的角度，工程上為了保證安全，還必須要有安全系數(shù)，本文安全系數(shù)取為1.5，屈服極限除以安全系數(shù)得到許用應(yīng)力233 MPa，顯然，車架的強(qiáng)度是滿足要求的[10]。

圖9 強(qiáng)度工況的應(yīng)力云圖

4 結(jié)語

車架是汽車的承載部件，主要用于承受來自地面和車輪的各種力和力矩，本文為研究它的靜力特性，通過運(yùn)用Hyperworks建立對(duì)車架及車體有限元模型，然后對(duì)其進(jìn)行仿真研究。得到結(jié)論如下：

(1)車體有限元充分考慮駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)等安裝總成和附件，可以有效模擬車架在實(shí)際工況中的力學(xué)屬性；

(2)車架的變形相對(duì)于懸架的變形很小，采用的方法是對(duì)彈簧自由度進(jìn)行約束，這對(duì)于接下來的建模具有啟示意義。

(3)在彎曲與扭轉(zhuǎn)兩種工況下，進(jìn)行剛度以及強(qiáng)度的校核，得到車架應(yīng)力及位移分布，校核車架性能滿足承載要求。