摘 要：本章利用有限元專業(yè)前處理軟件ANSA對四輪車車架及懸架進行幾何清理、網(wǎng)格劃分和有限元模型的建立，然后對車架-懸架系統(tǒng)進行了扭轉(zhuǎn)剛度分析，用以評價該車架剛度，為車架的優(yōu)化作理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：有限元;扭轉(zhuǎn)剛度;有限元模

車架是整個車身的安裝機體，其強度和剛度直接影響汽車的使用性能，車架的剛度關(guān)乎整車的動力響應(yīng)、NVH特性及主動安全性，是車架結(jié)構(gòu)設(shè)計中非常重要的衡量指標(biāo)[1]。建立正確的有限元模型是有限元分析的基礎(chǔ)，分析結(jié)果有效性的關(guān)鍵也與有限元模型的正確與否密切相關(guān)。

1 有限元模型建立

四輪車車架懸架系統(tǒng)有限元模型的建立要求能夠如實的反映車輛在正常使用過程中車架懸架系統(tǒng)受到的載荷，保證有較高的計算精度。車架懸架各零部件間采用焊接方式連接而成，由于在仿真分析中沒有必要建立包括所有零部件的有限元模型，所以建模前對車架懸架整體結(jié)構(gòu)進行分析，確定各個零件對車架懸架結(jié)構(gòu)受力的影響，根據(jù)影響程度的不同確定該零件是否保留[1]，如下圖1所示。

將殼體抽中面，并進行連接。為了確保連接符合車架和懸架的原始結(jié)構(gòu)特性，連接車架時要嚴(yán)格對照車架的原始三維幾何模型，盡量采取直接延伸面或延伸管來連接，保證與原始模型有相同的平滑過渡，保證受力不會出現(xiàn)突變。

由于整個模型的極度不規(guī)則，為了避免丟失模型的一些幾何信息，并考慮計算機的計算時間，必須定義合理的單元大小，此模型中將單元平均大小設(shè)為12mm，局部網(wǎng)格的尺寸為5mm左右。建立的有限元模型如圖2。

2 車架扭轉(zhuǎn)剛度計算分析

2.1 扭轉(zhuǎn)剛度的邊界條件

扭轉(zhuǎn)剛度是指車架承受扭轉(zhuǎn)載荷作用時產(chǎn)生的扭矩。汽車車架的扭轉(zhuǎn)剛度可以用車架在扭轉(zhuǎn)載荷作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角的大小來描述。平均扭轉(zhuǎn)剛度以軸距間單位扭轉(zhuǎn)角下車架所承擔(dān)的扭矩來描述。車架扭轉(zhuǎn)角的定義是在扭轉(zhuǎn)載荷的作用下前后軸兩橫梁相對的回轉(zhuǎn)角。

該車架為左右不完全對稱結(jié)構(gòu)，這造成車架左右兩側(cè)位移量有偏差，使得車架有側(cè)向變形的趨勢，進而引起車架Y向位移變化量;同時，車架扭轉(zhuǎn)合位移變化量兩中同時包含減振器的彈簧壓縮量和車架扭轉(zhuǎn)變化量，這也是扭轉(zhuǎn)剛度計算中的難點。當(dāng)車架施加扭轉(zhuǎn)剛度邊界條件時，h即為始終與車架運動方向相切的位移變化量，它存在于X-Z平面內(nèi)，位移差值h與Y向差值的情況如圖3、4所示。

按照上述方法對車架加載邊界條件，約束后車輪懸架安裝處對應(yīng)節(jié)點的X-Y-Z向自由度，在前車輪懸架安裝底板兩側(cè)中間位置施加一對z向上大小相等，方向相反的集中力，為防止所加載力過大或者過小，加載作用力大小為1000N，即給車架施加一個扭轉(zhuǎn)力矩。

2.2 扭轉(zhuǎn)剛度的計算

將加載好的計算扭轉(zhuǎn)剛度有限元模型導(dǎo)入LD-DYNA中求解計算，提取減振器安裝支架點91013與61685的相對合位移曲線及相對Y向位移曲線，如下圖5所示。

因點91013與61685的相對合位移中，包含減振器的彈簧壓縮量如下圖所示，為求的扭轉(zhuǎn)力作用下的絕對位移，應(yīng)去除該部分位移量，如下圖6所示。

由上圖得位移差值，h==0.013m計算得到車架的扭轉(zhuǎn)剛度c=2153.1Nm/°。

2.3 扭轉(zhuǎn)剛度評價標(biāo)準(zhǔn)

在發(fā)動機動力總成系統(tǒng)中，發(fā)動機動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率f1的布置區(qū)間通常為5 Hz ～25Hz[4]，并且考慮到隔振的有效性，懸置的最高頻率f2通常為發(fā)動機動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率的倍[5]，f 1==當(dāng)車架的扭曲變形容易引起車架直接影響車架的疲勞強度問題，當(dāng)車架扭轉(zhuǎn)剛度較小，車架在受到路面激勵時，發(fā)動機懸置系統(tǒng)容易出現(xiàn)疲勞問題。然而車架頻率一定的情況下，車架的剛度越大，整車的質(zhì)量會相對越高，這對于降低油耗是不利的，因此車架的剛度應(yīng)限制在一定范圍內(nèi)。

由四輪車車架模態(tài)分析可知，第一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為31.3Hz，則懸置扭轉(zhuǎn)頻率為f2=0.717*31.3= 22.4 Hz。單自由度系統(tǒng)中系統(tǒng)質(zhì)量與系統(tǒng)固有頻率[2]的關(guān)系為：

（1）

系統(tǒng)質(zhì)量一定的情況下，剛度越大頻率越大，由于發(fā)動機動力總成系統(tǒng)頻率在一定范圍內(nèi)，所以車架的剛度穩(wěn)定在一定區(qū)域。其中17.8Hz≤f≤22.4Hz，由車架總重量推算出該車架扭轉(zhuǎn)剛度，2061.8Nm/°≤C≤3265.1 Nm/°即可作為該車架扭轉(zhuǎn)剛度評價標(biāo)準(zhǔn)。

由上文計算可知：車架的扭轉(zhuǎn)剛度c=2153.1Nm/°，與車架扭轉(zhuǎn)剛度區(qū)間2061.8Nm/°≤C≤3265.1 Nm/°相比可知，該四輪車車架的扭轉(zhuǎn)靜剛度滿足要求，但扭轉(zhuǎn)剛度富余值較小，車架擁有優(yōu)化剛度空間。

綜上所述，本文建立了車架、懸架有限元模型，并進行組裝，建立了車架-懸架扭轉(zhuǎn)剛度有限元模型邊界條件，通過車架扭轉(zhuǎn)剛度計算，得到該車架扭轉(zhuǎn)剛度c=2153.1N.m/°與車架扭轉(zhuǎn)剛度2061.8Nm/°≤C≤3265.1 Nm/°相比可知，該四輪車車架的扭轉(zhuǎn)剛度富余值較小，因此以該車架的扭轉(zhuǎn)剛度作為剛度評價參數(shù)更為合理，此分析對相關(guān)的結(jié)構(gòu)強度研究分析就一定的參考性。

參考文獻：

[1]王松.某商用客車車架有限元分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化[D].華中科技大學(xué)碩士學(xué)位論文，2012，05.

[2]胡海巖.機械振動基礎(chǔ)[M].北京航空航天大學(xué)出版社，2005：10-15.

作者簡介：范芳（1984-），女，山東臨沂人，碩士，講師，主要研究方向：汽車大類高職學(xué)生的專業(yè)課教學(xué)及課程研究。