黃玉亭 李韶華 ，2 楊紹普 ，2

（1.石家莊鐵道大學(xué)；2.河北省交通安全與控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

車架是發(fā)動機(jī)、車體、傳動部件及外部載荷的基礎(chǔ)和關(guān)鍵承載部件，它承受的載荷包括汽車車身質(zhì)量和行駛時受到的沖擊、扭曲及慣性力等。由于車架受力的復(fù)雜性，合理的設(shè)計目標(biāo)不容易實(shí)現(xiàn)，但車架強(qiáng)度、剛度性能的好壞直接影響汽車行駛過程的安全性及可靠穩(wěn)定性[1-2]。因此，有必要對汽車車架的剛度及強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)證分析[3-5]，同時對車架有限元模型進(jìn)行動力特性分析，得到車架固有頻率及振型，為汽車車架動態(tài)設(shè)計提供理論參考[6-7]。通過閱讀文獻(xiàn)，車架在瞬態(tài)響應(yīng)分析方面研究較少，但瞬態(tài)沖擊不僅影響車架的使用壽命，還影響汽車行駛平順性[8-11]。文章還以汽車通過減速帶時的工況為例，分析車架在沖擊載荷作用下動力響應(yīng)，得到車架的位移響應(yīng)曲線。

1 車架建模

文章以某重型三軸載貨汽車為例，其車架為邊梁式，由位于兩邊的2根縱梁和11根橫梁組成。車架長11 398 mm，寬860 mm，高302 mm，前軸與后前軸的軸距為5 700 mm，2個后軸軸距為1 300 mm。一般情況下，車架縱梁的橫截面做成等截面，但也有變截面的情況，這依賴于汽車的不同用途和整車的布置情況，文章所研究的重型汽車前面承受的載荷相對較小，縱梁前橫截面可以較小一些，后端承受載荷較大，故縱梁后截面較寬一些，前截面翼面寬度尺寸為70 mm，后截面為90 mm，車架總成三維模型，如圖1所示。

圖1 某重型三軸載貨汽車車架三維模型圖

定義車架的材料屬性，如表1所示。為了對模型進(jìn)行更加精確的分析，忽略一些次要的零件，在不影響精度的前提下對該模型進(jìn)行簡化，將簡化后的模型導(dǎo)入有限元軟件ANSYS中，再對該模型進(jìn)行網(wǎng)格化。網(wǎng)格化決定單元的數(shù)量及網(wǎng)格尺寸，網(wǎng)格劃分較大，形成的單元數(shù)量較少，計算精度不高，反之，網(wǎng)格較小，單元數(shù)量較多，計算精度得到提高，但是極大地降低了計算機(jī)的工作效率。因此，要根據(jù)模型復(fù)雜程度及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)合理的劃分網(wǎng)格。考慮到該模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜，需要進(jìn)行簡化處理后，采用自由劃分網(wǎng)格的方式劃分，節(jié)點(diǎn)數(shù)共44 860個，網(wǎng)格單元數(shù)20 646個，最終建立的車架局部有限元模型，如圖2所示。

表1 某重型三軸載貨汽車車架材料特性

圖2 某重型三軸載貨汽車車架局部有限元模型圖

2 車架靜力分析

汽車在行駛過程中，典型的靜力分析工況主要包括彎曲、扭轉(zhuǎn)、急剎制動及轉(zhuǎn)彎4種工況。其中，彎曲和扭轉(zhuǎn)是2種對車架影響較大的工況，因此文章對車架結(jié)構(gòu)主要分析這2種工況。通過計算在固定不變載荷下車架結(jié)構(gòu)位移、應(yīng)力及應(yīng)變，并對車架強(qiáng)度、剛度進(jìn)行校核，保證了結(jié)構(gòu)安全和正常工作，同時又滿足設(shè)計輕量化和經(jīng)濟(jì)性的需求。

2.1 載荷處理

主要的彎曲載荷是由車架自身質(zhì)量和外加質(zhì)量產(chǎn)生的，包括懸掛在車架上的總成、車廂及貨物質(zhì)量。扭轉(zhuǎn)載荷是由汽車在行駛過程中遇到路面不平引起的非對稱性支撐載荷。

由于對車架的分析校核是為了驗(yàn)證剛?cè)狁詈夏Ｐ椭袕椥攒嚰芸煽慷龋栽陟o力學(xué)分析中，貨物的質(zhì)量（19 000 kg）按均布載荷分布在2根縱梁上，發(fā)動機(jī)（900 kg）、變速箱（260 kg）、駕駛艙（1 000 kg）、驅(qū)動軸（175 kg/個）及其它附件的質(zhì)量（540 kg）按其安裝位置施加集中載荷，為保證車架靜力分析時有限元模型不產(chǎn)生剛性位移，施加載荷前要對模型進(jìn)行約束處理，對車架與懸架接觸位置根據(jù)不同需要進(jìn)行限制，保證車架不同工況下有足夠的自由度約束。

2.2 彎曲工況

彎曲工況是指汽車滿載狀態(tài)下，在良好路面勻速直線行駛時四輪著地的情況。在有限元分析過程中，車架承受的質(zhì)量和載荷要乘以一定的動載荷系數(shù)，而動載荷系數(shù)受外界條件的約束，所以根據(jù)半經(jīng)驗(yàn)值取動載荷系數(shù)為2.5適宜。約束施加在前后懸架彈簧支撐車架的相應(yīng)節(jié)點(diǎn)上，總共施加約束6處，限制每個節(jié)點(diǎn)6個方向的自由度，運(yùn)行分析結(jié)果，如圖3和圖4所示。

圖3 車架彎曲工況應(yīng)力分布圖

圖4 車架彎曲工況位移分布圖

2.3 扭轉(zhuǎn)工況

扭轉(zhuǎn)工況同樣是在滿載狀態(tài)下，汽車在不同路面行駛而導(dǎo)致一個前車輪懸空時車架的受力。左前懸架與車架接觸處，不施加任何約束，其余接觸點(diǎn)限制所有自由度。而扭轉(zhuǎn)工況多數(shù)發(fā)生在較差路面，行駛車速較低，所以慣性載荷較小，此時最大動載荷系數(shù)取1.25較宜。運(yùn)行分析結(jié)果，如圖5和圖6所示。

圖5 車架扭轉(zhuǎn)工況應(yīng)力分布圖

圖6 車架扭轉(zhuǎn)工況位移變形圖

由圖3和圖5可以看出，由于車架后部自由端相對較長，受到載荷時易發(fā)生變形，此處為車架在該狀態(tài)下受到的最大應(yīng)力，約200 MPa，最小應(yīng)變在車架前端第1根橫梁處。根據(jù)該車架使用的低合金鋼材料可知其屈服應(yīng)力為345 MPa，則車架的結(jié)構(gòu)安全系數(shù)為：

式中：σmax——車架材料的屈服極限，MPa；

σx——不同工況下計算出的車架最大應(yīng)力值，MPa。

當(dāng)σ＞1時，說明車架在該工況下結(jié)構(gòu)剛度滿足要求，否則，車架剛度不符合要求。文章中，σ=345 MPa/200 MPa=1.725，說明該車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足要求。從圖6可以看到，車架繞z軸上下彎曲，縱梁的尾部及第7，8根橫梁處位移變化最大，為11.56 mm，這是由于車架受到載荷作用時后部車架受到的約束較少，因此易發(fā)生變形。

3 車架模態(tài)分析

模態(tài)分析一般用于分析結(jié)構(gòu)的振動特性，是動力學(xué)分析的起點(diǎn)和基礎(chǔ)。根據(jù)模態(tài)理論可知，車架結(jié)構(gòu)的振動可以表現(xiàn)為各階固有彎曲和扭轉(zhuǎn)陣型的線性組合。一般情況下，汽車車架低階振型對汽車行駛平順性影響較大，為此只分析車架的低階固有頻率及相應(yīng)的振型。車架自由狀態(tài)下在前后軸6個受力支撐點(diǎn)固定約束，劃分網(wǎng)格，運(yùn)行分析后可得到車架的5階固有頻率值及振型，如圖7所示。

圖7 車架固有頻率和振型圖

由圖7可知，車架的1階頻率為21.129 Hz，主要變形是車架繞z軸上下彎曲；2階頻率為22.397 Hz，主要為車架繞y軸左右彎曲，發(fā)生在車架縱梁中后部；3階頻率為37.809 Hz，主要為繞x軸的扭轉(zhuǎn)，發(fā)生在車架的后部和10，11根橫梁上；4階頻率為47.919 Hz，繞y軸在z軸方向彎曲和繞x軸扭轉(zhuǎn)；5階頻率為56.122 Hz，主要繞z彎曲在y方向上彎曲和繞x軸扭轉(zhuǎn)，主要發(fā)生在車架中部。而車架之所以會有上述彎曲和扭轉(zhuǎn)情況，就是因外界激勵產(chǎn)生的振動頻率達(dá)到車架結(jié)構(gòu)的固有頻率，隨之引起車架發(fā)生共振，影響車架和汽車的壽命。為了避免這種情況的發(fā)生，要盡力避開外界這種激勵作用產(chǎn)生的各階頻率范圍。

4 車架瞬態(tài)動力學(xué)分析

瞬態(tài)動力學(xué)分析是時域分析，分析結(jié)構(gòu)在隨時間變化的載荷作用下動力響應(yīng)的過程。其輸入數(shù)據(jù)作為時間函數(shù)的載荷，而輸出結(jié)果是隨時間變化的位移等量。文獻(xiàn)[12]利用ADAMS軟件對重型汽車以不同車速通過不同類型減速帶，得到重型汽車轉(zhuǎn)向輪垂向輪胎力值的大小。文章僅分析汽車轉(zhuǎn)向輪通過高度為12 mm，寬度為600 mm的減速帶時車架受到的瞬時沖擊力。汽車懸架隔振系數(shù)選為45%[13]，則車架受到的瞬態(tài)沖擊力是轉(zhuǎn)向輪輪胎力幅值的45%。假定汽車以60 km/h通過減速帶，受到障礙對車輪的反作用沖擊力為6.5×104N，該結(jié)構(gòu)的阻尼大小為0.05。在模態(tài)分析的基礎(chǔ)上，設(shè)置動態(tài)力載荷（載荷作用在前懸架與車架的接觸位置）和時間步驟進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析，得到車架轉(zhuǎn)向輪處的瞬態(tài)沖擊力作用下變形分析云圖和位移響應(yīng)曲線，如圖8和圖9所示。

圖8 車架瞬態(tài)分析變形云圖

圖9 車架瞬態(tài)分析位移響應(yīng)曲線

從圖8可以看到，汽車轉(zhuǎn)向輪在過減速帶時，受到瞬態(tài)沖擊，該作用力使車架發(fā)生繞z軸彎曲和繞x軸扭轉(zhuǎn)變形，最大變形發(fā)生在第5根橫梁處，除車架中部發(fā)生較大變形外，車架尾部也會受到些許的彎曲變形。而作用點(diǎn)處位移隨時間變化曲線，如圖9所示。由于存在結(jié)構(gòu)阻尼引起能量消耗，隨著時間載荷的增加，應(yīng)變增大，在0.11 s達(dá)到最大，為0.101 mm。隨后載荷逐漸衰減，位移響應(yīng)曲線呈現(xiàn)下降趨勢，直至0.5 s時應(yīng)變趨于0，車架慢慢趨于平穩(wěn)。

5 結(jié)論

通過仿真分析可以看出，車架在彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力接近200 MPa，遠(yuǎn)小于車架結(jié)構(gòu)的屈服極限，剛度和強(qiáng)度均滿足結(jié)構(gòu)要求，且車架扭轉(zhuǎn)剛度對車架的剛度影響偏大。模態(tài)分析得到柔性車架低階固有頻率，為汽車設(shè)計提供理論參考。瞬態(tài)沖擊影響車架的使用壽命和行駛平順性，該分析驗(yàn)證了車架能夠滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計的同時，也為車架導(dǎo)入整車模型，建立剛?cè)狁詈掀嚻巾樞苑治鎏峁┣疤帷?/p>