田國富， 趙慶斌

（沈陽工業(yè)大學機械工程學院，沈陽 110870）

0 引言

客車車架作為大型汽車的主要骨架之一，在客車行駛過程中，車架在各種復雜的載荷作用下，其安全性、舒適性、使用壽命以及穩(wěn)定性將作為汽車性能指標的重要判定參數(shù)，因此車架的強度和剛度在車架的整個設(shè)計過程中顯得尤為重要，而通過有限元的方法對客車車架進行分析研究，求解出客車的靜態(tài)分析結(jié)果，可以更加透徹地了解客車車架的應力和變形分布情況，從而對車架整體及某些薄弱部位進行優(yōu)化，進而提高客車車架的安全性、可靠性。

1 客車車架的模型建立

采用CATIA三維軟件建立客車模型，并將模型導入到ANSYS Workbench18.1的靜態(tài)分析模塊中，建立車架的有限元分析模型。

1.1 客車車架的實體建模

根據(jù)車架的CAD圖樣，利用CATIA軟件建立車架的結(jié)構(gòu)模型，整個結(jié)構(gòu)主要采用矩形管、方管、板材和型鋼等焊接而成的三維立體結(jié)構(gòu)，車架三維模型如圖1所示。

1.2 客車車架有限元模型

圖1 車架三維模型

將建立好的車架模型轉(zhuǎn)換為X.T格式后，導入ANSYS Workbench18.1的靜態(tài)分析模塊中完成車架的有限元模型建立。整個車架的有限元模型采用實體單元，采用四面體和六面體網(wǎng)格進行網(wǎng)格劃分，整體網(wǎng)格大小為30 mm網(wǎng)格劃分后，單元總數(shù)553 652個，節(jié)點數(shù)量為491 916個,客車車架網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 客車車架網(wǎng)格劃分

2 客車車架四種工況下的靜態(tài)分析

2.1 客車車架材料的確定

車架材料全部采用Q345材質(zhì)，具體參數(shù)如表1所示。

表1 Q345材質(zhì)參數(shù)

2.2 在水平彎曲狀況下，客車車架材料的靜態(tài)分析

客車車架在平穩(wěn)的行駛過程中，客車車架主要承受車架自身重量、油箱、發(fā)動機、空調(diào)、乘客的重量，因此在進行水平彎曲狀況下的靜態(tài)分析時，主要分析客車車架在平穩(wěn)狀態(tài)下的強度和剛度情況?？蛙囁茌d荷分類和大小如表2所示。

2.2.1 在水平彎曲狀況下，客車車架邊界條件的施加

為了模擬客車平穩(wěn)運動過程中車架的應力和變形情況，逐一對客車的頂部橫梁施加來自于空調(diào)和乘客行李的重量對客車車架造成的載荷，并且在客車的其他相應部位分別施加油箱、后橋和發(fā)動機對客車車架的重力載荷，進一步在整個客車車架底框上表面施加乘客和相應座椅的重力載荷，在Workbench中施加一個重力加速度9.8 m/s2模擬客車車架自身的重力。

表2 客車所受載荷分類和大小

與此同時，在Workbench中采用固定約束的方式，約束客車車架底面與車輪連接處的部位，簡化模擬客車受到的固定支撐作用?？蛙囓嚰苓吔鐥l件施加如圖3所示。

圖3 在水平彎曲狀況下，客車車架邊界條件施加

2.2.2 在水平彎曲狀況下，客車車架應力和變形分布情況

從應力圖（圖4）中可以看出，客車車架底框焊接處出現(xiàn)了最大應力，其最大應力值為209.8 MPa，而整個客車車架采用的材料為Q345，其屈服強度為345 MPa，其安全系數(shù)為S=1.6，因此客車車架的強度滿足了設(shè)計的要求；從位移圖（圖5）中可以看出，最大位移變形為2.6 mm，發(fā)生在車架底框中心部分，小于車身設(shè)計要求的變形量，因此車身的最大變形量滿足設(shè)計的要求，綜上所述，客車在平穩(wěn)運動過程中，客車車架的強度和剛度都滿足設(shè)計要求。

2.3 在極限扭轉(zhuǎn)狀況下，客車車架的靜態(tài)分析

圖4 水平彎曲狀況下客車車架應力云圖

圖5 水平彎曲狀況下客車車架變形云圖

客車在行駛不平穩(wěn)的情況下，4個車輪容易出現(xiàn)離開地面的現(xiàn)象，這樣致使4個車輪高低不同，造成整個客車受力不均勻，在此惡劣的工況下，對客車進行靜態(tài)分析是非常有必要的。

2.3.1 在極限扭轉(zhuǎn)狀況下，客車車架邊界條件的施加

在極限扭轉(zhuǎn)情況下與在水平彎曲狀況下，客車所受的載荷情況相同，約束的方式不同，在極限扭轉(zhuǎn)的情況下，假設(shè)左前輪存懸空狀態(tài)，約束右前輪的X、Y、Z方向的位移，并且將約束后輪的豎直方向的自由度，使其能夠在水平方向自由，客車車架邊界條件施加如圖6所示。

圖6 極限扭轉(zhuǎn)狀況下客車車架邊界條件的施加圖

2.3.2 在極限扭轉(zhuǎn)狀況下，客車車架應力和變形分布情況

圖7 極限扭轉(zhuǎn)狀況下客車車架應力云圖

圖8 極限扭轉(zhuǎn)狀況下客車車架變形云圖

從圖7中可以看出，客車車架底框焊接處出現(xiàn)了最大應力，其最大應力值為247.6 MPa，而整個客車車架采用的材料為Q345，其屈服強度345 MPa，其安全系數(shù)為S=1.4，因此客車車架在極其惡劣的環(huán)境下，其強度也基本滿足了設(shè)計的要求；從圖8中可以看出最大位移變形為8.8 mm，發(fā)生在車架左前方支撐桿處，但是最大變形量同樣小于設(shè)計允許的變形量，因此車身的最大變形量滿足設(shè)計的要求。

2.4 在緊急制動狀況下，客車車架的靜態(tài)分析

客車在正常行駛過程中，可能會遇到突發(fā)事件，這時需要客車緊急剎車制動，在這一過程中，客車主要以0.7g的制動加速度進行剎車制動，此時客車整體的應力和變形分布情況。

2.4.1 在緊急制動狀況下，客車車架邊界條件的施加

客車整體的受力狀況與水平彎曲工況下的受力狀況大體相同，緊急制動時，主要增加了一個與客車運動方向相反的水平制動加速度。在進行約束時，限制客車兩前輪處的X、Y、Z方向的位移為0，限制客車兩后輪X、Z方向位移為0，不限制Y方向的自由度。客車車架邊界條件施加如圖9所示。

圖9 緊急制動狀況下客車車架邊界條件施加

2.4.2 在緊急制動狀況下，客車車架應力和變形分布情況

從應力云圖（圖10）中可以看出，客車車架底框焊接處出現(xiàn)了最大應力，其最大應力值為216 MPa，，其安全系數(shù)為S=1.5,客車車架強度滿足了設(shè)計的要求；從位移圖（圖11）中可以看出最大位移變形為2.7 mm，發(fā)生在車架底框中心處，車身的最大變形量滿足設(shè)計的要求。

2.5 在緊急轉(zhuǎn)彎狀況下，客車車架的靜態(tài)分析

圖10 緊急制動狀況下客車車架應力云圖

圖11 緊急制動狀況下客車車架位移云圖

緊急轉(zhuǎn)彎是為了模擬客車在轉(zhuǎn)彎時，出現(xiàn)的一種特殊工況，在這種情況下，車身出現(xiàn)傾斜現(xiàn)象，因此通過靜態(tài)分析確認車架是否滿足設(shè)計要求。

2.5.1 在緊急轉(zhuǎn)彎狀況下，客車車架邊界條件的施加

客車在緊急轉(zhuǎn)彎時，車架受力狀況與水平彎曲工況下的受力狀況大體相同，并且額外受到橫向方向的橫向加速度，大小為0.4 g,因緊急轉(zhuǎn)彎為右轉(zhuǎn)彎，因此約束左前輪X、Y、Z方向上的位移為0，同時約束右前輪X、Y方向的位移為0，Y方向自由，約束兩后輪X方向位移為0，Y、Z方向自由?？蛙囓嚰苓吔鐥l件施加如圖12所示。

圖12 緊急轉(zhuǎn)彎狀況下客車車架邊界條件施加

2.5.2 在緊急轉(zhuǎn)彎狀況下，客車車架應力和變形分布情況

從應力云圖（圖13）中可以看出，客車車架底框焊接處出現(xiàn)了最大應力，其最大應力值為158 MPa，其安全系數(shù)為S=2.2,客車車架強度滿足了設(shè)計的要求；從位移圖（圖14）中可以看出最大位移變形為4.99 mm，發(fā)生在車架后框頂部，車身的最大變形量滿足設(shè)計的要求。

圖13 緊急轉(zhuǎn)彎狀況下客車車架應力云圖

圖14 緊急轉(zhuǎn)彎狀況下客車車架位移云圖

2.6 4種狀況下，客車車架的靜態(tài)分析對比

通過上述的4種不同工況的客車車架分析，得到了客車的4種不同工況下的最大應力及相應的安全系數(shù)和最大位移，如表3所示。

通過以上4種工況對比分析，4種工況下，最大應力都發(fā)生在客車車架底框焊接處，其余部位應力相對較小，整個車身車架滿足了設(shè)計要求的強度。在4種工況中，極限扭轉(zhuǎn)工況是安全系數(shù)最低的，容易出現(xiàn)安全隱患的工況，其最大應力為246.7 MPa，安全系數(shù)為1.4，同時又是剛度位移最大的工況，大小為8.8 mm，但是滿足車架剛度設(shè)計要求。

表3 4種不同工況，最大強度剛度情況

3 客車車架的靜態(tài)分析總結(jié)

客車車架采用靜態(tài)分析的方法對4種工況進行了模擬，針對不同的邊界條件進行了合理的定義，得到了4種工況下客車的應力位移分布情況，驗證了客車車架設(shè)計的正確性，同時確認了車架薄弱部位，為后續(xù)優(yōu)化分析提供了依據(jù)，也同時通過4種工況的對比分析，了解到哪種工況需要進行更加深層次的考慮和研究。

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