車琪，姚得心，李茜，錢全全，趙亞君，靳紅玲

（西北農(nóng)林科技大學(xué)機械與電子工程學(xué)院，陜西 咸陽 712100）

前言

車架是承載整車質(zhì)量的基礎(chǔ)載體，用以固定汽車的絕大部分零部件和總成，它的強度和剛度是保證整車各個方面可靠性的重要因素。車架受力較為復(fù)雜，受靜載荷和動載荷等，且在運行過程中車架還會受到?jīng)_擊、扭矩等，所以僅利用靜力學(xué)對車架進行分析不能準(zhǔn)確反映車架的實際工況，基于動力學(xué)仿真的結(jié)構(gòu)分析能夠真實地反映車架的動力學(xué)行為，為車架的設(shè)計優(yōu)化提供理論依據(jù)[1-10]。

1 三維車架模型及其相關(guān)參數(shù)

鋁合金具有質(zhì)量輕、比強度高、耐腐蝕和良好的成形性以及可回收再利用等諸多優(yōu)良特性[11-12]。車架采用鋁合金方管，底部承重部分及上部支撐車手背部的材料采用 2mm*25 mm*38mm鋁合金方管，其余部分采用1mm*25mm*38mm鋁合金方管，兩根承重桿將采用貫穿式設(shè)計，即前輪到后輪支撐處方管為一根完整方管，具體參數(shù)詳見表 1，車架如圖 1所示。

表1 車架材料屬性表

圖1 車架三維模型

2 動力學(xué)模型的建立與分析

如圖 2所示，將整車的裝配體、地面模型文件導(dǎo)入Adams，其中裝配體包括簡化后的前后車輪、車架。

圖2 動力學(xué)仿真模型

2.1 前處理

將輪胎簡化為一體式輪胎，建立笛卡爾坐標(biāo)系，原點與車架原點重合，X方向為小車前進方向，Y方向為小車左右方向；將車架材料設(shè)置為鋁合金，輪軸材料設(shè)置為45號鋼，由于主要分析車架的力學(xué)情況，所以不考慮輪胎的彈性變形，故車輪為剛體。

2.2 添加約束、載荷、動力

外載荷主要為車手重力和電機的重力，模擬車手重力和電機的重力的作用力約為800N，車手背部作用于車架靠背處50N。集中載荷施加于車架指定位置，具體位置如表2所述，如圖3所示。

表2 約束、載荷、動力屬性表

圖3 載荷分布圖

2.3 仿真及其后處理

基于以上步驟，開始整車的剛性動力學(xué)仿真，得到Y(jié)方向整車位移曲線，前、后輪與車軸連接處受力曲線等。

2.3.1 整車質(zhì)心在Y方向的位移

由圖4可知在仿真過程中整車在小車的左右方向的位移曲線在-0.1832m至-0.1833m的區(qū)間內(nèi)波動，即位移偏移量小于1.00e-06mm，因此可認(rèn)為整車在行駛過程沿直線行駛。

圖4 整車質(zhì)心在Y方向的位移曲線

2.3.2 前、后輪安裝處受力情況

如圖5所示①啟動時（0s）：前輪兩側(cè)有較小的沖擊載荷，大約100N。驅(qū)動輪連接處由于啟動轉(zhuǎn)矩瞬時間有較大受力為350N。②平穩(wěn)運行時（0-5s）：在一個微量定值上下浮動③過減速帶時（5-11.5s）：有較大的浮動，最大沖擊載荷約為50N，在8.5s左右最大沖擊力劇增，約為 250N，分析原因是此處減速帶距離較近，后輪還在上一減速帶立刻前輪通過另一個減速帶。

圖5 前輪（紅）、后輪（藍）連接處受力曲線

整車行駛過程中，對于各部位變形量進行比較，前、后車輪安裝處的變形量更大，但二者均在允許范圍15mm內(nèi)；且實際過程中車手及電機等零部件的載荷總和小于800N，因此滿足載荷突變小于1500N的設(shè)計要求，可進行靜力學(xué)有限元分析。

3 靜力學(xué)模型的建立與分析

基于Adams分析后的受力情況，獲得節(jié)能車在行駛過程中最惡劣的受力情況，即車架承受250N最大沖擊力時，在該工況下進行有限元分析。

3.1 前處理

建立笛卡爾坐標(biāo)系，X軸方向為垂直車架豎直方向，Y方向與小車前進方向一致，Z方向為車架左右方向。將Creo的車架三維模型另存為.x_t格式文件，通過 ANSYS的 File下拉菜單Import導(dǎo)入車架模型。

分析類型為Structural；車架模型為空心方管，因此單元類型選擇實體單元；設(shè)置材料屬性。

當(dāng)選擇殼單元劃分網(wǎng)格時，需要通過面選擇選取車架所有部位進行網(wǎng)格劃分；如圖所示，實體單元的網(wǎng)格劃分，通過體積選擇車架所有部位。選擇智能尺寸，劃分精度選擇10。對車架設(shè)置約束及載荷，如表3、表4所示，施加后效果如圖6所示。

表3 約束屬性表

表4 載荷屬性表

圖6 施加載荷及邊界條件

3.2 后處理

通過后處理得到車架在X方向，Z方向的變形量及XYZ三方向的等效變形量，變形量均在范圍之內(nèi)，滿足設(shè)計要求。如圖7所示腳踏處最大變形量為1.602mm；如圖8所示，靠背處最大變形量為0.146mm；如圖9所示，車架為最大變形量0.249mm。

圖7 X,Y,Z三方向等效變形量圖

圖8 Z方向變形量圖

圖9 X方向變形量圖

4 結(jié)論

由靜力分析的結(jié)果可知，滿載工況下車架最大應(yīng)力36.19Mpa，在材料的屈服強度455MPa范圍內(nèi)，因此車架的強度滿足要求，車架的變形量也均在15mm的區(qū)域內(nèi)，不會造成車架的結(jié)構(gòu)性破壞。雖然仿真結(jié)果變形量很小，但是在加工過程中的焊接對于車架的結(jié)構(gòu)的影響不可忽視，需要結(jié)合實際情況，進一步分析考慮材料的切割及焊接點等問題。根據(jù)動力學(xué)分析，驅(qū)動輪后輪所受到的啟動沖擊載荷約為前輪的 3.5倍，故在對后輪處進行改進時可加裝減震器，且應(yīng)選擇彈性系數(shù)相對較小的減震器，有利于緩和沖擊；或者選擇緩沖能力較強的合金材料、復(fù)合材料。