伍柏霖 顧小川

摘要：為了保證車架結(jié)構(gòu)在受載時有足夠的可靠性及疲勞強度以避免產(chǎn)生破損和滿足輕量化的要求，本文以廂式貨車的車架為對象進行疲勞分析。先在Pro/E中建立車架的三維模型，將其導入到有限元分析軟件ANSYS Workbench中進行靜力學分析，得出車架在彎曲工況下的應(yīng)力和應(yīng)變分布情況，再聯(lián)合nCode Designlife軟件并結(jié)合材料SN曲線對車架進行疲勞分析。經(jīng)過仿真分析最終得出了車架的壽命云圖和破損云圖，確定了車架的易破損部位以及部分危險節(jié)點的循環(huán)次數(shù)。

Abstract： In order to ensure that the frame structure has sufficient reliability and fatigue strength under load to avoid damage and meet the requirements of light weight， this paper takes the frame of a van truck as an object to carry out fatigue analysis. First establish a three-dimensional model of the frame in Pro/E， import it into the finite element analysis software ANSYS Workbench for static analysis， obtain the stress and strain distribution of the frame under bending conditions， and then combine it with nCode Designlife software And combined with the material SN curve for fatigue analysis of the frame. After simulation analysis， the life cloud diagram and the damage cloud diagram of the frame are finally obtained， and the vulnerable parts of the frame and the cycle times of some dangerous nodes are determined.

關(guān)鍵詞：車架;疲勞壽命;有限元分析;靜強度;nCode Designlife

Key words： frame;fatigue life;infinite element analysis;static strength;nCode Designlife

中圖分類號：U467.3? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）10-0048-02

0? 引言

車架作為汽車零部件中長時間受較大載荷，且較為復雜的一個構(gòu)件，是最主要的裝配基體及承載件，承載著發(fā)動機、變速器、駕駛室總成、傳動系等總成的載荷，并在汽車行駛過程中承受傳遞過來各種力及力矩（包括動載荷和靜載荷）[1-2]。邊梁式車架的組成一般包括兩根縱梁、位于中間的橫梁以及一些用于連接鋼板彈簧或者懸架的支架[3]。本文在經(jīng)過參考國內(nèi)國外汽車車架的結(jié)構(gòu)與工作原理以后利用Pro/E建模軟件對車架進行了三維立體模型的建立，隨后導入ANSYS Workbench軟件中進行有限元靜強度分析，最后聯(lián)合nCode Designlife對車架進行了疲勞壽命仿真預(yù)測。

1? 車架模型建立

本文基于一定的簡化和假設(shè)，為解放牌某一款廂式貨車的邊梁式車架為模型原型擬定建模參數(shù)。此車架結(jié)構(gòu)包括兩根縱梁和六根橫梁以及板簧支架，縱、橫梁的材料均選取16Mn鋼;車架總體的縱向總長為5800mm，寬度為740mm，縱、橫梁都是采用槽型鋼結(jié)構(gòu)，由鋼板沖壓而成，鋼板厚度設(shè)置在7mm。上下翼緣面的寬度為110mm，腹板高度為150mm。車架三維模型如圖1所示。

2? 車架靜力學分析

2.1 網(wǎng)格劃分? 本文采用20節(jié)點的六面體單元（Solid186單元）類型，物理環(huán)境為Mechnical力學分析，平滑度選為中等，單元平均邊長選擇在10mm，縱梁結(jié)構(gòu)類似較為規(guī)則的柱形，無彎曲或扭曲且包含不完全閉合的空間，因此采用掃掠劃分;橫梁及支架等結(jié)構(gòu)稍微復雜，采用自動劃分。最終共計680，635個節(jié)點，246，128個單元，網(wǎng)格劃分局部結(jié)果如圖2所示。

2.2 車架材料屬性

該車架縱橫梁所采用的材料都為16Mn鋼，其合金含量較少，屬于低合金高強度結(jié)構(gòu)鋼類，含碳量只有0.1-0.2%，是在Q235鋼的基礎(chǔ)上加入約1%的錳，使屈服點提高了35%左右，并且冶煉、沖壓、加工切削和焊接等性能都得到了改善，綜合各方面性能，適合作為車架的材料[4]。

2.3 靜力學分析

純彎曲工況分析汽車靜止在水平路面時車架的抗彎特性。車輛四輪著地，縱梁前后兩端的斷面首先施加固定約束;其次在左縱梁的前端兩板簧支架施加X、Y、Z方向的平動約束;在左縱梁的末端兩板簧支架施加X、Z方向的平動約束;右縱梁前端板簧支架施加X、Y、Z方向上的約束;右縱梁末端板簧支架施加X、Z方向上的約束[6-7]。

額定載質(zhì)量以均布載荷的方式施加在兩根縱梁的上表面，P1=0.0281MPa。駕駛室總成以及駕駛?cè)藛T的總負荷以均布載荷的方式施加在縱梁縱向位置0-1300mm的上表面處，P2=0.01867MPa。發(fā)動機與變速器總成的載荷施加在縱梁縱向位置1400-1600mm以及橫梁上表面處，P3=0.0384MPa。兩個油箱的載荷施加在縱梁縱向2600-2800mm的上表面處，P4=0.0312MPa。

求解得到的在純彎曲工況下車架的應(yīng)力分布云圖如圖3所示，應(yīng)變云圖如圖4所示。

2.4 有限元結(jié)果分析

由圖3、圖4可知：車架在彎曲載荷的工況下，車架結(jié)構(gòu)的危險點位于左側(cè)縱梁上的第三個鋼板彈簧支架連接處，此處應(yīng)力達到最大值是99.831MPa，最大的變形量位于第二橫梁，其變形量為1.4659mm;車架在扭轉(zhuǎn)載荷的工況下，車架結(jié)構(gòu)的危險點位于左側(cè)縱梁上的第一個鋼板彈簧支架連接處，此處的應(yīng)力值達到最大值為408.8MPa，最大的變形量位于第二橫梁以及左縱量中段，變形量為3.5284mm。由以上結(jié)果可知，純彎曲工況下，汽車承載時結(jié)構(gòu)強度符合要求，且形變量較小;扭轉(zhuǎn)工況下最大應(yīng)力超出材料的允許范圍，表明車架的強度有待提高。

3? 車架疲勞分析

3.1 車架壽命仿真參數(shù)

本文的車架材料為16Mn鋼，隸屬于結(jié)構(gòu)鋼，修改其彈性模量為2.1E+05MPa，泊松比為0.3，屈服極限強度為350MPa。

3.2 車架疲勞壽命仿真建模與分析

彎曲工況疲勞分析云圖如圖5、圖6所示。

由結(jié)果可知：在疲勞損傷云圖中，紅色區(qū)域為易發(fā)生疲勞破損的結(jié)構(gòu)薄弱區(qū)域，彎曲工況下右側(cè)縱梁的前端與板簧支架的連接處以及第二根橫梁為易發(fā)生疲勞破損的區(qū)域;在壽命云圖中可以看出該車架在節(jié)點518846處的循環(huán)次數(shù)最低為2.382E+4次，其他大部分節(jié)點循環(huán)次數(shù)基本在3.664E+007以上?？傮w來看車架在彎曲工況下的壽命循環(huán)次數(shù)明顯較純彎曲工況下的低，危險節(jié)點主要集中在第二根橫梁，其強度較差以致壽命低，為后續(xù)必要時對車架的優(yōu)化指明了方向。

4? 結(jié)論

本文選取解放牌某一款廂式貨車的車架為原型，在三維軟件Pro/E中建立其裝配模型并導入到ANSYS Workbench中，選取純彎曲和扭轉(zhuǎn)兩種特定工況進行有限元靜強度分析，分析得到應(yīng)力應(yīng)變分布情況，根據(jù)應(yīng)力和應(yīng)變指標對其進行評判，滿足實際使用要求。考慮車架所選材料的SN曲線特性，聯(lián)合nCode Designlife進行了疲勞壽命仿真，找出了車架相對危險薄弱的節(jié)點區(qū)域，其循環(huán)次數(shù)過短，表明車架結(jié)構(gòu)合理性有待加強。

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