郭俊，黃海婷

（224051 江蘇省 鹽城市 鹽城工學院 汽車工程學院）

0 引言

汽車行駛過程中受多種復雜載荷影響，車架的剛度和強度對汽車設計具有重要作用[1]。借助CAD/CAE 對汽車零部件進行研發(fā)設計，是當代汽車零部件設計的關鍵。通過有限元仿真技術對現代汽車的車架進行靜態(tài)、動態(tài)特性分析，并給予改進策略[2]，可以極大縮短研發(fā)和設計周期。汽車在行駛過程中受到復雜的彎曲工況作用，與前期的車架設計和測驗方式比較，有限元技術能夠很好地模仿復雜的受力狀況，通過有限元技術對車架的參數進行優(yōu)化，以此來減輕車架的重量、優(yōu)化車架的結構。對有限元分析模擬的結果和試驗結果進行對比分析，可以極大降低試驗成本。

客車車架主要分為縱梁式車架和三段式車架。車架為客車的裝配重要主體，客車行駛過程中，其車架受內外載荷的作用，會發(fā)生扭轉和彎曲變形。變形是客車行駛的主要問題，合理的強度與剛度以及車架輕量化是車架發(fā)揮最大優(yōu)勢的必要條件。

傳統(tǒng)力學公式難以準確計算和分析零部件的受力及變形情況，且無法完成優(yōu)化設計[3]。早在20 世紀初，國內外已運用有限元技術對汽車車架的強度與剛度進行研究[4]。1970 年，美國航天局將有限元技術對車架進行靜強度分析，結果表明：結構的優(yōu)化極大減輕了車重，并實現了車架輕量化[5]。國外眾多汽車公司應用有限元軟件進行瞬態(tài)響應分析、噪聲和碰撞分析[6]。一些研究者使用傳統(tǒng)的計算分析方法對車架的梁單元進行了分析，但對于復雜的梁單元結構，無法獲取理想的車架橫梁及縱梁接頭范圍的應力分布情況，并忽略了扭轉時截面發(fā)生的翹曲變形[7-8]。隨著計算機技術的發(fā)展，有限元技術對車架的板殼單元進行應力分析得到極大運用，減少了分析誤差，從定性或半定量轉為定量分析階段[9]。

基于車架對汽車整體質量的影響，本文以金龍客車車架[10]（三段式）為研究對象，運用UG對金龍客車車架進行三維建模，借助有限元仿真軟件，對其添加約束并根據工況施加相應載荷，通過分析得出應力和應變云圖，分析和研究客車車架的剛度及強度，最后根據所得的靜態(tài)分析結果對客車車架進行優(yōu)化，使車架的設計滿足要求。

1 車架有限元模型的建立

1.1 車架基本參數

整車參數信息如表1 所示。

表1 金龍客車參數表Tab.1 Parameters of Kinglong bus

1.2 客車車架概述及三維模型

本文以三段式車架為研究對象，通過UG 對車架進行建模。車架三維模型如圖1 所示。運用UG 中有限元模塊進行分析，包含對車架進行幾何清理和網格劃分。

圖1 客車三段式車架三維模型Fig.1 Three-dimensional model of bus three-section frame

1.3 材料參數

客車車架由16Mm 鋼鍛造，材料參數見表2[10]。

表2 材料參數Tab.2 Material parameters

1.4 網格劃分

在進行網格劃分時，建立準確的網格質量標準十分關鍵。單元最大內角、單元最小內角以及雅克比等是網格質量[11]的依據。網格質量標準見表3[12]。

表3 網格質量標準Tab.3 Grid quality standards

網格劃分結果如圖2 所示。整個客車車架結構離散58 714 個節(jié)點，49 756 個單元總數。

圖2 車架的整體網格劃分結果Fig.2 Overall meshing result of frame

2 客車車架靜力學分析

2.1 靜力學分析基礎

靜力學有限元分析的基本方程[13]：

式中：{f}——總體載荷列陣；{K}——總體剛度矩陣；{δ}——總體節(jié)點位移列陣。

在材料力學中，第四強度理論是強度分析的重要原則。當部件結構發(fā)生塑性破壞時，即部件上任意一點形狀改變值達到了材料的應力極限的數值，結構發(fā)生塑性流動，根據第四強度理論[14]，結構的強度條件要滿足

式中：σs——等效應力；σ1——第一主應力；σ2——第二主應力；σ3——第三主應力。

2.2 基本載荷的確定

客車的質量參數主要包括總質量4 495 kg、底盤質量1 900 kg、整備質量3 010 kg。本客車為中型客車，最大載客量為19 人（按每位乘員65 kg 計算），動力總成質量420 kg。將車架以上部位的質量加載到各連接的支點上，動力總成質量依照4 個點集中加載到車架的相對應位置，加載方式如圖3 所示。

圖3 加載方式Fig.3 Loading mode

2.3 車架彎曲工況分析

車輛在平直道路上勻速行駛時可以用彎曲工況進行模擬，由于受到外界影響較小，車架只受自重、車架各總成重量和行李重量、額定乘員載荷作用，所以，在彎曲工況下，主要考慮垂直方向上的受力。根據加載方式，車架位移圖和應力分布分別如圖4、圖5 所示。

圖4 車架位移Fig.4 Frame displacement

圖5 車架應力分布Fig.5 Stress distribution of frame

由圖4 發(fā)現，車架的最大變形為2.815 mm，相對于車架的總長度，其變形量非常小，說明車架的剛度足夠。最大變形出現在車架尾部，且從車架尾部至車架后懸架的位置區(qū)變形逐漸減少。

由圖5 發(fā)現，車架的最大應力為165.21 MPa，安全系數為4.60，而車架的屈服應力為 345 MPa，說明車架的強度是足夠的。此工況下，車架的強度是足夠的，并且強度余量很大。最大應力發(fā)生在車架尾部，因為此處正好與懸架系統(tǒng)相連，剛度較大，相當于懸臂梁的固定端，因此，應力最大是合理的。同時，在車架首部應力值也是較大的，這是由于首尾部的結構單薄。根據材料力學的相關理論，在結構截面或形狀發(fā)生突變的地方易產生應力集中。而在其他區(qū)域應力值較小，可以考慮對該區(qū)域板厚進行適當減少。

3 結論

由靜力分析的結果可知，彎曲工況下車架的最大應力均是小于屈服應力的，因此，車架的強度是足夠的。相對于車架的主尺度，車架的變形均在合理范圍以內，不會造成車架的結構性破壞。同時可以發(fā)現，在滿載彎扭工況下，車架會在首尾處產生較大的應力，該部位為車架的薄弱部位。通過對車架進行有限元靜力學分析，對于車架結構的設計和優(yōu)化具有很好的指導意義。

本文主要對車架在彎曲工況展開靜態(tài)分析。通過理論計算和分析，得出車架在彎曲工況下剛度變化。該工況的最大應力為165.21 MPa，最大位移為2.815 mm，在彎曲工況中，最大應力發(fā)生在車架首、尾部，相對于車架的總長度而言，最大位移變形量和最大應力均滿足要求。