郭俊，黃海婷

（224051 江蘇省 鹽城市 鹽城工學(xué)院 汽車(chē)工程學(xué)院）

0 引言

汽車(chē)行駛過(guò)程中受多種復(fù)雜載荷影響，車(chē)架的剛度和強(qiáng)度對(duì)汽車(chē)設(shè)計(jì)具有重要作用[1]。借助CAD/CAE 對(duì)汽車(chē)零部件進(jìn)行研發(fā)設(shè)計(jì)，是當(dāng)代汽車(chē)零部件設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。通過(guò)有限元仿真技術(shù)對(duì)現(xiàn)代汽車(chē)的車(chē)架進(jìn)行靜態(tài)、動(dòng)態(tài)特性分析，并給予改進(jìn)策略[2]，可以極大縮短研發(fā)和設(shè)計(jì)周期。汽車(chē)在行駛過(guò)程中受到復(fù)雜的彎曲工況作用，與前期的車(chē)架設(shè)計(jì)和測(cè)驗(yàn)方式比較，有限元技術(shù)能夠很好地模仿復(fù)雜的受力狀況，通過(guò)有限元技術(shù)對(duì)車(chē)架的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，以此來(lái)減輕車(chē)架的重量、優(yōu)化車(chē)架的結(jié)構(gòu)。對(duì)有限元分析模擬的結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，可以極大降低試驗(yàn)成本。

客車(chē)車(chē)架主要分為縱梁式車(chē)架和三段式車(chē)架。車(chē)架為客車(chē)的裝配重要主體，客車(chē)行駛過(guò)程中，其車(chē)架受內(nèi)外載荷的作用，會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)和彎曲變形。變形是客車(chē)行駛的主要問(wèn)題，合理的強(qiáng)度與剛度以及車(chē)架輕量化是車(chē)架發(fā)揮最大優(yōu)勢(shì)的必要條件。

傳統(tǒng)力學(xué)公式難以準(zhǔn)確計(jì)算和分析零部件的受力及變形情況，且無(wú)法完成優(yōu)化設(shè)計(jì)[3]。早在20 世紀(jì)初，國(guó)內(nèi)外已運(yùn)用有限元技術(shù)對(duì)汽車(chē)車(chē)架的強(qiáng)度與剛度進(jìn)行研究[4]。1970 年，美國(guó)航天局將有限元技術(shù)對(duì)車(chē)架進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，結(jié)果表明：結(jié)構(gòu)的優(yōu)化極大減輕了車(chē)重，并實(shí)現(xiàn)了車(chē)架輕量化[5]。國(guó)外眾多汽車(chē)公司應(yīng)用有限元軟件進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析、噪聲和碰撞分析[6]。一些研究者使用傳統(tǒng)的計(jì)算分析方法對(duì)車(chē)架的梁?jiǎn)卧M(jìn)行了分析，但對(duì)于復(fù)雜的梁?jiǎn)卧Y(jié)構(gòu)，無(wú)法獲取理想的車(chē)架橫梁及縱梁接頭范圍的應(yīng)力分布情況，并忽略了扭轉(zhuǎn)時(shí)截面發(fā)生的翹曲變形[7-8]。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，有限元技術(shù)對(duì)車(chē)架的板殼單元進(jìn)行應(yīng)力分析得到極大運(yùn)用，減少了分析誤差，從定性或半定量轉(zhuǎn)為定量分析階段[9]。

基于車(chē)架對(duì)汽車(chē)整體質(zhì)量的影響，本文以金龍客車(chē)車(chē)架[10]（三段式）為研究對(duì)象，運(yùn)用UG對(duì)金龍客車(chē)車(chē)架進(jìn)行三維建模，借助有限元仿真軟件，對(duì)其添加約束并根據(jù)工況施加相應(yīng)載荷，通過(guò)分析得出應(yīng)力和應(yīng)變?cè)茍D，分析和研究客車(chē)車(chē)架的剛度及強(qiáng)度，最后根據(jù)所得的靜態(tài)分析結(jié)果對(duì)客車(chē)車(chē)架進(jìn)行優(yōu)化，使車(chē)架的設(shè)計(jì)滿足要求。

1 車(chē)架有限元模型的建立

1.1 車(chē)架基本參數(shù)

整車(chē)參數(shù)信息如表1 所示。

表1 金龍客車(chē)參數(shù)表Tab.1 Parameters of Kinglong bus

1.2 客車(chē)車(chē)架概述及三維模型

本文以三段式車(chē)架為研究對(duì)象，通過(guò)UG 對(duì)車(chē)架進(jìn)行建模。車(chē)架三維模型如圖1 所示。運(yùn)用UG 中有限元模塊進(jìn)行分析，包含對(duì)車(chē)架進(jìn)行幾何清理和網(wǎng)格劃分。

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

1.3 材料參數(shù)

客車(chē)車(chē)架由16Mm 鋼鍛造，材料參數(shù)見(jiàn)表2[10]。

表2 材料參數(shù)Tab.2 Material parameters

1.4 網(wǎng)格劃分

在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，建立準(zhǔn)確的網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)十分關(guān)鍵。單元最大內(nèi)角、單元最小內(nèi)角以及雅克比等是網(wǎng)格質(zhì)量[11]的依據(jù)。網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)見(jiàn)表3[12]。

表3 網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)Tab.3 Grid quality standards

網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2 所示。整個(gè)客車(chē)車(chē)架結(jié)構(gòu)離散58 714 個(gè)節(jié)點(diǎn)，49 756 個(gè)單元總數(shù)。

圖2 車(chē)架的整體網(wǎng)格劃分結(jié)果Fig.2 Overall meshing result of frame

2 客車(chē)車(chē)架靜力學(xué)分析

2.1 靜力學(xué)分析基礎(chǔ)

靜力學(xué)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(diǎn)位移列陣。

在材料力學(xué)中，第四強(qiáng)度理論是強(qiáng)度分析的重要原則。當(dāng)部件結(jié)構(gòu)發(fā)生塑性破壞時(shí)，即部件上任意一點(diǎn)形狀改變值達(dá)到了材料的應(yīng)力極限的數(shù)值，結(jié)構(gòu)發(fā)生塑性流動(dòng)，根據(jù)第四強(qiáng)度理論[14]，結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度條件要滿足

式中：σs——等效應(yīng)力；σ1——第一主應(yīng)力；σ2——第二主應(yīng)力；σ3——第三主應(yīng)力。

2.2 基本載荷的確定

客車(chē)的質(zhì)量參數(shù)主要包括總質(zhì)量4 495 kg、底盤(pán)質(zhì)量1 900 kg、整備質(zhì)量3 010 kg。本客車(chē)為中型客車(chē)，最大載客量為19 人（按每位乘員65 kg 計(jì)算），動(dòng)力總成質(zhì)量420 kg。將車(chē)架以上部位的質(zhì)量加載到各連接的支點(diǎn)上，動(dòng)力總成質(zhì)量依照4 個(gè)點(diǎn)集中加載到車(chē)架的相對(duì)應(yīng)位置，加載方式如圖3 所示。

圖3 加載方式Fig.3 Loading mode

2.3 車(chē)架彎曲工況分析

車(chē)輛在平直道路上勻速行駛時(shí)可以用彎曲工況進(jìn)行模擬，由于受到外界影響較小，車(chē)架只受自重、車(chē)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(jù)加載方式，車(chē)架位移圖和應(yīng)力分布分別如圖4、圖5 所示。

圖4 車(chē)架位移Fig.4 Frame displacement

圖5 車(chē)架應(yīng)力分布Fig.5 Stress distribution of frame

由圖4 發(fā)現(xiàn)，車(chē)架的最大變形為2.815 mm，相對(duì)于車(chē)架的總長(zhǎng)度，其變形量非常小，說(shuō)明車(chē)架的剛度足夠。最大變形出現(xiàn)在車(chē)架尾部，且從車(chē)架尾部至車(chē)架后懸架的位置區(qū)變形逐漸減少。

由圖5 發(fā)現(xiàn)，車(chē)架的最大應(yīng)力為165.21 MPa，安全系數(shù)為4.60，而車(chē)架的屈服應(yīng)力為 345 MPa，說(shuō)明車(chē)架的強(qiáng)度是足夠的。此工況下，車(chē)架的強(qiáng)度是足夠的，并且強(qiáng)度余量很大。最大應(yīng)力發(fā)生在車(chē)架尾部，因?yàn)榇颂幷门c懸架系統(tǒng)相連，剛度較大，相當(dāng)于懸臂梁的固定端，因此，應(yīng)力最大是合理的。同時(shí)，在車(chē)架首部應(yīng)力值也是較大的，這是由于首尾部的結(jié)構(gòu)單薄。根據(jù)材料力學(xué)的相關(guān)理論，在結(jié)構(gòu)截面或形狀發(fā)生突變的地方易產(chǎn)生應(yīng)力集中。而在其他區(qū)域應(yīng)力值較小，可以考慮對(duì)該區(qū)域板厚進(jìn)行適當(dāng)減少。

3 結(jié)論

由靜力分析的結(jié)果可知，彎曲工況下車(chē)架的最大應(yīng)力均是小于屈服應(yīng)力的，因此，車(chē)架的強(qiáng)度是足夠的。相對(duì)于車(chē)架的主尺度，車(chē)架的變形均在合理范圍以內(nèi)，不會(huì)造成車(chē)架的結(jié)構(gòu)性破壞。同時(shí)可以發(fā)現(xiàn)，在滿載彎扭工況下，車(chē)架會(huì)在首尾處產(chǎn)生較大的應(yīng)力，該部位為車(chē)架的薄弱部位。通過(guò)對(duì)車(chē)架進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析，對(duì)于車(chē)架結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化具有很好的指導(dǎo)意義。

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