【分析】车架刚度及强度的有限元分析

雍跃 2020-03-05

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车架是汽车主要的承载部件，汽车大部分部件如：动力总成、驾驶室、货箱和车桥等都与车架直接相连。因此车架就必须具有足够的刚度和强度以保证有承受冲击载荷和忍受各种工况的能力。由于车架本身结构的复杂性。无法用传统的计算方法实现对车架的精确计算，而随着计算机技术发展所逐渐兴起的有限元方法可有效地计算车架在各种工况下的响应。进而为后续设计提供有力的理论依据。

有限元法的基本思想是将一个复杂的结构拆分成有限个单元，对这些单元分别进行分析。建立位移与内力之间的关系，以变分原理为工具，将微分方程化为代数方程，再将单元组装成结构。形成整体结构的刚度方程后再进行计算。目前大多的车架有限元分析在模拟车架组成梁之间的连接时，大都采用点对点刚性连接直接将其连接，这种模拟方法相对于实际情况误差较大。本文采用MPC184单元设计了合理的连接模拟形式。相对而言可降低结果误差。

1 有限元模型的建立

以某边梁式车架为研究对象，其由左右分开的两根纵梁和若干根横梁组成。纵梁和横梁是由薄壁型钢制成，再通过焊接和铆接而形成整体。在有限元前处理软件Hypermesh中对车架进行单元划分。忽略半径5 mill以下的孔、过渡圆角、倒角及2 mill以下的搭接边上的凸台。单元选用二维4节点壳单元Shell43，Shell43单元可有效地模拟一定厚度的板壳及其线形和弯曲变形。单元每个节点均具有6个自由度，即，y,z向平动自由度和绕，y，轴的转动自由度。在平面内变形为线性变形，对于非平面的情况单元采用对组成向量进行混合插补的方法。从而使对车架的模拟更为合理。

纵梁、横梁及其连接板之间的铆钉连接，选用如图l所示的连接模拟方式。采用刚性连接单元MPC184单元MPC184单元是由一组通过使用拉格朗日算法来实现运动学上的约束的多点约束单元组成。可用于模拟两个变形体之间的刚性约束或常在工程实际应用中被用来作为传递力和力矩的刚性组件。

图1 铆钉连接示意图

划分完之后将模型导人有限元软件ANSYS中，完成后的整个车架被划分为239 590个节点和164 301个薄壳单元shell43，47 234个实体单元solid45。20个质量单元，8个弹簧单元，453个刚性连接单元MPC184，600个节点耦合方程。完成后的车架整体有限元模型如图2所示。

图2 车架有限元模型

2 载荷的处理

汽车在使用过程中要承受各种载荷的作用。在建立车架的有限元模型时就必须对载荷进行适当的处理，以便施加在相应的单元和节点上。车架主要承受驾驶室及驾乘人员对车架的作用力、动力总成对车架的作用力、货箱及货物对车架的作用力。对于本车型驾驶室及乘员质量940 kg，动力总成质量930 kg，货箱及货物总质量40 000 kg。动力总成载荷为集中载荷，在建立有限元模型时将作用点设置在节点上，而其余两种载荷形式为均布载荷。加载完成后的模型如图3所示。

图3 加载完成后模型

3 静态工况的计算

载货汽车定型试验规程规定：样车必须以一定车速在各种道路上行使一定里程。行驶时会出现匀速直线行驶(车架弯曲)、一轮悬空(车架扭转)、紧急制动和急速转弯4种工况。下面将这4种工况分别进行讨论。

3.1 弯曲工况

弯曲工况主要是对货车满载状态下，四轮着地时的结构强度和刚度进行校核，主要模拟货车在良好路面下匀速直线行驶时的应力分布和变形情况。在这种工况下车速一般较高，故动载系数取3。对车架进行约束，对两前轮UX，UY，UZ三个方向自由度和两后轮UZ方向自由度进行约束，释放车轮的其余自由度。

计算得车架应力分布图如图4所示。车架的最大应力位400．86MPa，位于发动机后支撑梁上，小于强度极限，其余位置应力值均较小，仅为0．9～133 MPa。为减小发动机后支撑梁上的应力，可加厚板的厚度，同时整个车架的应力分布也不会改变。

车架的变形主要发生在车架前端第一根横梁和第二根横梁之间，以及车架最后两根横梁之间，最大总变形量为4．754 mm。

3.2 扭转工况

车架扭转工况主要计算一个车轮骑障或悬空时施加在车架上的扭矩的作用。实践表明，车身承受的最剧烈的扭转工况一般是在汽车低速通过崎岖不平路面时发生的。车速一般较低，故取动载系数为1.5。模拟汽车左前轮被抬起100 mm的工况，对右前轮删，UY，UZ三个方向自由度和其它两轮UZ方向自由度进行约束，释放车轮的其余自由度。

图4 弯曲工况下车架应力分布图

此工况下车架的变形量较大，最大变形量达105 mm，车架的变形图如图5所示。从图中可看出由于左前轮被抬起，左纵梁的变形明显大于右纵梁的变形。而左纵梁前端的变形量最大，向后变形逐渐减小，到后轴处变形最小。此种情况属危险情况，可将车架的材料厚度相应地加大或布置加强筋来提高纵梁的刚度，同时在使用过程中要尽量避免此工况的发生。

3.3 制动工况

汽车在正常行驶时难免会发生紧急制动的情况。此时车架除受各部件的重力外，还要受到数值等于

(道路附着系数)倍重力的纵向惯性力的作用，前后轴载荷发生急剧变化，整个车架的内力、应力也会发生很大的变化。本文模拟紧急制动的极限工况——前轮抱死，对两前轮的UX，UY，UZ三个方向自由度和后轮的UX，UZ两个方向的自由度进行约束，释放车轮的其余自由度。动载系数取1．5。按初始速度为60 km／h，制动距离为7 m进行模拟，即制动减速度19．8 m／s 来进行计算。

图5 扭转工况下车架变形分布图

计算得车架应力分布如图6所示，车架最大应力为325 MPa，同样位于发动机后支撑梁上，小于强度极限。由于纵向惯性力的作用，使得车架后端的应力分布变化比前端要大。

车架最大位移总量为2．889 mm，由于惯性力的作用，车架的后段也产生了一定的位移。

图6 制动工况下车架应力分布图

3.4 转弯工况

汽车在紧急转弯时，由于离心力的作用而产生侧向载荷，就必须要求车架具有足够的忍受侧向载荷的能力。本文模拟汽车紧急转弯的极限工况——甩尾，分析右转弯时的情况。对右前轮的UX，UY，UZ三个方向自由度和左前轮的UZ，UX两个方向自由度，以及两后轮的UZ方向自由度进行约束，释放车轮的其余自由度。取动载系数为1．5，向左的侧向加速度5 m／s 。

计算得车架应力分布如图7所示。车架的最大应力为350 MPa，由于侧向加速度的作用，右纵梁的应力要比左纵梁的大。说明侧向加速度会增加拐弯内侧车架的应力。车架变形最大部位位于车架的尾端，往前逐渐减小。由于本次模拟采用的是甩尾时的情况，后轮会受到来自地面的摩擦力的作用，而是实际情况比此时安全。车架最大总变形量为12．158 mm。