車架是汽車主要的承載部件，汽車大部分部件如：動力總成、駕駛室、貨箱和車橋等都與車架直接相連。因此車架就必須具有足夠的剛度和強度以保證有承受衝擊載荷和忍受各種工況的能力。由於車架本身結構的複雜性。無法用傳統的計算方法實現對車架的精確計算，而隨著計算機技術發展所逐漸興起的有限元方法可有效地計算車架在各種工況下的響應。進而為後續設計提供有力的理論依據。
有限元法的基本思想是將一個複雜的結構拆分成有限個單元，對這些單元分別進行分析。建立位移與內力之間的關係，以變分原理為工具，將微分方程化為代數方程，再將單元組裝成結構。形成整體結構的剛度方程後再進行計算。目前大多的車架有限元分析在模擬車架組成梁之間的連接時，大都採用點對點剛性連接直接將其連接，這種模擬方法相對於實際情況誤差較大。本文采用MPC184單元設計了合理的連接模擬形式。相對而言可降低結果誤差。
1 有限元模型的建立
以某邊梁式車架為研究對象，其由左右分開的兩根縱梁和若干根橫樑組成。縱梁和橫樑是由薄壁型鋼製成，再通過焊接和鉚接而形成整體。在有限元前處理軟件Hypermesh中對車架進行單元劃分。忽略半徑5 mill以下的孔、過渡圓角、倒角及2 mill以下的搭接邊上的凸臺。單元選用二維4節點殼單元Shell43，Shell43單元可有效地模擬一定厚度的板殼及其線形和彎曲變形。單元每個節點均具有6個自由度，即 ，y,z向平動自由度和繞 ，y， 軸的轉動自由度。在平面內變形為線性變形，對於非平面的情況單元採用對組成向量進行混合插補的方法。從而使對車架的模擬更為合理。
縱梁、橫樑及其連接板之間的鉚釘連接，選用如圖l所示的連接模擬方式。採用剛性連接單元MPC184單元MPC184單元是由一組通過使用拉格朗日算法來實現運動學上的約束的多點約束單元組成。可用於模擬兩個變形體之間的剛性約束或常在工程實際應用中被用來作為傳遞力和力矩的剛性組件。
圖1 鉚釘連接示意田
劃分完之後將模型導人有限元軟件ANSYS中，完成後的整個車架被劃分為239 590個節點和164 301個薄殼單元shell43，47 234個實體單元solid45。20個質量單元，8個彈簧單元，453個剛性連接單元MPC184，600個節點耦合方程。完成後的車架整體有限元模型如圖2所示。
圖2 車架有限元模型
2 載荷的處理
汽車在使用過程中要承受各種載荷的作用。在建立車架的有限元模型時就必須對載荷進行適當的處理，以便施加在相應的單元和節點上。車架主要承受駕駛室及駕乘人員對車架的作用力、動力總成對車架的作用力、貨箱及貨物對車架的作用力。對於本車型駕駛室及乘員質量940 kg，動力總成質量930 kg，貨箱及貨物總質量40 000 kg。動力總成載荷為集中載荷，在建立有限元模型時將作用點設置在節點上，而其餘兩種載荷形式為均布載荷。加載完成後的模型如圖3所示。
圖3 加載完成後模型
3 靜態工況的計算
載貨汽車定型試驗規程規定：樣車必須以一定車速在各種道路上行使一定里程。行駛時會出現勻速直線行駛(車架彎曲)、一輪懸空(車架扭轉)、緊急制動和急速轉彎4種工況。下面將這4種工況分別進行討論。
3.1 彎曲工況
彎曲工況主要是對貨車滿載狀態下，四輪著地時的結構強度和剛度進行校核，主要模擬貨車在良好路面下勻速直線行駛時的應力分佈和變形情況。在這種工況下車速一般較高，故動載係數取3。對車架進行約束，對兩前輪UX，UY，UZ三個方向自由度和兩後輪UZ方向自由度進行約束，釋放車輪的其餘自由度。
計算得車架應力分佈圖如圖4所示。車架的最大應力位400．86MPa，位於發動機後支撐樑上，小於強度極限，其餘位置應力值均較小，僅為0．9～133 MPa。為減小發動機後支撐樑上的應力，可加厚板的厚度，同時整個車架的應力分佈也不會改變。
車架的變形主要發生在車架前端第一根橫樑和第二根橫樑之間，以及車架最後兩根橫樑之間，最大總變形量為4．754 mm。
3.2 扭轉工況
車架扭轉工況主要計算一個車輪騎障或懸空時施加在車架上的扭矩的作用。實踐表明，車身承受的最劇烈的扭轉工況一般是在汽車低速通過崎嶇不平路面時發生的。車速一般較低，故取動載係數為1.5。模擬汽車左前輪被抬起100 mm的工況，對右前輪刪，UY，UZ三個方向自由度和其它兩輪UZ方向自由度進行約束，釋放車輪的其餘自由度。
圖4 彎曲工況下車架應力分佈圖
此工況下車架的變形量較大，最大變形量達105 mm，車架的變形圖如圖5所示。從圖中可看出由於左前輪被抬起，左縱梁的變形明顯大於右縱梁的變形。而左縱梁前端的變形量最大，向後變形逐漸減小，到後軸處變形最小。此種情況屬危險情況，可將車架的材料厚度相應地加大或佈置加強筋來提高縱梁的剛度，同時在使用過程中要儘量避免此工況的發生。
3.3 制動工況
汽車在正常行駛時難免會發生緊急制動的情況。此時車架除受各部件的重力外，還要受到數值等於
(道路附著係數)倍重力的縱向慣性力的作用，前後軸載荷發生急劇變化，整個車架的內力、應力也會發生很大的變化。本文模擬緊急制動的極限工況——前輪抱死，對兩前輪的UX，UY，UZ三個方向自由度和後輪的UX，UZ兩個方向的自由度進行約束，釋放車輪的其餘自由度。動載係數取1．5。按初始速度為60 km／h，制動距離為7 m進行模擬，即制動減速度19．8 m／s 來進行計算。
圖5 扭轉工況下車架變形分佈圖
計算得車架應力分佈如圖6所示，車架最大應力為325 MPa，同樣位於發動機後支撐樑上，小於強度極限。由於縱向慣性力的作用，使得車架後端的應力分佈變化比前端要大。
車架最大位移總量為2．889 mm，由於慣性力的作用，車架的後段也產生了一定的位移。
圖6 制動工況下車架應力分佈圖
3.4 轉彎工況
汽車在緊急轉彎時，由於離心力的作用而產生側向載荷，就必須要求車架具有足夠的忍受側向載荷的能力。本文模擬汽車緊急轉彎的極限工況——甩尾，分析右轉彎時的情況。對右前輪的UX，UY，UZ三個方向自由度和左前輪的UZ，UX兩個方向自由度，以及兩後輪的UZ方向自由度進行約束，釋放車輪的其餘自由度。取動載係數為1．5，向左的側向加速度5 m／s 。
計算得車架應力分佈如圖7所示。車架的最大應力為350 MPa，由於側向加速度的作用，右縱梁的應力要比左縱梁的大。說明側向加速度會增加拐彎內側車架的應力。車架變形最大部位位於車架的尾端，往前逐漸減小。由於本次模擬採用的是甩尾時的情況，後輪會受到來自地面的摩擦力的作用，而是實際情況比此時安全。車架最大總變形量為12．158 mm。
圖7 轉彎工況下車架應力分佈圖
4 結論
利用有限元的方法對車架進行結構分析，從分析結果來看，所有工況下的最大應力均滿足要求，該車的車架設計比較安全。從分析結果來看，扭轉工況下及左前輪被抬起時應力和變形量最大，因此要儘量避免這種工況的出現，以防止車架變形或斷裂的現象。本文的分析結果也可對車架的結構改進和優化提供理論依據。
來源 | 正脈科工 CAE
