摘要：車架是載貨汽車重要的承載部件，在進(jìn)行研發(fā)時需要在滿足足夠力學(xué)性能的條件下其重量盡可能輕量化。結(jié)合車架自身特點(diǎn)，利用有限元分析軟件對某輕型載貨汽車車架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，從靜力學(xué)特性方面對車架性能進(jìn)行了評估，并針對車架力學(xué)薄弱點(diǎn)對其進(jìn)行了局部優(yōu)化設(shè)計。研究結(jié)果具有一定的現(xiàn)實意義，為相關(guān)的設(shè)計提供了參考。

關(guān)鍵詞：貨車車架;輕量化;靜力學(xué)分析

中圖分類號：U461收稿日期：2022-O5-16

DOI：10.19999lj.cnki.1004-0226.2022.07.007

從目前汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展情況看，輕量化是主流趨勢，過去在進(jìn)行車架設(shè)計時以主觀經(jīng)驗為主，為了增強(qiáng)車架的強(qiáng)度與剛度，一再增加車架的重量與厚度，不僅提升了成本，也導(dǎo)致性能沉余這種情況的發(fā)生，致使整車性價比得不到提升[1-2]。隨著計算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，汽車設(shè)計研發(fā)領(lǐng)域引人了計算機(jī)輔助設(shè)計，有限元分析軟件在其設(shè)計和研發(fā)環(huán)節(jié)得到了廣泛應(yīng)用[3-4]。利用有限元分析軟件，可以模擬車架實際工況下的性能，不但縮短了產(chǎn)品的研發(fā)周期，也節(jié)約了研發(fā)成本。

1車架結(jié)構(gòu)簡介

載貨汽車車架作為安裝基體，安裝有駕駛室、傳動系、發(fā)動機(jī)、貨箱等總成，同時承載著行駛過程中來自地面及車內(nèi)部各種力與力矩的作用，理想車架設(shè)計應(yīng)以設(shè)計質(zhì)量最小但能滿足各種路況下負(fù)載作用為目標(biāo)。本文研究的車架總成結(jié)構(gòu)如圖1所示。該車架屬于邊梁式車架，該車架的優(yōu)勢在于車架本身便于安裝其他各總成零部件，且后期維修及改裝升級也很方便。

2車架有限元模型的建立

車架在進(jìn)行有限元模型建立時，根據(jù)其結(jié)構(gòu)特征，選用殼單元（SHELL）。具體單元選擇如下：模型主體單元選用四節(jié)點(diǎn)直邊單元QUAD4，在一些結(jié)構(gòu)過渡區(qū)及形狀不規(guī)則區(qū)選用三節(jié)點(diǎn)直邊單元TRIA3。四邊形單元和三角形單元組合使用，可以提高車架模型網(wǎng)格劃分精度，使后續(xù)分析更加精確。網(wǎng)格劃分后的車架如圖2所示，模型中四邊形單元61890個，三角形單元4387個。

車架材料選用WL510鋼，材料屬性如下：密度7.8×103 kg/m2，彈性模量210 GPa，泊松比0.3，抗拉強(qiáng)度480 MPa，屈服強(qiáng)度 280 MPa。車架各部件厚度如下：主縱梁厚度8mm，副縱梁厚度5mm，其余橫梁及加強(qiáng)板厚度均是5mm。

車架在進(jìn)行有限元分析前，需要對其進(jìn)行載荷和約束的施加，本文研究的載貨汽車載荷處理如下：

a.駕駛室580kg和駕乘人員200 kg，以集中載荷的形式均布支架上;

b.發(fā)動機(jī)500 kg和變速箱150 kg，以集中載荷的形式施加在支撐位置上;

c.油箱及燃油100 kg、蓄電池50 kg和備胎80kg，以集中載荷的形式施加在對應(yīng)位置;

d.貨物質(zhì)量2 200 kg，以均布的形式作用在車架對應(yīng)位置;

e.車架自重以不同密度折算在車架上。

汽車在行駛過程中，車架主要受動載荷的作用，動載荷的計算一般由路面情況、行駛工況以及自身結(jié)構(gòu)決定。這里為了讓分析過程更貼近車架實際行駛狀態(tài)，將上述載荷疊加一個動載系數(shù)進(jìn)行施加。

約束對車架有限元分析也至關(guān)重要，往往根據(jù)對車架不同約束的施加，模擬車架行駛過程中的不同工況。約束施加遵循如下原則：

a.約束要保證模型無多余內(nèi)外自由度（有多余自由度會導(dǎo)致模型移動而無法進(jìn)行力學(xué)計算）。

b.模型上不應(yīng)存在過約束的情況（約束施加過多會影響計算分析結(jié)果）。

c.遵循力學(xué)平衡，如支座反力需與施加的載荷相等。車架約束布置如圖3所示。

3車架靜態(tài)特性分析

3.1彎曲工況

滿載彎曲工況是指汽車處于滿載狀態(tài)，以較高的速度沿直線行駛，車輛與地面接觸時車架會承受來自路面的垂直反作用力，這種作用力保持垂直方向，使車架發(fā)生彎曲變形，靜載荷與動載荷系數(shù)會對力的大小產(chǎn)生直接影響，本設(shè)計將動載荷系數(shù)設(shè)定為1.5。為了增強(qiáng)輕型載貨汽車的可靠性并延長其壽命，要把車架彎曲撓度控制在10 mm之內(nèi)。由圖4可知，第三橫梁是新開發(fā)車架最容易變形的部位，此處只有5.059mm的彎曲撓度，與參考值相比明顯偏低。這意味著車架總成在抵抗彎曲變形方面表現(xiàn)得較為突出。

從圖5可知，左右縱梁是整個車架中的最大應(yīng)力位置，尤其是貨箱縱梁前端與車架縱梁相接觸的點(diǎn)應(yīng)力值最高，達(dá)到了180 MPa，與量產(chǎn)車型相比，安全性能明顯偏高。

3.2扭轉(zhuǎn)工況

在崎嘔不平的道路上行駛時，由于路面平整度比較差，汽車四個輪子難以處于同一個水平面上，車架就會出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)變形的情況，變形情況與懸架剛度、車架剛度、路面平整度有關(guān)。

在實施對比計算過程中，可以把其中的一個前輪懸空，用這種極限情況進(jìn)行對比。汽車在崎嘔的路面行駛時，通常速度比較慢，不會產(chǎn)生較大的慣性載荷，動載系數(shù)控制在2以內(nèi)，此處將其設(shè)定為1.5。

由圖6可知，新開發(fā)車架前后軸間的扭轉(zhuǎn)角度低于標(biāo)準(zhǔn)值，僅為0.570/m，與量產(chǎn)車架相比，在這方面實現(xiàn)了突破，有效增強(qiáng)了車架抗扭轉(zhuǎn)變形能力。

由圖7可知，在右縱梁處的應(yīng)力值最高，特別是前簧吊耳支架這一點(diǎn)，達(dá)到了261 MPa，安全系數(shù)與量產(chǎn)車架相比也有了一定的提升，達(dá)到了1.02。

3.3加速和緊急制動工況

汽車在行駛過程中發(fā)生加速、制動時，由于慣性力的存在，導(dǎo)致車架承受著縱向載荷，車架會重新把載荷分配給前部與后部。縱向載荷的高低，與汽車制動或加速時的速度變化有關(guān)，也與車載質(zhì)量有關(guān)。本文在模擬兩種工況時加速度值確定為9.8 m/s？（這里加速度為9.8 m/s，緊急制動時加速度為-9.8 m/s？），動載系數(shù)確定為1.5。

加速工況發(fā)生后，由圖8可知，第六橫梁后側(cè)是最大應(yīng)力位置，特別是后簧吊耳支架處，安全系數(shù)比較高。

緊急制動工況下，由圖9可知，前簧吊耳支架的位置是車架縱梁應(yīng)力最大的點(diǎn)，安全系數(shù)比較高。

3.4緊急轉(zhuǎn)彎工況

汽車在行駛中轉(zhuǎn)彎，會產(chǎn)生較大的離心力，側(cè)向載荷會對車架產(chǎn)生明顯的影響，因此必須確保車輛在行駛過程中的平穩(wěn)和安全。特別是急轉(zhuǎn)彎的時候，離心加速度、車載質(zhì)量等都會對側(cè)向載荷的大小產(chǎn)生影響，就更需要注意。本文在模擬緊急轉(zhuǎn)彎工況時，把制動減速度、離心加速度均設(shè)定為重力加速度的0.5倍，動載荷系數(shù)設(shè)定為1.5。

從圖10可知，在緊急轉(zhuǎn)彎的情況發(fā)生之后，車架縱梁中第六橫梁后側(cè)的應(yīng)力最大，特別是后簧吊耳支架處能達(dá)到244 MPa，安全系數(shù)提升到1.09，這是原量產(chǎn)車架無法比擬的。

4結(jié)語

在汽車設(shè)計時運(yùn)用有限元法，不僅能節(jié)省原料，也能把設(shè)計周期控制到最短，除了能讓各項設(shè)計指標(biāo)達(dá)到要求以外，還能產(chǎn)生車架減重的良好效果。本文評估了多套設(shè)計方案，重點(diǎn)關(guān)注了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度、可靠性等，從中找到最優(yōu)方案，這些都對車架設(shè)計效果的提升產(chǎn)生了積極影響。

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作者簡介：

王智杰，男，1990年生，中級工程師，研究方向為電子信息工程及機(jī)電。一體化。