隨著科技的進步，國際上汽車車架的開發(fā)和設計己由經驗、類比、靜態(tài)設計方法，進入建模、靜動態(tài)分析、動態(tài)參數優(yōu)化階段，并向基于計算機平臺的虛擬設計發(fā)展。車架是汽車的重要組成部分，在汽車整車設計中占據著重要位置，車架結構設計歷來為廣大汽車廠商所重視。國內車架設計，尤其是轎車、客車和載重貨車車架設計仍以引進技術為主，車架分析和設計能力較低，與國外先進水平有較大差距。
本文以某汽車公司從歐洲引進的牽引車車架為研究對象，對該車架結構的基礎應力進行分析了解，消化、吸收歐洲的先進技術并在此基礎上進行自主創(chuàng)新設計。分析手段主要是通過建立正確的有限元分析模型，對車架進行典型工況的靜態(tài)分析、模態(tài)分析和路面不平度引起的隨機振動分析，以此了解車架的靜態(tài)和動態(tài)特性，了解該車架的優(yōu)越性能及其不足之處，為新車架的改型設計提供依據。
1 有限元分析模型的建立
該車架為邊梁式[1]，由兩根位于兩邊的縱梁和若干根橫梁組成，用鉚接或焊接方式將縱梁和橫梁連接成堅固的剛性結構，縱梁上有鞍座，其結構如圖1 所示。由于車架是由一系列薄壁件組成的結構，有限元模型采用殼單元離散能詳細分析車架應力集中問題，可以真實反映車架縱、橫梁連接情況，是目前常采用一種模型。該車架是多層結構，縱梁斷面為槽形，各層間用螺栓或鉚釘方式連接，這種結構與具有連續(xù)橫截面的車架不同，其力的傳遞是不連續(xù)的。
圖1 車架結構示意圖
該車架長7m，寬約0.9m，包括雙層縱梁、橫梁、外包梁、背靠梁、鞍座、飛機板、鑄鐵加強板、發(fā)動機安裝板、三角支撐板和后軸等部分組成?？紤]到車架幾何模型的復雜性，可在三維CAD 軟件UG 里建立好車架的面模型，導入到Hypermesh 軟件中進行網格劃分等前置處理，然后提交到Ansys 解算。車架各層之間通過鉚釘聯(lián)接，可以用Hypermesh—connectors 中的bar 單元來模擬鉚釘聯(lián)接，對應的是ANSYS 的MPC 單元，因車架各層間既有拉壓應力，又有剪應力，故MPC 的類型應選擇Rigid Beam 方式。由于該車是多軸車，為超靜定結構，為了得到車架結構的真實應力分布，必須考慮懸掛系統(tǒng)的變形情況。整個車架結構應力分析的有限元模型由車架有限元模型和懸掛系統(tǒng)等效有限元模型組成，其中縱橫梁、加強板等為薄壁結構，以殼單元shell63 離散；鋼板彈簧、輪胎以彈簧單元模擬；前懸彈簧的模型為在每邊縱梁上采用2 個彈簧單元，每個彈簧單元通過MPC 與車架連接，后懸彈簧的模型為在每邊縱梁上采用1 個彈簧單元與車架后軸連接。殼單元總數為46770 個，MPC 單元為1338 個，材料為歐洲高強度材料，楊氏模量為2E5MPa，泊松比0.3。網格劃分后的局部模型如圖2 所示。
圖2 車架有限元模型的局部放大圖
2 靜力分析
2.1 邊界條件的確定
車架靜力分析時，應消除剛體位移，保證結構總剛度矩陣非奇異，須對車架進行必要的約束。由于車架通過懸架系統(tǒng)、車輪支承在地面上，當有限元模型將懸架系統(tǒng)與車架組合成整體式計算模型后，邊界條件可簡化為約束前后懸彈簧單元接地處的自由度，讓車架形成一簡支梁結構。根據車輛電測的有關標準[2]和車輛實際運行時的受力情況，車架的靜力分析要考慮彎曲工況和彎曲扭轉工況，由于是研究牽引車車架，因此還要考慮牽引力的作用。
在彎曲工況的分析計算中，車架靜止平放，滿載，故可以將前后懸彈簧底部節(jié)點固定，約束所有自由度。在彎曲扭轉工況的分析計算中，車架靜止，滿載，其中一個前輪或后輪抬高200mm，故可以將抬高車輪處的彈簧單元底端約束除Z 軸向移動之外的所有自由度，再給該處一個沿Z 軸正向的200mm 的強迫位移，未抬高車輪處的彈簧單元約束如同彎曲工況。
2.2 載荷的簡化及加載
載荷的簡化與施加是否和實際相符或接近直接關系到計算結果的真實性，在進行彎曲和彎曲扭轉工況計算時，車架所受載荷一致，主要包括駕駛室的重力、發(fā)動機的重力、鞍座所受壓力和牽引力，以及車架自重。
該車架的主要技術參數如下：
所牽引的列車允許拖掛總重(G.C.W.)： 70,000 公斤
車輛總重(G.V.W.)： 34,000 公斤
前橋最大承載能力 ： 7,500 公斤
后橋最大承載能力： 26,800 公斤
鞍座允許最大承載能力： 24,602 公斤
駕駛室總重： 800 公斤
發(fā)動機總重： 800 公斤
駕駛室總重800 公斤，按其長度沿縱梁施加均布載荷；發(fā)動機重量為800 公斤，將其均布在支承發(fā)動機的四塊支承板上；鞍座允許最大承載能力為24,602 公斤，考慮到車輛制動時產生的載荷轉移，在鞍座上施加25，000 公斤的壓力載荷；該車牽引的列車允許拖掛的總重為70，000 公斤，形成的牽引力通過掛鉤作用在鞍座上，方向是沿X 軸向后，可以簡化為作用在鞍座上與承載壓力在同一位置的X 向均布載荷；車架自重力視具體結構可作為均布載荷分布到結構的相應結點上，也可以密度和重力加速度的方式施加，在此選用后者，在模型上施加-9800mm/s2 的重力加速度，模擬車架自重。
2.3 靜態(tài)計算結果與分析
2.3.1 彎曲工況的計算結果
彎曲工況的應力分布圖如圖3、圖4 所示，單位為：MPa。
圖3 彎曲工況的應力分布圖 圖4 彎曲工況下除去鞍座后車架的應力分布
2.3.2 彎曲扭轉工況的計算結果
彎曲扭轉工況以右后輪抬高200mm 為例，其應力分布圖如圖5、圖6 所示，單位為：MPa。
圖5 彎扭工況去除鞍座后的應力分布圖 圖6 彎扭工況下第二、三橫梁及靠背粱的應力分布圖
2.3.3 計算結果分析
車架在彎曲工況時，總體應力不大，高應力區(qū)集中在縱粱的靠背梁、第三橫梁和外包粱所在位置處，最大應力不超過200MPa，遠小于該車架材料的抗拉強度800MPa。相對而言，受力較大處在鞍座部位，應力相對較大，但仍沒有超過車架的抗拉強度。彎曲工況下，第二、第三橫焊縫周圍的應力值較小。
車架在右后輪抬高的彎曲扭轉工況時，高應力區(qū)集中在車架縱粱的第三橫梁附近及后軸位置上的加強板處，其值不超過330MPa。焊接部位的高應力區(qū)也在第三橫梁上，焊接處應力最大值不超過250MPa，說明在這種焊接結構下，焊接性能優(yōu)良，焊縫結構值得借鑒，橫梁設計合理，可以用于改進其它車型的車架橫梁結構。
經上述分析可知，該車架的結構設計合理，大部分部位應力遠小于車架材料的抗拉強度，性能穩(wěn)定，焊接性能優(yōu)良?？赏ㄟ^優(yōu)化的方法在保證或提高性能的前提下，改進車架結構，減輕車架自重。
3 動態(tài)性能分析
模態(tài)分析是研究結構動態(tài)性能的基礎，車架可看成一個多自由度彈性振動系統(tǒng)，作用于這個系統(tǒng)的各種激振力就是使牽引車車架產生復雜振動的動力源。引起各種激振力的因素可概括為兩類：一是汽車行駛時路面不平度對車輪作用的隨機激振；二是發(fā)動機運轉時，工作沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復慣性力引起的簡諧激振。如果這些激勵力的激振頻率和車架的某一固有頻率相吻合時，就會產生共振，并導致在車架上某些部位產生數值很大的共振動載荷，會造成車架的破壞。在此，主要分析第一種情況，即先以模態(tài)分析求出車架的固有頻率和振型，在此基礎上分析路面不平度對車架作用的隨機激振情況，確定車架的動態(tài)特性。
3.1 模態(tài)分析
模態(tài)計算該車架的自由振型，即取消所有約束條件、承載情況和前后懸彈簧的作用，在ANSYS中用Block Lanczos 法提取自由振動時的前15 階固有頻率，由于剛體位移，前6 階的頻率為零，其余各階頻率如下表。
表1 車架的7～15 階固有頻率及振型
3.2 隨機振動分析
隨機振動是指機械(結構)系統(tǒng)對外加隨機激勵的動態(tài)響應，在結構力學中，激勵被稱為載荷。載荷不僅指外力，還包括外加的運動作用，如在動態(tài)系統(tǒng)或在其某部位上加以一定的位移或加速度等。車架的隨機振源主要考慮路面不平度對車架作用，可以通過施加路面功率密度譜的方式來激勵[2]。利用ANSYS 的譜分析功能可以分析車架的隨機振動情況[3]。隨
機振動分析時要求有限元模型帶有前后懸彈簧，并將每個彈簧的底部節(jié)點全約束。
車架在凹凸不平的路面上行駛時，它的各個車輪所受的路面激勵不完全相同，為了簡化計算，將各個車輪所受的激勵簡化為同一個，即各個車輪的功率譜密度譜都相同。
下圖是車架局部典型部位在功率譜密度譜作用下的應力隨頻率變化的曲線。
3.3 計算結果分析
從模態(tài)分析可知：車架固有振型分為兩類：一類是車架的整體振動，另一類是以車架一個或幾個部分振動為主的局部振動。7 到15 階模態(tài)頻率分布在8-36Hz 范圍內，且以整體振動為主的模態(tài)振型較多，其中第7、15 階振型屬于扭轉振型，第8、10、12、13 階振型屬于彎曲振型，第12、15 階伴隨有車架的局部振動，第9、11、14 階振型為局部振動，主要集中在鞍座和外包梁兩個位置。模態(tài)分析結果表明該車架剛度較好。
從車架典型部位的應力隨頻率變化的曲線知，車架大多數部位，在頻率為5Hz 和8Hz時，應力會發(fā)生突變，主要是因為車架的第七階固有頻率為8.7392Hz，在這個頻段中，車架系統(tǒng)在路面不平度的作用下發(fā)生較強烈的共振現(xiàn)象。由于路面不平度的激勵頻率大都集中在0-20Hz 之間，所以它與車架固有頻率的耦合而引起的共振現(xiàn)象屬于低頻共振，低頻共振對車架振動的貢獻遠遠大于高頻共振。引起車架乘坐舒適性的下降，此外，雖然車架的動應力不大，但突變嚴重，有可能成為車架疲勞破壞的原因之一。
4 結束語
本文通過有限元分析的方法，對引進車車架結構進行靜力和動態(tài)性能分析，掌握其內在性能，達到消化、吸收國外先進技術并在此基礎上進行自主創(chuàng)新設計的目的，該車架橫梁的結構及其焊接方式已成功運用于新產品的設計開發(fā)當中。
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