貨車車架尺寸優(yōu)化設(shè)計

康元春，劉瑛

（湖北汽車工業(yè)學(xué)院 汽車工程系，湖北 十堰442002）

車架是汽車的重要組成部分，在汽車整車設(shè)計中占據(jù)著重要位置。傳統(tǒng)的車架設(shè)計一般是設(shè)計者根據(jù)直覺或受已有設(shè)計的啟發(fā)而完成的。為了保證結(jié)構(gòu)的安全，設(shè)計方案往往比較保守，表現(xiàn)在質(zhì)量過大、體型較為笨重等。目前，人們對產(chǎn)品的要求已不僅僅局限于功能和質(zhì)量上的提高，而且希望減輕結(jié)構(gòu)質(zhì)量，降低成本減少能源消耗并相應(yīng)降低污染［1］。本文以某貨車車架為原型，研究車架的實際工況、載荷條件，以建立合理的力學(xué)模型，對車架進(jìn)行強(qiáng)度、剛度進(jìn)行系統(tǒng)的分析，提出合理的結(jié)構(gòu)尺寸優(yōu)化方案，在滿足強(qiáng)度、剛度條件下，達(dá)到輕量化的目的。

1 車架結(jié)構(gòu)

該車架為邊梁式車架結(jié)構(gòu)，由兩根縱梁及8根橫梁鉚接而成，第1根橫梁上置水箱和作為發(fā)動機(jī)前懸置，第2根橫梁為發(fā)動機(jī)后懸置，第3根橫梁為駕駛室后懸置，前后等寬，寬度為832 mm，車架縱梁長度為6845 mm。整個車架采用16 MnL鋼材，材料性能參數(shù)如表1所示。

表1 車架材料參數(shù)

貨車車架結(jié)構(gòu)的載荷包括：1）車架自重；2）貨箱及貨物的重量；3）安裝在車架上的車身、底盤總成及非模型化車身部件的重力，如動力總成、備胎、蓄電池、油箱、車門窗玻璃與密封條、地板等（可分別將總成或部件的重力作為集中載荷分配到對應(yīng)總成或部件安裝點的對應(yīng)模型節(jié)點上）；4）乘員、座椅、行李及行李架的重力。具體如表2所示。

表2 車架承受的載荷

2 車架受力分析

車架的受力主要按照四種危險工況來進(jìn)行分析計算，分別為滿載彎曲、滿載扭轉(zhuǎn)、緊急制動和緊急轉(zhuǎn)彎工況。車架的受力情況按力方向主要分為垂直載荷、縱向載荷和側(cè)向載荷3個方向。根據(jù)車輛行駛過程中分析可得：滿載工況為垂直載荷單獨作用的工況；滿載扭轉(zhuǎn)工況為垂直載荷和側(cè)向載荷的組合工況；緊急制動工況為垂直載荷和縱向載荷共同作用的組合工況；緊急轉(zhuǎn)彎工況為垂直載荷、縱向載荷和側(cè)向載荷共同作用的組合工況［2］。

彎曲工況模擬的是滿載狀態(tài)下，四輪著地時的狀況，主要考察在良好路面下勻速直線行駛時的應(yīng)力分布和變形情況；扭轉(zhuǎn)載荷產(chǎn)生于路面不平度對車架造成的非對稱支撐，作為對比計算，可以用靜態(tài)最大可能扭矩，即一個前輪懸空的極限狀態(tài)或一輪騎障，左右車輪接地點出現(xiàn)高度差時，客車承受的非對稱載荷的情況模擬；轉(zhuǎn)向工況模擬的是車架受到離心力作用而產(chǎn)生側(cè)向載荷時的應(yīng)力分布和變形情況；制動工況模擬的是由于汽車加速、制動時的慣性力的作用而產(chǎn)生的應(yīng)力分布和變形情況。

3 有限元模型及靜力分析

將車架模型從CATIA導(dǎo)入HyperMesh中。在HyperMesh坐標(biāo)系中X軸正方向為車架前進(jìn)方向，Y軸正方向指向向下，Z軸正方向橫向指向車架左側(cè)。對導(dǎo)入模型進(jìn)行幾何清理，修正相鄰面的幾何關(guān)系，重構(gòu)有缺陷的面，得到完善的幾何模型。

車架的橫梁和縱梁上由于需要連接附件和達(dá)到減重的作用要開很多孔，為簡化模型便于網(wǎng)格劃分和保證網(wǎng)格質(zhì)量，需要將直徑小于20 mm的非安裝孔去掉。為了提高網(wǎng)格質(zhì)量和計算的精度，將其它連接孔處擴(kuò)孔，進(jìn)行單元格劃分。

在HyperMesh中用rigids剛性單元進(jìn)行模擬零件間的螺栓和鉚釘連接，圖1為第2根橫梁與縱梁鉚接。所建的有限元模型共有104703個單元，節(jié)點108645個，整車結(jié)構(gòu)如圖2所示。

滿載彎曲時，約束前輪的3個平動自由度UX、UY、UZ， 釋放前輪的 3 個轉(zhuǎn)動自由度 ROTX、ROTY、ROTZ；后輪需要豎直方向的平動自由度UY，釋放其余所有自由度。彎曲工況下最大應(yīng)力在左縱梁后部，最大應(yīng)力為131MPa，最大位移點也在縱梁中部，最大位移為2.038mm。應(yīng)力、應(yīng)變圖如圖3所示。

圖1 第二根橫梁與縱梁鉚接

圖2 車架有限元模型

滿載扭轉(zhuǎn)，模擬汽車懸空時施加在車架上的扭轉(zhuǎn)工況，對左前輪UX、UY、UZ方向自由度和右前輪UX、UY方向自由度，其他兩輪UY方向自由度進(jìn)行約束。扭轉(zhuǎn)工況下最大應(yīng)力在左縱梁后部，最大應(yīng)力為131 MPa，最大位移也在縱梁中部，最大位移2.041mm。應(yīng)力、應(yīng)變圖如圖4所示。

緊急制動，對兩前輪的UX、UY、UZ方向自由度和后輪的UX、UY方向的自由度進(jìn)行約束，釋放車輪其余自由度；在車架上施加一個縱向0.6g的制動減速度。制動工況下，最大應(yīng)力在左縱梁后部為61MPa，最大位移點仍在縱梁中部最大位移為0.98mm。應(yīng)力、應(yīng)變圖見圖5。

緊急轉(zhuǎn)彎，對左前輪的UX、UY、UZ方向自由度和右前輪的UX、UY方向的自由度，以及左后輪的UY方向自由度進(jìn)行約束，釋放車輪的其余自由度；在橫向（Z軸正方向）施加一個側(cè)向加速度0.5g和縱向（X軸正方向）施加一個減速度0.5g來模擬左轉(zhuǎn)彎工況。轉(zhuǎn)彎工況下，最大應(yīng)力左縱梁尾部，最大值為236.5MPa，最大位移右縱梁后部，位移最大值為4.219mm。應(yīng)力、應(yīng)變圖見圖6。

圖6 轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力、應(yīng)變圖

車架是16MnL材料，屈服極限345MPa，考慮到車輛在行駛過程中的動載荷、疲勞及材料缺陷引起的應(yīng)力集中等問題，取安全系數(shù)為1.2，則許用應(yīng)力［σ］為280 MPa，通過4個工況分析發(fā)現(xiàn)該車架的最大應(yīng)力為236.5MPa，小于許用應(yīng)力。

4 優(yōu)化方案

4.1 優(yōu)化方案

優(yōu)化的目的是在車架性能滿足要求的前提下，降低車架的總質(zhì)量，而優(yōu)化中的車架的幾種材料密度均為7850kg·m－3，因此選取車架的總體積反映車架的重量為目標(biāo)函數(shù)。選定支撐發(fā)動機(jī)前懸置的第2橫梁和支撐駕駛室后懸置的第4橫梁厚度為T1，其余橫梁厚度為T2，兩縱梁厚度為T3，作為優(yōu)化分析的設(shè)計變量。設(shè)計了2種優(yōu)化方案。方案1僅約束優(yōu)化后最大應(yīng)力小于許用應(yīng)力280MPa，方案2增加了位移約束。

方案1數(shù)學(xué)模型：

目標(biāo)函數(shù)：V=ΣVi→min

設(shè)計變量:T1，T2，T3

約束條件：{σ}≤280MPa

方案2數(shù)學(xué)模型：

目標(biāo)函數(shù)：V=ΣVi→min

設(shè)計變量:T1，T2，T3

約束條件：{σ}≤280MPa，{smax}≤5.5mm

4.2 兩優(yōu)化結(jié)果比較

通過對2種方案優(yōu)化結(jié)果比較 （表3～4），2種方案都可在滿足強(qiáng)度和剛度的條件下，達(dá)到輕量化的目的，根據(jù)型鋼常用規(guī)格對優(yōu)化后兩方案中型鋼厚度進(jìn)行圓整，第1種方案可使車架體積減少22.4%，第2種方案可使車架體積減少23.9%，顯然，第2種方案更優(yōu)。

表3 靜力分析的比較

表4 厚度的比較

5 結(jié)論

根據(jù)車架靜力分析的結(jié)果，把車架的板厚作為優(yōu)化參數(shù)，以減輕車重為優(yōu)化目標(biāo)，并對車架的厚度進(jìn)行了優(yōu)化。優(yōu)化后方案在滿足強(qiáng)度和剛度條件下，體積減少了23.9%，達(dá)到輕量化的目的。

［1］ 聶春戈，李曉峰，兆文忠.高速轉(zhuǎn)向架軸箱轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計 ［J］.機(jī)械設(shè)計，2007（6）：58－60.

［2］ 呂東升，王東方，蘇小平.基于HYPERWORKS的某客車車架有限元分析［J］.機(jī)械設(shè)計與制造，2011（3）：11－12.