基于有限元的某微型車車架強(qiáng)度分析

許冠能

(廣西汽車拖拉機(jī)研究所，廣西 柳州 545007)

車架是汽車的基體，是影響整車性能的關(guān)鍵。車架結(jié)構(gòu)必須有足夠的強(qiáng)度以保證其可靠性，也必須有足夠的強(qiáng)度來(lái)保證其上安裝的各總成的正常工作[1]。因此，對(duì)車架結(jié)構(gòu)的分析在整個(gè)汽車設(shè)計(jì)中顯得十分重要。

本文采用有限元方法計(jì)算分析彎曲、扭轉(zhuǎn)兩種工況下的車架結(jié)構(gòu)的彎曲強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。

1 強(qiáng)度分析理論

強(qiáng)度理論是指判斷材料在復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)下是否破壞的理論和準(zhǔn)則。常用的強(qiáng)度理論有第一強(qiáng)度理論、第二強(qiáng)度理論、第三強(qiáng)度理論和第四強(qiáng)度理論。第一強(qiáng)度理論又稱為最大拉應(yīng)力理論，其表述是材料發(fā)生斷裂是由最大拉應(yīng)力引起，即最大拉應(yīng)力達(dá)到某一極限值時(shí)材料發(fā)生斷裂。第二強(qiáng)度理論又稱為最大拉應(yīng)變理論，其表述是材料發(fā)生斷裂是由最大拉應(yīng)變引起。第三強(qiáng)度理論又稱為最大切應(yīng)力理論，其表述是材料發(fā)生屈服是由最大切應(yīng)力引起的。第四強(qiáng)度理論又稱為畸變能理論，其表述是材料發(fā)生屈服是畸變能密度引起的。

強(qiáng)度分析常采用第三或者第四強(qiáng)度理論校核。第三強(qiáng)度理論雖然可以較好地表征塑性材料(如低碳鋼)塑性屈服現(xiàn)象，但未考慮主應(yīng)力σ2的影響，故只適用于拉伸屈服極限和壓縮屈服極限相同的材料。第四強(qiáng)度理論考慮了主應(yīng)力σ2的影響，與第三強(qiáng)度理論相比更接近實(shí)際情況。因而在強(qiáng)度評(píng)價(jià)中通常采用第四強(qiáng)度理論導(dǎo)出的等效應(yīng)力eσ (即Von Mises應(yīng)力)來(lái)評(píng)價(jià)[2]。

第四強(qiáng)度理論的含義[3]就是在任意應(yīng)力狀態(tài)下，材料不發(fā)生破壞的條件是：

所以使用Von Mises應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度評(píng)價(jià)就等于使用了第四強(qiáng)度理論。

2 有限元模型的建立

2.1 模型的導(dǎo)入

此微型車車架三維實(shí)體模型是用 UG建立的，因結(jié)構(gòu)復(fù)雜，又是對(duì)稱結(jié)構(gòu)，所以只需建立車架的二分之一模型，其幾何模型如圖1所示：

圖1 車架的二分之一幾何模型

2.2 參數(shù)設(shè)置

該車架材料為 16Mn，彈性模量為 2×105MPa，泊松比為0.3，密度為7.8×10-9T/mm3。

2.3 網(wǎng)格劃分

為區(qū)分車架的結(jié)構(gòu)，我們將車架重新分組，并賦予不同的顏色，以便于網(wǎng)格劃分。利用HyperMesh軟件劃分網(wǎng)格后，對(duì)有限元模型進(jìn)行鏡像，再進(jìn)行單元檢查與修改，得到了整個(gè)車架的有限元模型，如圖2所示。

圖2 整車的有限元網(wǎng)格模型

3 車架結(jié)構(gòu)的有限元靜態(tài)分析

在MSC.Patran中新建一個(gè)文件，導(dǎo)入在HyperMesh中建立好的有限元模型?？紤]到車架的實(shí)際，在MSC.Patran中創(chuàng)建6個(gè)彈簧單元，分別表示為兩個(gè)前懸彈簧單元和四個(gè)后懸彈簧單元，因此并賦予剛度屬性。創(chuàng)建好彈簧單元的模型如圖3所示。

圖3 創(chuàng)建好彈簧單元的車架模型

3.1 靜態(tài)彎曲工況分析

3.1.1 邊界條件和載荷處理

彎曲工況下的邊界條件為前后懸架彈簧底部端點(diǎn)固定，即約束該點(diǎn)的6個(gè)自由度，并按要求將滿載質(zhì)量均布在車架底部，如圖4所示。

在彎曲工況下，分別計(jì)算彎曲應(yīng)力分布和彎曲強(qiáng)度。具體位置如圖

圖4 靜態(tài)彎曲工況載荷分布圖

3.1.2 應(yīng)力計(jì)算結(jié)果及分析

靜態(tài)彎曲工況下，車架所受載荷的應(yīng)力分布云圖如圖 5所示。

圖5 靜態(tài)彎曲工況下的應(yīng)力圖

從圖中可以看出，車架結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力大部分小于100MPa，小于車架材料的屈服極限（300MPa）[2]。應(yīng)力值相對(duì)較大處在車輛前擋風(fēng)板四周鋼架的拐彎處、車身后部左右窗四周鋼架的拐彎處以及中間車門框架的拐彎處?？傮w看，在滿載均布載荷作用下車架強(qiáng)度足夠。

3.2 靜態(tài)扭轉(zhuǎn)工況分析

左前輪抬高的靜態(tài)扭轉(zhuǎn)工況分析：

（1）邊界條件和載荷處理

扭轉(zhuǎn)工況指的是在地面上抬高某一車輪200mm時(shí)的受力情況，有限元模型的邊界條件設(shè)置為左前懸置彈簧單元（或右后懸置彈簧單元）從底部給定一個(gè)向上（遠(yuǎn)離地面）的200mm的強(qiáng)迫位移，其余懸置約束同彎曲工況，左前懸置彈簧單元給定向上的200mm的強(qiáng)迫位移如圖6所示。所受的載荷與靜態(tài)彎曲工況中的載荷相同。

圖6 靜態(tài)扭轉(zhuǎn)工況下的邊界條件圖

（2）應(yīng)力計(jì)算結(jié)果及分析

靜態(tài)扭轉(zhuǎn)工況分別計(jì)算了左前輪抬高和右后輪抬高兩種情況，車架所受載荷的應(yīng)力分布云圖如圖7和圖8所示。

圖7 左前輪抬高時(shí)的靜態(tài)扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力圖

從圖 7中可以看出，車架結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力大部分都在150MPa以下，最大應(yīng)力值相對(duì)較大的危險(xiǎn)點(diǎn)處于車輛前擋風(fēng)板四周鋼架的拐彎處、車身后部左右窗四周鋼架的拐彎處、中間車門框架的拐彎處以及前部車門框架的拐彎處。車架強(qiáng)度足夠，有較大的余量。

圖8 右后輪抬高時(shí)的靜態(tài)扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力圖

從圖 8中可以看出，車架結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力大部分都在150MPa以下，最大應(yīng)力值相對(duì)較大的危險(xiǎn)點(diǎn)處于車輛前擋風(fēng)板四周鋼架的拐彎處、前部車門框架的拐彎處及車身后部鋼架的拐彎處。車架強(qiáng)度足夠，有較大的余量。

4 小結(jié)

本文采用有限元分析方法，對(duì)某微型車車架結(jié)構(gòu)在彎曲、扭轉(zhuǎn)兩種工況下的強(qiáng)度進(jìn)行分析與評(píng)估，結(jié)果表明∶該車架結(jié)構(gòu)的彎曲應(yīng)力與扭轉(zhuǎn)應(yīng)力均小于材料的屈服極限，彎曲應(yīng)力余量較大。此結(jié)果與實(shí)車測(cè)試相吻合，可作為今后改進(jìn)結(jié)構(gòu)和輕量化設(shè)計(jì)的技術(shù)基礎(chǔ)。

[1] 劉大維.汽車工程概論[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 2004.

[2] 劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京:高等教育出版社,2002.

[3] 尹輝俊,韋志林,等.面向設(shè)計(jì)的微型車車架強(qiáng)度分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2008,25(1).