基于懸架系統(tǒng)的三輪汽車車架有限元分析

郭玉平，丁友鵬，李丹強(qiáng)，王英杰，張先航

（262300 山東省 日照市 山東五征集團(tuán)有限公司）

0 引言

三輪汽車車架是三輪汽車各零部件的載體，需要承受縱向彎曲、扭轉(zhuǎn)、橫向彎曲等多種工況產(chǎn)生的剪切和彎矩力[1]，所以車架設(shè)計(jì)時(shí)要具有足夠的剛度和強(qiáng)度，為了保證設(shè)計(jì)的合理性，單依賴經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)和實(shí)車試驗(yàn)是不夠的，往往需要采用有限元法才能得到滿意的設(shè)計(jì)。目前很多三輪汽車主機(jī)廠都開展了針對(duì)三輪汽車車架的有限元分析工作。

懸架是車架與車輪之間的傳力連接裝置，并將路面的激勵(lì)傳遞給車架。三輪汽車懸架包括前懸和后懸，前懸主要包括減震器和連接板，后懸主要是多片式鋼板彈簧。目前，載貨汽車車架的分析大多考慮了懸架系統(tǒng)的影響，將前后懸架用梁?jiǎn)卧M(jìn)行模擬[2-4]，但也有部分分析未考慮懸架的影響，將約束施加在板簧安裝位置的中點(diǎn)處[5]。三輪汽車由于其特殊性，后懸與載貨汽車的后懸類似，但是前懸完全不同，載貨汽車的前懸與后懸基本一致，采用的都是多片式鋼板彈簧。三輪汽車的前懸采用的是上下往復(fù)式柱狀減震器，所以前懸架不能參考載貨汽車采用梁?jiǎn)卧M(jìn)行模擬。目前三輪汽車車架分析時(shí)大多忽略懸架的影響，將約束直接施加在車架立套下中心點(diǎn)和后板簧左右兩個(gè)中心點(diǎn)處[6-8]。

為了確定三輪汽車車架有限元分析是否需要考慮懸架的影響，本文采用2 種方法分別對(duì)某三輪汽車車架進(jìn)行有限元分析。第1 種方法是目前通用的方法，即不考慮懸架的影響，直接約束前立套中心點(diǎn)和后板簧左右兩中心點(diǎn)；第2 種方法是考慮懸架的影響，將前懸架用彈性單元進(jìn)行模擬、后懸架用梁?jiǎn)卧M。并將分析結(jié)果與實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，從而確定出分析三輪汽車車架更為合適的方法。

1 不考慮懸架影響的有限元分析

某三輪汽車車架三維模型如圖1 所示。該車型實(shí)車試驗(yàn)時(shí)，在下縱梁后端與上縱梁焊接處發(fā)生彎曲變形。為解決問題，利用HyperWorks 軟件進(jìn)行有限元分析，在不考慮懸架影響的前提下施加約束，具體約束如下：在立套下中心點(diǎn)施加上下方向的位移約束、在左右板簧的中心點(diǎn)（板簧前吊耳與板簧后吊耳中間位置）施加上下方向的位移約束和左右方向的位移約束、在推桿座中心施加前后方向的位移約束和左右方向的位移約束。建立的三輪汽車車架有限元模型如圖2 所示。

圖1 三輪汽車車架三維模型Fig.1 3D model of 3-wheel vehicle’s frame

圖2 三輪汽車車架有限元模型Fig.2 FEA model of 3-wheel vehicle’s frame

分為4 個(gè)工況，分別為彎曲、加速、減速和側(cè)向加速。

1.1 彎曲工況

由圖3 可知，彎曲工況下最大應(yīng)力為270.3 MPa，發(fā)生在板簧前吊耳處的上縱梁上。由于該車架采用的是Q355B 材料，屈服強(qiáng)度為355 MPa。根據(jù)分析結(jié)果，車架總成的最大應(yīng)力小于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)是合理的。

圖3 彎曲工況應(yīng)力云圖Fig.3 Stress contour plot of bending condition

1.2 加速工況

由圖4 可知，加速工況下最大應(yīng)力為326.6 MPa，發(fā)生在座椅支架與上縱梁焊接處。根據(jù)分析結(jié)果，車架的最大應(yīng)力小于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)是合理的。

圖4 加速工況應(yīng)力云圖Fig.4 Stress contour plot of accelerating condition

1.3 制動(dòng)工況

由圖5 可知，制動(dòng)工況下最大應(yīng)力為300.6 MPa，發(fā)生在座椅支架與上縱梁焊接處。根據(jù)分析結(jié)果，車架的最大應(yīng)力小于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)是合理的。

圖5 制動(dòng)工況應(yīng)力云圖Fig.5 Stress contour plot of braking condition

1.4 側(cè)向加速工況

由圖6 可知，側(cè)向加速工況下最大應(yīng)力為325.2 MPa，發(fā)生在座椅支架與上縱梁焊接處。根據(jù)分析結(jié)果，車架的最大應(yīng)力小于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)是合理的。

圖6 側(cè)向加速工況應(yīng)力云圖Fig.6 Stress contour plot of turning condition

綜上，根據(jù)有限元分析結(jié)果，該三輪汽車車架4 個(gè)工況都符合設(shè)計(jì)要求，但是實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果表明設(shè)計(jì)存在問題，所以分析結(jié)果與實(shí)際不符。

2 建立懸架模型

對(duì)三輪汽車車架進(jìn)行有限元分析時(shí)，為了考慮懸架對(duì)分析結(jié)果的影響，需要對(duì)前懸和后懸分別進(jìn)行模擬建模。

2.1 前懸建模

該三輪汽車前懸采用的是聯(lián)結(jié)板和減震器結(jié)構(gòu)，聯(lián)結(jié)板起到導(dǎo)向作用、減震器起到緩沖作用，具體結(jié)構(gòu)如圖7 所示。

圖7 前懸三維模型Fig.7 3D model of front suspension

根據(jù)整車布置，找出前輪中心位置，并在該位置建立節(jié)點(diǎn)，用于模擬前輪中心。用彈性單元模擬減震器，彈性單元的剛度與減震器實(shí)際剛度一致，彈性單元的上端連接立套下中心點(diǎn)、下端連接前輪中心點(diǎn)，也就是下文需要施加約束的點(diǎn)，即將車架前端的約束施加在前輪中心處。

2.2 后懸建模

該三輪汽車后懸采用的是主副簧結(jié)構(gòu)的多片式鋼板彈簧，只起到支撐和緩沖作用，沒有導(dǎo)向作用。具體結(jié)構(gòu)如圖8 所示。

圖8 后懸三維模型Fig.8 3D model of back suspension

用梁?jiǎn)卧M板簧，寬度a 與板簧實(shí)際寬度一致，厚度b 為板簧的等效厚度，等效截面模型如圖9 所示。

圖9 后懸等效截面模型Fig.9 Representative section of back suspension

由于該后懸采用的是主副簧結(jié)構(gòu)，所以主簧和副簧需要分別建模，然后用剛性單元進(jìn)行連接。

2.3 施加約束

在前輪中心，也就是前文建立的彈性單元的下連接點(diǎn)處施加上下方向的位移約束，在模擬主簧的梁?jiǎn)卧行奶幨┘由舷路较虻囊苿?dòng)約束、左右方向的位移約束，左右兩側(cè)的約束一致，推桿座中心處施加前后方向和左右方向的位移約束。

完成后的車架有限元模型如圖10 所示。

圖10 車架總成有限元模型Fig.10 FEA model of the frame

3 考慮懸架影響的有限元分析

該分析同樣分為4 個(gè)工況，分別為彎曲、加速、減速和側(cè)向加速，并且施加相同的載荷。

3.1 彎曲工況

由圖11 可知，彎曲工況下最大應(yīng)力為503.5 MPa，發(fā)生在下縱梁后端與上縱梁焊接處。由于該車架采用的是Q355B 材料，屈服強(qiáng)度為355 MPa。根據(jù)分析結(jié)果，車架總成的最大應(yīng)力大于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)是不合理的。

圖11 彎曲工況應(yīng)力云圖Fig.11 Stress contour plot of bending condition

3.2 加速工況

由圖12 可知，加速工況下最大應(yīng)力為507.8 MPa，發(fā)生在下縱梁后端與上縱梁焊接處。根據(jù)分析結(jié)果，車架的最大應(yīng)力大于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)也是不合理的。

圖12 加速工況應(yīng)力云圖Fig.12 Stress contour plot of accelerating condition

3.3 制動(dòng)工況

由圖13 可知，制動(dòng)工況下最大應(yīng)力為444 MPa，發(fā)生在上橫梁與上縱梁焊接處。根據(jù)分析結(jié)果，車架的最大應(yīng)力大于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)也是不合理的。

圖13 制動(dòng)工況應(yīng)力云圖Fig.13 Stress contour plot of braking condition

3.4 側(cè)向加速工況

由圖14 可知，側(cè)向加速工況下最大應(yīng)力為441.6 MPa，發(fā)生在下縱梁后端與上縱梁焊接處。根據(jù)分析結(jié)果，車架的最大應(yīng)力大于車架材料的屈服強(qiáng)度，所以該工況下車架設(shè)計(jì)也是不合理的。

圖14 側(cè)向加速工況應(yīng)力云圖Fig.14 Stress contour plot of turning condition

綜上，根據(jù)有限元分析結(jié)果，在考慮懸架的影響時(shí)，該三輪汽車車架4 個(gè)工況的最大應(yīng)力都超出了車架材料的屈服強(qiáng)度，不符合設(shè)計(jì)要求，這一分析結(jié)果與實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果基本一致，具有更高的可信度。

4 結(jié)論

通過對(duì)比分析后的結(jié)果，各工況下的最大應(yīng)力以及發(fā)生部位都存在較大差異，并且與實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，基于懸架的的分析結(jié)果最大應(yīng)力就是發(fā)生在實(shí)車失效的部位，所以基于懸架的有限元分析與實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果符合度更高、分析結(jié)果更為合理。

（1）為了分析結(jié)果可以正確地指導(dǎo)設(shè)計(jì)，在對(duì)三輪汽車的車架進(jìn)行有限元分析時(shí)，必須要考慮懸架的影響。

（2）對(duì)前后懸架進(jìn)行模擬時(shí)，要確保彈性單元或者梁?jiǎn)卧膭偠扰c實(shí)車一致，必要時(shí)進(jìn)行多次試算，保證彈性單元或者梁?jiǎn)卧淖冃闻c實(shí)車一致，否則分析結(jié)果將出現(xiàn)偏差。