正三轮车车架强度性能优化设计研究

李万旭

（兰州理工大学机电工程学院 兰州 730050）

1 引言

车架是连接正三轮摩托车的基体，是正三轮摩托车上最重要的零部件，承受着来自车内外各种载荷［1］，它的强度和刚度直接关系到正三轮摩托车的平稳性和安全性。如果车架的应力过小，会使三轮摩托车整体的质量增加以及造成资源的浪费；如果车架应力过大，则会破坏车架的正常工作，影响整车的工作和正三轮摩托车的可靠性，所以说车架的结构非常重要。利用有限元法可以在车身结构设计阶段对车架强度有初步的认识，通过合理的选择车架的结构形式和参数尺寸，来使车架具备良好的性能，从而达到安全舒适的要求。重庆大学肖刚［2］等利用CATIA软件分别对正三轮摩托车弯曲工况、扭转工况以及弯扭结合工况进行分析优化，天津大学孙立星［3］在其硕士论文中采用UG中的STRUC⁃TURE模块对摩托车车架的结构进行静力学分析和模态分析，找出其固有频率和振型，进而对车架的结构优化。而本文的创新点在于针对正常行驶、急转弯、紧急制动以及一边悬空四种不同的工况进行分析得到车架的应力与应变分布，找出车架的薄弱环节，对车架进行比较式优化，从车架的薄弱环节对车架进行改进。对正三轮摩托车用Pro/Engi⁃neer三维软件建立正三轮车的三维模型（图1），然后把车架的三维模型导入到有限元分析软件An⁃sys Workbench14.0里面，对正三轮车车架在进行不同工况下力学分析，根据分析的结果来对车架的薄弱环节进行改进。

图1 正三轮车车架三维模型

2 正三轮车车架分析前的准备

一直以来，摩托车企业在整车设计中对摩托车车架设计多采用样车作参考，进行仿制设计。这种传统的设计方法具有简单易行的优点，同时该法也有明显的不足，主要表现为：由于设计主要是仿制别人的产品，生产厂家不了解该产品的特点及其要实现的设计目的，有可能出现虽然仿制出了相似的产品，但是在材料方面、实用性能方面与原产品并不相同，一般情况下这样仿制的车架并不适合企业自身的摩托车产品，该设计带有相当的盲目性，车架的设计改进都不会有明显的突破。由于经验分析设计方法存在以上所提到的不足，生产厂家迫切要求一种能与市场竞争相适应的新的设计方法。随着电子计算机的出现及结构强度分析和结构优化程序的投入使用，使得这种设想成为可能。有限元分析方法可以实现对车架结构强度、刚度和动态响应的分析，解决车架的断裂、振动等质量问题，能够进行车架的创新设计和变形设计。在车架设计过程中引入有限元分析的方法，可以降低设计者的工作强度，提高结构分析的能力和设计的可靠性以及设计的速度［3］。有限元方法的发展是以弹性力学的基本理论为基础得到发展的，车架结构分析像许多工程实际问题一样属于空间问题分析，弹性力学空间问题的基本方程，它有3个平衡方程，6个几何方程，6个物理方程，共15个方程，解析法求解异常困难。利用ANSYS WORKBENCH协同平台可以方便快速的对以上方程的求解，并以图形化的方式显示出求解结果。

2.1 导入正三轮车车架的三维模型

1）进入导入界面后，选择单位Millimeter（mm）；

2）将之前的正三轮车车架的三维模型导入Ansys Workbench。在ANSYS Workbench 14.0界面内显示出正三轮车架的三维模型图。

2.2 正三轮车车架的材料属性设置

本文所研究的正三轮车车架的材料均为Q235钢，其密度 ρ=7.86×10-9ton/mm-3，杨氏模型E=2×105MPa，泊松比 μ=0.266。进入工程数据界面后，创建新的材料类型。输入“gang”，将上述参数分别输入对话框并设置各向同性弹性。

2.3 各零件材料设置

在三维模型图相应的位置上会以绿色形式表示出来。设置每个体的材料类型，将61个体的材料类型均设置为之前设置的类型“gang”。本文中的三轮摩托车均通过焊接的方式将车身的各个部件连接在一起，因此分析时可将整个车架看成一个整体进行分析。单击Connections前面的“+”，再单击Contact前面的“+”，弹出各个接触面的列表。单击contact region，在三维模型图相应位置上会以红色形式表现出接触面的位置。

2.4 网格划分

选取好实体后，设置单元尺寸为10mm，在Ele⁃ment size处输入30。然后右击Body sizing，选取Generate Mesh，完成网格划分，如图2所示。

图2 正三轮车车架网格划分图

3 不同工况下的车架性能分析

3.1 正三轮车车架静力工况

3.1.1 约束的处理

该正三轮车车架需要五个约束。分别是四个弹簧钢板挂耳上的约束以及前轮的车头管的约束，三个方向上的位移均设置为0。重复步骤完成五个约束。

3.1.2 施加载荷

该正三轮车车架需要施加三个载荷，分别是后面车厢装载区上，驾驶区的坐凳上以及底下发动机上施加的载荷。

1）装载区的载荷：

该车架装载区可承受最大载重为690kg，上图所示十个面的面积S=98000mm2。

2）驾驶区的坐凳上载荷：

假定人的重量为75kg，坐凳上的面积S=37500 mm2。

3）驾驶区下面的发动机处载荷：

发动机重量为35kg，接触的面积S=21600 mm2。

3.1.3 静力工况下有限元计算分析结果

1）静力工况下应力分布结果

由图3可知，在对后面两个车轮以及前面车轮的约束后，分别在装载区、驾驶区、发动机区施加载荷后，驾驶区所受应力最大，由坐凳中心向两边扩散，在两边的三分之二区后应力值又逐渐加大；而装载区前面接触面应力最大值出现在接触面与圆管中间的面，向两边扩散逐渐减小，后面接触面应力最大值出现在后面圆管上面，向两边扩散逐渐减小；发动机区应力最大值在支架区底部。车架上出现的最大应力为161.23MPa，最小应力为0。

图3 静力工况下应力分布

2）静力工况总体变形结果

图4为静力工况下总体变形，由图可知最大变形在坐凳上，最大位移为1.3998mm，最小位移为0。

图4 静力工况下总体变形

3）静力工况下应变分布结果

图5为静力工况下应变分布，由图可知最大应变值出现在坐凳后方，最大应变值为0.00081562，最小应变值为0。

图5 静力工况下应变分布

3.2 正三轮车车架紧急制动工况

主要考虑正三轮摩托车以规定最大制动加速度制动时，地面制动力对车架的影响，根据制动力计算公式：

正三轮摩托车前轮最大制动力［4］

正三轮摩托车两后轮最大制动力

边界处理：车头管、板簧连接部位的5个自由度全部约束。在正三轮摩托车行驶方向上的前后车轮附加相应的1139.25N和3932.25N制动力。［5］

车头管处压力

板簧处压力

施加静力情况下的三个约束：装载区的压力P=0.07MPa；驾驶区的压力P=0.02MPa；发动机处的压力P=0.016MPa，根据静力工况下有限元计算及分析步骤得出结果：

1）紧急制动工况工况下应力分布结果

图6为紧急制动工况下应力分布，由图可知最大应力为161.26MPa，最小应力为0，最大应力出现在坐凳中间。

图6 紧急制动工况工况下应力分布

2）紧急制动工况工况下总体变形结果

图7为紧急制动工况下总体变形分布，由图可知最大位移为2.217mm，最小位移为0，最大位移出现在坐凳下支撑板上。

图7 紧急制动工况工况下总体变形

3）紧急制动工况工况下应变分布结果

图8为紧急制动工况下应变分布，由图可知最大应变值为0.00081579，最小应变值为0，最大应变值出现在坐凳后方。

图8 紧急制动工况工况下应变分布

3.3 正三轮车车架急转弯工况

主要考虑正三轮摩托车以安全转弯速度行驶时惯性力对车架的影响，根据正三轮车安全转弯半径的测量方法，获得该车的转弯半径为3130mm，根据正三轮摩托车安全转弯速度规定，正三轮摩托车安全转弯速度为10km/h，根据公式［6］

可得转弯角速度为0.8875rad/s。

边界处理：车头管、板簧连接部位的5个自由度全部约束。在转弯方向上施加转弯角速度为0.8875rad/s。施加静力情况下的三个约束：装载区的压力P=0.07MPa；驾驶区的压力P=0.02MPa；发动机处的压力P=0.016MPa，根据静力工况下有限元计算及分析步骤得出结果。

1）急转弯工况下应力分布结果

图9为急转弯工况下应力分布，由图可知最大应力为161.23MPa，最小应力为0，最大应力出现在坐凳中间。

图9 急转弯工况下应力分布

2）急转弯工况下总体变形结果

图10为急转弯工况下总体变形分布，由图可知最大位移为6.008mm，最小位移为0，最大位移出现在坐凳下支撑板上。

图10 急转弯工况下总体变形

3）急转弯工况下应变分布结果

图11为急转弯工况下应变分布，由图可知最大应变值为0.00081562，最小应变值为0，最大应变值出现在坐凳上。

图11 急转弯工况下应变分布

3.4 正三轮车车轮一边悬空工况

主要考虑正三轮摩托车在行驶工程中一边悬空时对车架的影响，根据正三轮车行驶状况可以得知，该工况下的边界处理只需去除一边车轮的约束即可。

边界处理：车头管、一侧的板簧连接部位的三个自由度约束。施加静力情况下的三个约束：装载区的压力P=0.07MPa；驾驶区的压力P=0.02MPa；发动机处的压力P=0.016MPa，根据静力工况下有限元计算及分析步骤得出结果：

1）一边悬空工况下应力分布结果

图12为一边悬空工况下应力分布，由图可知最大应力为380.63MPa，最小应力为0，最大应力出现在坐凳上。

图12 一边悬空工况下应力分布

2）一边悬空工况下总体变形结果

图13为一边悬空工况下总体变形分布，由图可知最大位移为8.663mm，最小位移为0，最大位移出现在坐凳下支撑板上。

图13 静力工况下总体变形

3）一边悬空工况下应变分布结果

图14为一边悬空工况下应变分布，由图可知最大应变值为0.0019922，最小应变值为0，最大应变值出现在车架纵梁上。

图14 一边悬空工况下应变分布

4 正三轮车车架结构的改进

4.1 正三轮车车架结构整体优化目的

在对正三轮车车架的四种工况分析后结果显示：车架的装载区由于焊合梁较少，导致车架上两根圆管与车架纵梁接触的地方应力与应变值都急剧加大；车架的驾驶区由于坐凳板太过薄，而且面积也不大，所以显示的变形较大，应力与应变值也过大；发动机处应力与应变值变化都不算大，所以改进装载区与驾驶区成为本次改进的重点。

4.2 正三轮车车架结构改进方案

基于以上对正三轮车车架薄弱环节的发现，该方案则根据所发现处的问题进行改进，再进行有限元分析并比较优化后的车架性能。

首先，对于装载区的改进。由原图可知，中间的两根圆管起到了支撑三根车架纵梁的作用，但是未能承载到车厢的重量，所以导致圆管与纵梁接触的地方的应力与应变值急剧增大。现将中间的纵梁去除，将两根圆管改成三根方管变成横梁，用来支撑车厢焊合部分。然后就是对驾驶区的改进，从变形图上可以得知，坐凳变形较大，往下弯曲严重。现将坐凳下方焊接一个小方管用来支撑坐凳。以上就是根据之前的分析结果所得来的改进方案，现在重新设计正三轮车车架的三维模型。修改后的三维模型图如图4所示。

图15 改进后的正三轮车车架三维模型

4.3 改进后的正三轮车车架的有限元分析

4.3.1 正三轮车车架静力工况

改进后的正三轮车，在装载区与车厢接触的面积发生变化，所以所施加的载荷也随之而变化。经计算，改变后的接触面积S=74800mm2，所以

驾驶区的压力与面积不变，发动机处压力与面积不变，所以两处的载荷不变。

1）静力工况下应力分布结果

图16为静力工况下应力分布，由图可知最大应力为81.035MPa，出现在车厢与方管接触处，而改进前最大应力为161.23MPa，相对改进前的静力工况下的最大应力值有了明显减小。

图16 静力工况下应力分布

2）静力工况下总体变形结果

图17为静力工况下总体变形，由图可知最大位移为0.58132mm，出现在坐凳右方，而改进前最大变形出现在坐凳上为1.3998mm相对改进前的静力工况下的最大变形有了明显减小。

图17 静力工况下总体变形

3）静力工况下应变分布结果

图18为静力工况下应变分布，由图可知最大应变值为0.00040982，出现在车厢与方管接触处，而改进前最大应变值出现在坐凳后方为0.00081562，相对改进前的静力工况下的应变值有了明显减小。

图18 静力工况下应变分布

4.3.2 正三轮车车架紧急制动工况

1）紧急制动工况下应力分布结果

图19为紧急制动工况下应力分布最大应力为79.138MPa，出现在车厢与方管接触处，而改进前最大应力为161.26MPa，出现在坐凳中间，相对改进前的紧急制动工况下的最大应力值有了明显减小。

图19 紧急制动工况下应力分布

2）紧急制动工况下总体变形分布结果

图20为紧急制动工况下总体变形分布，由图可知最大位移为0.58202mm，出现在坐凳右方，而改进前最大位移为2.217mm，出现在坐凳下支撑板上，相对改进前紧急制动工况下的最大变形有了明显减小。

图20 紧急制动工况下总体变形分布

3）紧急制动工况下应变分布结果

图21为紧急制动工况下应变分布，由图可知最大应变值为0.00040069，出现在车厢与方管接触处，而改进前最大应变值为0.00081579，出现在坐凳后方，相对改进前紧急制动工况下的最大应变值有了明显减小。

图21 紧急制动工况下应变分布

4.3.3 正三轮车车架急转弯工况

1）急转弯工况下应力分布结果

图22为急转弯工况下应力分布，由图可知最大应力为81.035MPa，出现在车厢与方管接触处，而改进前最大应力161.23MPa，出现在坐凳中间，相对于改进前急转弯工况下的最大应力值有了明显减小。

图22 急转弯工况下应力分布

2）急转弯工况下总体变形分布结果

图23为急转弯工况下总体变形分布，由图可知最大位移为0.58132mm，出现在坐凳右方，而改进前最大位移为6.008mm，出现在坐凳下支撑板上，相对于改进前急转弯工况下的最大变形有了明显减小。

图23 急转弯工况下总体变形分布

3）急转弯工况下应变分布结果

图24为急转弯工况下应变分布，由图可知最大应变值为0.00040982，出现在车厢与方管接触处，而改进前最大应变值为0.00081562，出现在坐凳上相对于改进前急转弯工况下的最大应变值有了明显减小。

图24 急转弯工况下应变分布

4.3.4 正三轮车车轮一边悬空工况

1）一边悬空工况下应力分布结果

图25为一边悬空工况下应力分布，由图可知最大应力为281.89MPa，出现在车厢与方管接触处，而改进前最大应力为380.63MPa，出现在坐凳上，相对于改进前车轮一边悬空工况下的最大应力值有了明显减小。

图25 一边悬空工况下应力分布

2）一边悬空工况下总体变形分布结果

图26为一边悬空工况下总体变形分布，由图可知最大位移为4.2584mm，出现在车架尾部，而改进前最大位移为8.663mm，出现在坐凳下支撑板上，相对于改进前车轮一边悬空工况下的最大变形有了明显减小。

图26 一边悬空工况下总体变形分布

3）一边悬空工况下应变分布结果

图27为一边悬空工况下应变分布，由图可知最大应变值为0.0014272，出现在车架与圆管接触处，而改进前最大应变值为0.0019922，出现在车架纵梁上，相对于改进前车轮一边悬空工况下的最大应变值有了明显减小。

图27 一边悬空工况下应变分布

5 结语

本文对正三轮车车架所进行的性能研究主要是在四种不同工况下，即静力工况、紧急制动工况、急转弯工况和一边悬空工况。通过有限元分析软件得出在这四种不同工况时车架的应力应变以及总体变形结果，根据分析结果找出薄弱环节最后再在原有车架基础上进行改进优化，优化后再通过有限元分析这四种工况下的车架应力应变以及总体变形结果，将上述两者分析结果作对比如下：

1）在静力工况下最大应力由改进前161.23Mpa减小为81.035Mpa，最大应变由改进前0.00081562减小为0.00081562，总体变形由改进前1.3998mm减小为0.58132mm。

2）在紧急制动工况下最大应力由改进前161.26Mpa减小为79.138Mpa，最大应变由改进前0.00081579减小为0.00040069，总体变形由改进前2.217mm减小为0.58202mm。

3）在急转弯工况下最大应力由改进前161.23Mpa减小为81.035Mpa，最大应变由改进前0.00081562减小为0.00040982，总体变形由改进前6.008减小为0.58132。

4）在一边悬空工况下最大应力由改进前380.63Mpa减小为281.89Mpa，最大应变由改进前0.0019922减小为0.0014272，总体变形由改进前8.663mm减小为4.2584mm。

有上述分析结果可知改进后的正三轮车架的各项参数均优于改进前，因此上述改进方法合理。