金龙XMQ6608NE1 客车车架分析研究

郭俊，黄海婷

（224051 江苏省 盐城市 盐城工学院 汽车工程学院）

0 引言

汽车行驶过程中受多种复杂载荷影响，车架的刚度和强度对汽车设计具有重要作用[1]。借助CAD/CAE 对汽车零部件进行研发设计，是当代汽车零部件设计的关键。通过有限元仿真技术对现代汽车的车架进行静态、动态特性分析，并给予改进策略[2]，可以极大缩短研发和设计周期。汽车在行驶过程中受到复杂的弯曲工况作用，与前期的车架设计和测验方式比较，有限元技术能够很好地模仿复杂的受力状况，通过有限元技术对车架的参数进行优化，以此来减轻车架的重量、优化车架的结构。对有限元分析模拟的结果和试验结果进行对比分析，可以极大降低试验成本。

客车车架主要分为纵梁式车架和三段式车架。车架为客车的装配重要主体，客车行驶过程中，其车架受内外载荷的作用，会发生扭转和弯曲变形。变形是客车行驶的主要问题，合理的强度与刚度以及车架轻量化是车架发挥最大优势的必要条件。

传统力学公式难以准确计算和分析零部件的受力及变形情况，且无法完成优化设计[3]。早在20 世纪初，国内外已运用有限元技术对汽车车架的强度与刚度进行研究[4]。1970 年，美国航天局将有限元技术对车架进行静强度分析，结果表明：结构的优化极大减轻了车重，并实现了车架轻量化[5]。国外众多汽车公司应用有限元软件进行瞬态响应分析、噪声和碰撞分析[6]。一些研究者使用传统的计算分析方法对车架的梁单元进行了分析，但对于复杂的梁单元结构，无法获取理想的车架横梁及纵梁接头范围的应力分布情况，并忽略了扭转时截面发生的翘曲变形[7-8]。随着计算机技术的发展，有限元技术对车架的板壳单元进行应力分析得到极大运用，减少了分析误差，从定性或半定量转为定量分析阶段[9]。

基于车架对汽车整体质量的影响，本文以金龙客车车架[10]（三段式）为研究对象，运用UG对金龙客车车架进行三维建模，借助有限元仿真软件，对其添加约束并根据工况施加相应载荷，通过分析得出应力和应变云图，分析和研究客车车架的刚度及强度，最后根据所得的静态分析结果对客车车架进行优化，使车架的设计满足要求。

1 车架有限元模型的建立

1.1 车架基本参数

整车参数信息如表1 所示。

表1 金龙客车参数表Tab.1 Parameters of Kinglong bus

1.2 客车车架概述及三维模型

本文以三段式车架为研究对象，通过UG 对车架进行建模。车架三维模型如图1 所示。运用UG 中有限元模块进行分析，包含对车架进行几何清理和网格划分。

图1 客车三段式车架三维模型Fig.1 Three-dimensional model of bus three-section frame

1.3 材料参数

客车车架由16Mm 钢锻造，材料参数见表2[10]。

表2 材料参数Tab.2 Material parameters

1.4 网格划分

在进行网格划分时，建立准确的网格质量标准十分关键。单元最大内角、单元最小内角以及雅克比等是网格质量[11]的依据。网格质量标准见表3[12]。

表3 网格质量标准Tab.3 Grid quality standards

网格划分结果如图2 所示。整个客车车架结构离散58 714 个节点，49 756 个单元总数。

图2 车架的整体网格划分结果Fig.2 Overall meshing result of frame

2 客车车架静力学分析

2.1 静力学分析基础

静力学有限元分析的基本方程[13]：

式中：{f}——总体载荷列阵；{K}——总体刚度矩阵；{δ}——总体节点位移列阵。

在材料力学中，第四强度理论是强度分析的重要原则。当部件结构发生塑性破坏时，即部件上任意一点形状改变值达到了材料的应力极限的数值，结构发生塑性流动，根据第四强度理论[14]，结构的强度条件要满足

式中：σs——等效应力；σ1——第一主应力；σ2——第二主应力；σ3——第三主应力。

2.2 基本载荷的确定

客车的质量参数主要包括总质量4 495 kg、底盘质量1 900 kg、整备质量3 010 kg。本客车为中型客车，最大载客量为19 人（按每位乘员65 kg 计算），动力总成质量420 kg。将车架以上部位的质量加载到各连接的支点上，动力总成质量依照4 个点集中加载到车架的相对应位置，加载方式如图3 所示。

图3 加载方式Fig.3 Loading mode

2.3 车架弯曲工况分析

车辆在平直道路上匀速行驶时可以用弯曲工况进行模拟，由于受到外界影响较小，车架只受自重、车架各总成重量和行李重量、额定乘员载荷作用，所以，在弯曲工况下，主要考虑垂直方向上的受力。根据加载方式，车架位移图和应力分布分别如图4、图5 所示。

图4 车架位移Fig.4 Frame displacement

图5 车架应力分布Fig.5 Stress distribution of frame

由图4 发现，车架的最大变形为2.815 mm，相对于车架的总长度，其变形量非常小，说明车架的刚度足够。最大变形出现在车架尾部，且从车架尾部至车架后悬架的位置区变形逐渐减少。

由图5 发现，车架的最大应力为165.21 MPa，安全系数为4.60，而车架的屈服应力为 345 MPa，说明车架的强度是足够的。此工况下，车架的强度是足够的，并且强度余量很大。最大应力发生在车架尾部，因为此处正好与悬架系统相连，刚度较大，相当于悬臂梁的固定端，因此，应力最大是合理的。同时，在车架首部应力值也是较大的，这是由于首尾部的结构单薄。根据材料力学的相关理论，在结构截面或形状发生突变的地方易产生应力集中。而在其他区域应力值较小，可以考虑对该区域板厚进行适当减少。

3 结论

由静力分析的结果可知，弯曲工况下车架的最大应力均是小于屈服应力的，因此，车架的强度是足够的。相对于车架的主尺度，车架的变形均在合理范围以内，不会造成车架的结构性破坏。同时可以发现，在满载弯扭工况下，车架会在首尾处产生较大的应力，该部位为车架的薄弱部位。通过对车架进行有限元静力学分析，对于车架结构的设计和优化具有很好的指导意义。

本文主要对车架在弯曲工况展开静态分析。通过理论计算和分析，得出车架在弯曲工况下刚度变化。该工况的最大应力为165.21 MPa，最大位移为2.815 mm，在弯曲工况中，最大应力发生在车架首、尾部，相对于车架的总长度而言，最大位移变形量和最大应力均满足要求。