李喜全，孫于胤，周玉軍

（隆鑫通用動力股份有限公司技術中心，重慶400052）

自上世紀50年代以來，我國三輪摩托車的生產和銷售，一直沿著歷史的軌跡平緩地向前發(fā)展。20世紀90年代伴隨著摩托車工業(yè)春天的到來，三輪摩托車行業(yè)也發(fā)生了巨大的變化。特別是經過近十多年的發(fā)展，三輪摩托車的市場也呈上升趨勢。對于那些不需要過于精良運輸工具的生意人和經常奔跑于崎嶇道路的農民以及平時用于居家代步的老年人，三輪摩托車正迎和著許多用戶。為滿足廣大用戶的安全保障，適用于各種極限駕駛工況，車身強度是否達標就顯的尤為重要，為此開展了對三輪車車身強度的研究。

車架作為整車各總成的安裝基礎是核心受力結構，它既要有足夠的強度又要有足夠的剛度，在開發(fā)階段顯得尤為重要。隨著計算機輔助設計的普及，目前車架設計多數先用CAD軟件進行設計細化、建立三維數模，再根據車架的受力特點和整車運行工況借助CAE軟件進行有限元分析[1-4]。見圖1.

圖1 近幾年三輪車銷量圖

1 分析邊界條件

1.1 車架分析參數

分析用的車架參數如下表1所示。

表1 車架簡化分析主要參數表

1.2 材料參數

車架材料均采用Q235A，屈服強度為235 MPa，安全系數取1.3，許用應力取180 MPa.分析結果強度合格判定依據：結構應力≤結構對應材料許用應力。

1.3 分析工況

（1）彎曲工況：車輛在水平路面勻速行駛。

（2）扭轉工況：車輛在顛簸道路行駛。

（3）聯(lián)合制動工況：車輛在行駛中緊急制動。

（4）舉升工況：車廂在12°時開始卸貨。

1.4 有限元分析邊界載荷獲取

由于在實際使用中扭轉工況和制動工況對車身損害最大，通過相關軟件分別計算得出對應工況相對的前輪（Single front）力值以及后輪（Tire L2/Tire R2）力值。制動工況中車架主要受到縱向力和垂向力的影響，計算所得力值如圖2、圖3所示，根據經驗取12 s時刻力值加載在車架模型上。扭轉工況中由于車身的傾斜，務必受到側向力的影響，所以計算扭轉工況中側向力值以及垂向力值，如圖4、圖5所示。同樣根據經驗取同一時刻力值加載在車架模型上。

圖2 制動工況縱向力值

圖3 制動工況垂向力值

圖4 扭轉工況側向力值

圖5 扭轉工況垂向力值

2 有限元模型

三輪車摩托車車架主要部件包括主梁、左右邊梁、轉向立管、發(fā)動機支撐、板簧安裝支架及限位塊。這些部件大多采用鋼管和鋼板焊接而成。

本文采用CATIA對其進行三維建模，由于考慮的是車身的主要結構，故將對車身強度影響較小的部件忽略，對車身進行簡化處理，簡化原則如下：

（1）忽略對車身強度影響較小部件，例如電器固定片、消聲器固定支架、備胎安裝支架等；

（2）車架各部件的連接是通過焊接實現(xiàn)的，部分采用點焊、拉焊。為簡化模型，均以3mm厚度的面代替焊縫；

（3）為了保證網格符合有限元分析的要求，對部件不重要的倒角將進行去倒角處理。

對于與車身進行安裝連接的部件，例如：前減震器、板簧、后橋、輪胎等，采用beam進行代替。最終劃分出模型節(jié)點數為883 879，單元數量為918 911，模型如下圖6所示。

圖6 車架有限元模型

3 計算結果分析

計算所得彎曲工況結果如圖7所示，車身最大應力值位于圖7圓圈中為115 MPa，體現(xiàn)在第三圓梁與左右邊梁的連接處，這是由于載荷主要集中在車身后半部，其值小于180 MPa，滿足安全使用強度要求。扭轉工況結果如圖8所示，最大應力值位于圖8圓圈中為175 MPa，此工況為實際使用過程中最惡劣的使用工況，必須嚴格保證第三圓梁與邊梁的焊接質量，保證無漏焊、虛焊，其值略小于180 MPa，滿足安全強度使用要求，需加強關注。制動工況結果如圖9所示，最大應力值位于圖9圓圈中為124 MPa，體現(xiàn)在車身中部，這是由于制動時車身及重物的慣性導致，其值小于180 MPa，滿足安全使用強度要求。舉升工況結果如圖10所示，最大應力值位于圖10圓圈中為136 MPa小于180 MPa，滿足安全強度使用要求。

圖7 彎曲工況結果云圖

圖10 舉升工況結果云圖

圖8 扭轉工況結果云圖

圖9 制動工況結果云圖

有限元分析結論定為：車身強度合格，薄弱結構為第三圓梁與邊梁的連接處，應保證其焊接質量。

4 結論

本文應用有限元分析法，對能反應正三輪摩托車實際使用情況的水平彎曲、極限扭轉和緊急制動工況進行了仿真分析，計算得出車身結構的應力分布云圖，找出車架的薄弱環(huán)節(jié)，分析破壞形式，判定出整車的結構強度水平，從而在前期設計階段，為車架結構的優(yōu)化和可靠設計提供有價值的結構分析數據。

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