方亮，徐論意，范平麗

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

前言

車架是輕型載貨汽車的骨架，是汽車的承載基體，支承著發(fā)動機(jī)、變速器、轉(zhuǎn)向器、貨箱等所有簧上質(zhì)量的有關(guān)部件，承受著傳給它的各種力和力矩。車架設(shè)計目前主要采用有限元分析方法，再反復(fù)優(yōu)化分析，對于同類平臺變型變動產(chǎn)品，基本可以滿足要求。對于新開發(fā)新能源商用車車架，部件布置與傳統(tǒng)車存在很大差異，且出于輕量化考慮，需要盡可能減輕車架設(shè)計質(zhì)量，如果按照目前方法進(jìn)行設(shè)計，需要建立和修改多次數(shù)學(xué)模型，大量網(wǎng)格處理任務(wù)，效率低下。通過建立簡化計算模型，確定車架縱梁截面尺寸和變截面拐點(diǎn)，再基于確定的截面進(jìn)行數(shù)學(xué)模型建立，大大減少反復(fù)修改模型時間，提高了開發(fā)效率。

1 計算模型建立

1.1 車架應(yīng)力構(gòu)成

首先是由載荷引起的車架上下彎曲，由行駛路面引起的車輪的垂直振動使車架產(chǎn)生跳動、俯仰、抖動（整體振動）等的各種振動模型引起的車架上下彎曲應(yīng)力。高速行駛時的前軸左右輪胎的上下方向的力，使車架左右搖動引起的彎曲應(yīng)力，在壞路上上下跳動沖擊力使車架產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。

在高速轉(zhuǎn)彎時輪胎的側(cè)偏力和離心力引起的車架的橫向彎曲應(yīng)力。在極低車速下轉(zhuǎn)彎時由于沒有離心力的作用，所以對雙軸汽車不產(chǎn)生車架橫向彎曲應(yīng)力。但是，對前一軸后雙軸的汽車，由于后雙軸不進(jìn)行轉(zhuǎn)向，則產(chǎn)生側(cè)偏力，對此，前軸也產(chǎn)生側(cè)偏力，從而產(chǎn)生車架的橫向彎曲應(yīng)力。上面雖然對車架受力進(jìn)行了簡單說明，但足以證明車架上作用著復(fù)雜的應(yīng)力。作為初步確定車架縱梁主截面尺寸和變截面拐點(diǎn)坐標(biāo)，重點(diǎn)考慮安全性設(shè)計，首先明確材料的強(qiáng)度和作用在其材料上的應(yīng)力，彎曲載荷是很重要的。求車架彎矩時因為支點(diǎn)以及載荷作用點(diǎn)很復(fù)雜，計算復(fù)雜，對理論模型進(jìn)行簡化，支點(diǎn)為前后軸中心線處作為支撐，駕駛室、動力總成、油箱等簡化為集中載荷Wi，車架、貨箱及貨物簡化為均布載荷Wi，繞R1、R2點(diǎn)的力矩平衡求支點(diǎn)反力，簡化模型如圖1 所示。

圖1 車架受力簡圖

表1 燃油車主要垂向構(gòu)件輸入力

除去鋼板彈簧、前后橋、車輪總成等車架以下支撐部件，燃油車車架主要輸入力見表1，主要構(gòu)件質(zhì)量總和占整備質(zhì)量的90%以上，加上貨物重量，加載之后涵蓋主要輸入力。

1.2 主要構(gòu)件集中載荷

根據(jù)駕駛室總成、動力總成、油箱等集中載荷Wi，繞R1、R2點(diǎn)的力矩平衡，求支點(diǎn)反力R1，再求各點(diǎn)力矩。

前懸區(qū)間：

式中：Mi——車架坐標(biāo)點(diǎn)力矩；Wi——集中載荷；Li——集中載荷X 坐標(biāo)；R1——載荷在前軸中心線處反力；R2——載荷在后軸中心線處反力；FO——前懸到前輪中心距離；WB——軸距。

圖2 集中載荷受力簡圖

1.3 車架總成均布載荷

車架總成自重Wf，車架全長Lf，均布載荷作用于車架全長范圍內(nèi)，求支點(diǎn)反力R1，再求各點(diǎn)力矩。

軸距區(qū)間：

式中：Wf——車架自重；Lf——車架全長；wf——車架均布載荷。

圖3 車架總成均布載荷受力簡圖

1.4 貨箱及貨物載荷

貨箱前端距R1點(diǎn)距離OH，貨箱及裝載貨物L(fēng)h，貨箱長度Lh，從貨箱前端到后端均布載荷，求支點(diǎn)反力R1，再求各點(diǎn)力矩。

圖4 貨箱及貨物均布載荷受力簡圖

式中：Wh——貨箱及貨物自重；Lh——貨箱全長；wh——貨箱及貨物均布載荷；OH——貨箱前段與前輪中心距離；offset——貨箱超出車架偏距。

通過計算車架上坐標(biāo)點(diǎn)受到集中載荷、車架自重、貨箱及貨物載荷作用產(chǎn)生力矩疊加后總力矩：式中：Mj——集中載荷力矩總和；Mf——車架自重力矩總和；Mh——貨箱及貨物載荷力矩總和；

1.5 車架截面形狀

圖5 縱梁截面示意簡圖

式中：Z——抗彎截面系數(shù)；B——車架縱梁寬度；H——車架縱梁高度；t——車架縱梁料厚；σ——應(yīng)力。

通過式（19），可以計算出車架上各點(diǎn)受靜力下應(yīng)力分布情況見圖6 原平臺燃油車車架應(yīng)力分布圖折線圖，X 坐標(biāo)為車架從前到后關(guān)鍵點(diǎn)序號。

圖6 原平臺燃油車車架應(yīng)力分布圖

按照3.5g 沖擊載荷，采用510L 材料，安全系數(shù)為1.63，滿足使用要求，通過強(qiáng)度應(yīng)力差分布每百萬破壞數(shù)1.24，達(dá)到6σ水平。按照同樣方法計算在原平臺上布置新能源車型，載荷見表2，應(yīng)力分布結(jié)果見圖7 原平臺新能源車車架應(yīng)力分布圖，安全系數(shù)為1.28，強(qiáng)度應(yīng)力差分布每百萬破壞數(shù)1018，未達(dá)到6σ水平。需要進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化。

表2 新能源車主要垂向構(gòu)件輸入力

圖7 原平臺新能源車車架應(yīng)力分布圖

2 改進(jìn)優(yōu)化

通過優(yōu)化截面尺寸B、H、t，重新計算應(yīng)力分布，應(yīng)力峰值下降，見圖8 新平臺新能源車車架應(yīng)力分布圖，同時調(diào)整材料采用550L，具體參數(shù)變化見表3 新平臺與原平臺車架參數(shù)對比，新平臺車架將重量更輕，成本更低。安全系數(shù)為1.47，強(qiáng)度應(yīng)力差分布每百萬破壞數(shù)3.39，達(dá)到6σ水平?？梢猿醪酱_定車架縱梁主斷面，此基礎(chǔ)上建立模型進(jìn)行分析，縮短調(diào)整模型的時間，提高開發(fā)效率。

表3 新平臺與原平臺車架參數(shù)對比

圖8 新平臺新能源車車架應(yīng)力分布圖

3 結(jié)論

經(jīng)過簡化模型可以很快計算出新能源車布置與燃油車車架應(yīng)力分布存在差異，需要進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，簡化模型可以很快調(diào)整截面尺寸，得出最優(yōu)截面尺寸，為進(jìn)一步詳細(xì)設(shè)計模擬分析節(jié)省反復(fù)修改數(shù)模時間，提高設(shè)計效率。