基于ANSYS/WORKBENCH的框架車車架有限元分析

范洪亮

（上海寶鋼工業技術服務有限公司，上海 200030）

0 前言

框架車系高技術含量的機電液一體化產品，液壓驅動，各車橋液壓懸掛，轉向系統為機電液控制。驅動系統采用靜液壓驅動，由DA變量泵、液壓馬達、控制閥、傳感器及電控元件組成液壓行走系統;懸掛系統為液壓懸掛，當路面出現單向或雙向橫坡以及不平坦情況時，懸掛和車橋會隨機由懸掛液壓缸提供補償或進行擺動，懸掛液壓缸會根據路面情況伸出不同的高度，從而保證框架車在高低不平的路面上也能保持裝載面的水平狀態，還可以自行調整懸掛點的載荷，使各懸掛點的承載力保持相等且不變。該車共有7個車橋，除第4和5車橋為驅動橋外，其余均為轉向橋。作業時，將框架車駛入負載（工件）托架下，利用升降系統升起負載，然后轉運負載到指定地點，卸下負載即可，不需其他吊裝設備。

該車架是整車最重要的承載部件。在多種工況下，承受著復雜的空間力系。僅通過經驗公式計算出的結果難以令設計人員滿意。因此為確保新開發車型的安全性和穩定性，有必要利用有限元法對該車型車架進行強度、剛度分析［1，2］，以驗證其可靠性，并為結構優化設計提供有效參考。

1 有限元模型的建立

該車架為空間薄壁梁結構，為了計算方便，建立有限元模型時可適當進行簡化，如忽略小孔、倒角或細小平面等非承載構件，取約束、載荷作用點處為單元節點等［3］。如果對包含這些不重要特征的整個模型進行自動劃分網格，會產生數量巨大的單元，雖然得到的精度可能會高些，但在實際的工作中意義不大，而且會對計算機產生很高的要求并影響求解速度。所以在UG中建立框架車車架的三維模型時，應先對汽車車架作一定的簡化。

ANSYS公司旗下有兩大產品:一個是ANSYS/CLASSIC，另一個是ANSYS/WORKBENCH。二者都可以導入UG的模型。但是實踐證明，復雜模型導入ANSYS/CLASSIC時容易導致模型信息丟失，需要另外對模型進行修補，這需要耗費很多時間，而通過ANSYS/WORKBENCH導入的模型效率高，不容易出錯，并且可以實現和UG的數據在線交換［4］。因此，本文中采取第二種方法導入UG模型。在UG中建立的車架模型只是實體模型，而實際分析中針對的是有限元模型，因此需要對實體模型進行單元定義和網格劃分［5］。

該框架車車架的主體結構采用Q345D鋼板。材料的物理性能為:彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.27;材料的機械性能為:最小屈服強度是380 MPa，最小抗拉強度是510 MPa，最大抗拉強度是610 MPa。為了較好地描述復雜車架結構和反映各關注區域的應力分布，模型導入成功后，文中采用SOLID147單元進行網格劃分后的有限元模型如圖1所示。有限元模型節點數為106 837，單元數為57 795。

2 有限元分析

有限元模型建立后，還需要設定邊界條件，確定載荷和仿真工況后才能進行有限元分析。

圖1 框架車車架有限元模型

2.1 邊界條件

對車架進行靜態分析時，為了使數值解存在且唯一，系統要求在不影響車架自由變形的情況下，消除結構的剛體位移，以保證結構總剛度矩陣非奇異。由于車架在正常工作時是由車輪通過液壓懸架支撐的，即車架通過立柱軸支承在液壓懸架上，故框架車車架的立柱軸是車架的主要受力部件，它在靜態下承受壓載，在車輛行駛中還承受振動載荷［6］。因此在車架立柱軸端面以及車架與固定架接觸面均實行全約束，如圖2所示。

圖2 邊界條件

2.2 載荷

車架上的載荷可分為以下四類。1）靜載荷，指汽車靜止時的簧上載荷。2）對稱的垂直動載荷，當汽車在平坦的道路上以較高車速行駛時產生的。其大小與垂直振動加速度有關，與作用在車架上的靜載荷及其分布有關，路面的作用力使車架承受對稱的垂直動載荷。這種動載可使車架產生彎曲變形。3）斜對稱的動載荷，這種載荷是當汽車在崎嶇不平的道路上行駛時產生的。此時汽車的前后幾個車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一同歪斜，其大小與道路不平的程度以及車身、車架和懸架的剛度有關，這種動載荷會使車架產生扭轉變形。4）其他載荷，如轉向離心力載荷、制動時慣性力載荷，由于載荷作用線不通過縱梁截面的彎曲中心（如油箱、備胎和懸架等）而使縱梁產生附加的局部扭矩［1］。

框架車靜止時，車架只承受懸架以上部分的載荷，它是由車架和車身的自身質量，安裝在車架上的各總成與附近的質量和裝載質量所受的重力組成。根據框架車車架的實際受力情況，將駕駛室與發動機的質量9 800 N均勻加在車架前端的駕駛室和發動機架上，將凈載載荷1 470 000 N以分布力的形式加在車架后端的上平面上，車架自重由系統根據材料密度自動處理為分布載荷加載到結構上。如圖3所示。

圖3 加載情況

2.3 工況

由我國車輛電測相關標準和車輛運行時的實際受力情況可知，車架的靜應力分析一般僅考慮純彎曲工況和彎扭工況。為全面地反映框架車車架在實際使用工況下應力分布情況，本文制定了以下4種工況:

1）荷載150 t的彎曲工況:用來分析車輛滿載靜止時車架的應力分布情況;

2）過載195 t的彎曲工況:模擬在滿載狀態下，所有車輪著地時汽車在良好路面勻速直線行駛的狀態，過載系數取為1.3;

3）14個車輪中左前第2個車輪通過強制位移約束上升3 mm，其余12個車輪處于同一平面位置不變，模擬彎扭組合工況。將安全系數取為1.3;

4）14個車輪中左前第2個車輪通過強制位移約束上升3 mm，右后第2個車輪通過強制位移約束下降3 mm，其余10個車輪處于同一平面位置不變，同樣模擬彎扭組合工況。將安全系數取為1.3。

3 結果分析

通過后處理對計算結果的分析，得出各工況下的應力與位移云圖如圖4～11所示。各工況的計算結果見表1。

圖4 工況一的變形

表1 各工況的計算結果

分析圖4～11和表1可知:4種工況的最大變形均出現在車架的最前端，這是因為整個駕駛室和發動機所在的部位為汽車的前懸，這部分的受力類似于懸臂梁，故會出現上述現象。其中工況四的變形最大（9.470 5 mm），但也小于車架允許的最大彎曲撓度10 mm。同時，4種工況下的最大應力均遠小于材料的最小屈服強度380 MPa。

從表1可知，工況四的應力最大（160.55 MPa）。車架的屈服強度 δs為380 MPa，取安全系數 n=1.41，則材料許用應力［δ］ = δs/n=380/1.41=269.5 ＞160.55 MPa。可見該車架強度滿足設計使用要求。

事實上，因為該框架車采用了液壓懸掛，該懸掛會自動根據路面情況調整液壓缸的的高度來保證框架車的所有車輪均能接地，而且在高低不平的路面上也能保持裝載面的水平狀態。故本文設定的工況三和工況四相對實車來說已經非常苛刻了，但即使在此種情況下，車架的變形和應力仍然在允許的范圍內，可見該車架的結構設計是合理的。

4 結論

1）通過對150 t框架車車架進行4種工況下的有限元分析，發現最大變形和最大應力均出現在第4種工況，，這與理論分析是完全一致的，可見有限元分析的正確性。

2）車架的最大應力和最大變形均能滿足要求，可見車架的結構設計是合理的。

3）今后可在本文研究的基礎上，對該車架可進行疲勞壽命估算以及輕量化設計，以進一步提高該車架的性能。

［1］朱立鵬.重型自卸車K36車架有限元分析及改進設計［J］.機械設計.2011，28（2）:74 ～76.

［2］David S.Fine.Elastic-Platic Finite Element Analysis of Vehicle Structural Components.SAE Paper 770614.

［3］朱春俠，黃慶波.基于CAD/CAE的汽車車架仿真分析［J］.拖拉機與農用運輸車.2011，38（2）:30-32.

［4］浦廣益.ANSYS Workbench12基礎教程與實例詳解［M］.北京:中國水利水電出版社，2010.

［5］懷自力.重型載貨車底盤主要總成的有限元分析研究［D］.合肥:合肥工業大學出版社，2009.

［6］張蕾，王偉.基于有限元法的自卸車車架分析［J］.公路與汽運.2011，5（3）:8-10.