基于懸架系統的三輪汽車車架有限元分析

郭玉平，丁友鵬，李丹強，王英杰，張先航

（262300 山東省 日照市 山東五征集團有限公司）

0 引言

三輪汽車車架是三輪汽車各零部件的載體，需要承受縱向彎曲、扭轉、橫向彎曲等多種工況產生的剪切和彎矩力[1]，所以車架設計時要具有足夠的剛度和強度，為了保證設計的合理性，單依賴經驗設計和實車試驗是不夠的，往往需要采用有限元法才能得到滿意的設計。目前很多三輪汽車主機廠都開展了針對三輪汽車車架的有限元分析工作。

懸架是車架與車輪之間的傳力連接裝置，并將路面的激勵傳遞給車架。三輪汽車懸架包括前懸和后懸，前懸主要包括減震器和連接板，后懸主要是多片式鋼板彈簧。目前，載貨汽車車架的分析大多考慮了懸架系統的影響，將前后懸架用梁單元進行模擬[2-4]，但也有部分分析未考慮懸架的影響，將約束施加在板簧安裝位置的中點處[5]。三輪汽車由于其特殊性，后懸與載貨汽車的后懸類似，但是前懸完全不同，載貨汽車的前懸與后懸基本一致，采用的都是多片式鋼板彈簧。三輪汽車的前懸采用的是上下往復式柱狀減震器，所以前懸架不能參考載貨汽車采用梁單元進行模擬。目前三輪汽車車架分析時大多忽略懸架的影響，將約束直接施加在車架立套下中心點和后板簧左右兩個中心點處[6-8]。

為了確定三輪汽車車架有限元分析是否需要考慮懸架的影響，本文采用2 種方法分別對某三輪汽車車架進行有限元分析。第1 種方法是目前通用的方法，即不考慮懸架的影響，直接約束前立套中心點和后板簧左右兩中心點；第2 種方法是考慮懸架的影響，將前懸架用彈性單元進行模擬、后懸架用梁單元模擬。并將分析結果與實際試驗結果進行對比，從而確定出分析三輪汽車車架更為合適的方法。

1 不考慮懸架影響的有限元分析

某三輪汽車車架三維模型如圖1 所示。該車型實車試驗時，在下縱梁后端與上縱梁焊接處發生彎曲變形。為解決問題，利用HyperWorks 軟件進行有限元分析，在不考慮懸架影響的前提下施加約束，具體約束如下：在立套下中心點施加上下方向的位移約束、在左右板簧的中心點（板簧前吊耳與板簧后吊耳中間位置）施加上下方向的位移約束和左右方向的位移約束、在推桿座中心施加前后方向的位移約束和左右方向的位移約束。建立的三輪汽車車架有限元模型如圖2 所示。

圖1 三輪汽車車架三維模型Fig.1 3D model of 3-wheel vehicle’s frame

圖2 三輪汽車車架有限元模型Fig.2 FEA model of 3-wheel vehicle’s frame

分為4 個工況，分別為彎曲、加速、減速和側向加速。

1.1 彎曲工況

由圖3 可知，彎曲工況下最大應力為270.3 MPa，發生在板簧前吊耳處的上縱梁上。由于該車架采用的是Q355B 材料，屈服強度為355 MPa。根據分析結果，車架總成的最大應力小于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計是合理的。

圖3 彎曲工況應力云圖Fig.3 Stress contour plot of bending condition

1.2 加速工況

由圖4 可知，加速工況下最大應力為326.6 MPa，發生在座椅支架與上縱梁焊接處。根據分析結果，車架的最大應力小于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計是合理的。

圖4 加速工況應力云圖Fig.4 Stress contour plot of accelerating condition

1.3 制動工況

由圖5 可知，制動工況下最大應力為300.6 MPa，發生在座椅支架與上縱梁焊接處。根據分析結果，車架的最大應力小于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計是合理的。

圖5 制動工況應力云圖Fig.5 Stress contour plot of braking condition

1.4 側向加速工況

由圖6 可知，側向加速工況下最大應力為325.2 MPa，發生在座椅支架與上縱梁焊接處。根據分析結果，車架的最大應力小于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計是合理的。

圖6 側向加速工況應力云圖Fig.6 Stress contour plot of turning condition

綜上，根據有限元分析結果，該三輪汽車車架4 個工況都符合設計要求，但是實車試驗結果表明設計存在問題，所以分析結果與實際不符。

2 建立懸架模型

對三輪汽車車架進行有限元分析時，為了考慮懸架對分析結果的影響，需要對前懸和后懸分別進行模擬建模。

2.1 前懸建模

該三輪汽車前懸采用的是聯結板和減震器結構，聯結板起到導向作用、減震器起到緩沖作用，具體結構如圖7 所示。

圖7 前懸三維模型Fig.7 3D model of front suspension

根據整車布置，找出前輪中心位置，并在該位置建立節點，用于模擬前輪中心。用彈性單元模擬減震器，彈性單元的剛度與減震器實際剛度一致，彈性單元的上端連接立套下中心點、下端連接前輪中心點，也就是下文需要施加約束的點，即將車架前端的約束施加在前輪中心處。

2.2 后懸建模

該三輪汽車后懸采用的是主副簧結構的多片式鋼板彈簧，只起到支撐和緩沖作用，沒有導向作用。具體結構如圖8 所示。

圖8 后懸三維模型Fig.8 3D model of back suspension

用梁單元模擬板簧，寬度a 與板簧實際寬度一致，厚度b 為板簧的等效厚度，等效截面模型如圖9 所示。

圖9 后懸等效截面模型Fig.9 Representative section of back suspension

由于該后懸采用的是主副簧結構，所以主簧和副簧需要分別建模，然后用剛性單元進行連接。

2.3 施加約束

在前輪中心，也就是前文建立的彈性單元的下連接點處施加上下方向的位移約束，在模擬主簧的梁單元中心處施加上下方向的移動約束、左右方向的位移約束，左右兩側的約束一致，推桿座中心處施加前后方向和左右方向的位移約束。

完成后的車架有限元模型如圖10 所示。

圖10 車架總成有限元模型Fig.10 FEA model of the frame

3 考慮懸架影響的有限元分析

該分析同樣分為4 個工況，分別為彎曲、加速、減速和側向加速，并且施加相同的載荷。

3.1 彎曲工況

由圖11 可知，彎曲工況下最大應力為503.5 MPa，發生在下縱梁后端與上縱梁焊接處。由于該車架采用的是Q355B 材料，屈服強度為355 MPa。根據分析結果，車架總成的最大應力大于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計是不合理的。

圖11 彎曲工況應力云圖Fig.11 Stress contour plot of bending condition

3.2 加速工況

由圖12 可知，加速工況下最大應力為507.8 MPa，發生在下縱梁后端與上縱梁焊接處。根據分析結果，車架的最大應力大于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計也是不合理的。

圖12 加速工況應力云圖Fig.12 Stress contour plot of accelerating condition

3.3 制動工況

由圖13 可知，制動工況下最大應力為444 MPa，發生在上橫梁與上縱梁焊接處。根據分析結果，車架的最大應力大于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計也是不合理的。

圖13 制動工況應力云圖Fig.13 Stress contour plot of braking condition

3.4 側向加速工況

由圖14 可知，側向加速工況下最大應力為441.6 MPa，發生在下縱梁后端與上縱梁焊接處。根據分析結果，車架的最大應力大于車架材料的屈服強度，所以該工況下車架設計也是不合理的。

圖14 側向加速工況應力云圖Fig.14 Stress contour plot of turning condition

綜上，根據有限元分析結果，在考慮懸架的影響時，該三輪汽車車架4 個工況的最大應力都超出了車架材料的屈服強度，不符合設計要求，這一分析結果與實車試驗結果基本一致，具有更高的可信度。

4 結論

通過對比分析后的結果，各工況下的最大應力以及發生部位都存在較大差異，并且與實車試驗結果進行對比，基于懸架的的分析結果最大應力就是發生在實車失效的部位，所以基于懸架的有限元分析與實車試驗結果符合度更高、分析結果更為合理。

（1）為了分析結果可以正確地指導設計，在對三輪汽車的車架進行有限元分析時，必須要考慮懸架的影響。

（2）對前后懸架進行模擬時，要確保彈性單元或者梁單元的剛度與實車一致，必要時進行多次試算，保證彈性單元或者梁單元的變形與實車一致，否則分析結果將出現偏差。