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【摘 要】本文利用大型有限元软件ANSYS对车架在满载扭转、满载弯曲两种工况下的位移与应力情况进行了结构静力学分析，并对计算结果进行了对比分析，发现车架存在局部应力集中的现象。对此针对性的提出优化方案，并对车架的结构改良提出了可行性建议。
【关键词】车架结构；静态分析；有限元模型
1. 结构静态分析基础[1][2]
农用货车车架一方面要承量，另一方面还要承受汽车行使过程中所产生的各种力和力矩的作用。因此车架就必须要有足够的强度和刚度来承受作用于其上的各种载荷。对车架进行强度、刚度分析的同时也是对车架进行优化设计和结构改进的基础。通过结构强度和刚度的有限元静力分析，可以找到车身在各种工况下各零部件变形和材料应力的最大值以及分布情况。
第四强度理论[3]认为：单元体的均方根剪应力是引起材料屈服破坏的主要因素。对车架的静态强度校核可以根据第四强度理论，选择VonMiss等效应力来判断车架结构的强度。
ANSYS中静力分析的求解步骤[4]为以下几个步骤：
（1）建模，并将其依次转化物理模型、有限元模型；
（2）施加载荷、边界条件、求解；
（3）结果评价和分析；
2.车架静态分析[5]
就其载荷形式而言，车架在汽车行驶中所受到的主要载荷有弯曲载荷、扭转载荷等几种。本文只研究满载弯曲和满载扭转两种工况进行。
本文所研究的车架所使用的材料为16Mn钢，其材料特性如下：弹性模量E=2.07e5MPa、泊松比μ＝0.3、密度＝7.85g/㎝3、抗拉强度为510～660MPa、屈服极限为350 MPa。各载荷所施加的情况为：动力总成重1200kg、驾驶室和乘客重量满载时上1340kg、货物和车厢重，满载时是5820kg、电瓶24.5kg、油箱满载按80kg计算、发动机是175kg以及备胎按25kg计算。驾驶室和乘客的载荷均布施加到左右两纵梁上的编号为3、13、14、29、39、40的面上；后车厢及货物的载荷均布施加到编号为28、228的面上；发动机载荷均布施加到编号为200、201、202、205、216的面上；油箱载荷均布施加到编号为217、223的面上；电瓶载荷均布施加到编号为229、235的面上；备胎载荷集中施加到编号为20637、20643、22542和22548的节点上。具体施加情况如图1所示：
（1）满载弯曲工况
对车架施加的边界条件为：约束前板簧与车架接触点25012、25380、100560和100852的三个平动自由度UX、UY、UZ，释放前板簧的三个转动自由度ROTX、ROTY、ROTZ；后板簧需要約束接触点26165、26928、71073和71709的竖直方向的平动自由度UZ，释放其余所有的自由度。进行求解工作；求解结束后可以通过ANSYS软件自带的后处理功能查看所关注的结果，选择位移和应力的云图方式来进行。通过查看满载弯曲工况下的位移云图和应力云图可以进行相关分析；分别如图2、图3所示：
从图2中可以看出，该工况下，车架发生最大变形量的位置在车架的最后端和前端用来支撑发动机的托架，约为1.88mm；根据施加载荷的实际情况，可以知道车架最大变形量发生在车架最后端是符合实际受力情况的，这种模拟分析与实际情况相符。在支撑发动机的托架上发生较大变形，虽然位移值不大，但不符合实际的受力情况，因此针对该托架结构要采取相应的优化措施。从位移图上可以看出，在车架的中部也有相对较大的变形，而与前后轮胎相对应的位置车架的变形量却很小，根据车架的结构和施加载荷情况，这样的位移分布情况是符合事实的。中部有较大变形，因为该部位受电瓶和油箱的载荷，而且还有车厢分配到该部位的均布载荷，而其下又没有相应的支撑结构，该位移云图是正确的。
查看车架的应力云图，可以看出车架最大应力值为291MPa左右，低于16Mn钢的屈服极限350MPa，但安全系数相对较低；出现此情况是因为在简化模型中将板簧与车架接触点设定为点接触，这样的结果是很可能出现应力集中现象的，但在实际情况中，该部分结构采用吊耳结构，可以有效的避免应力集中。出于更加安全考虑，还有是有必要对该部分结构进行优化，通过增加该接触点位置的厚度，并将接触的面积增大等措施来避免出现应力集中现象。另外从应力云图上可以看出，车架的其它部分应力值很小，所以从车架的整体结构上看，应力分布效果很好，其它部分不存在应力集中现象。
（2）满载扭转工况
如上原理，对满载扭转工况进行求解工作，分别如图4、图5所示。并对该工况下的位移云图和应力云图进行相关分析：
从图4中可以看出，在满载扭转工况下，车架发生最大变形量的位置在车架的右纵梁最前端，在施加竖直方向，约为21.2mm；根据施加载荷的实际情况可知，车架最大变形量发生在此处是符合实际受力情况的，模拟分析与实际情况相符。在支撑发动机的托架上发生较大变形，应当采取优化措施；另外由于在全部载荷的作用下，在车架后端仍然发生较大变形，同满载弯曲工况下原因相同。针对满载扭转工况下分析得到的位移图，通过上述的一段分析，可以说是正确的。
车架的应力云图（如图5），可以看出车架最大应力值为292MPa左右，低于16Mn钢的屈服极限350MPa，但安全系数相对较低；出现此情况是因为在简化模型中将板簧与车架接触点设定为点接触，这样的结果是很可能出现应力集中现象的，在实际情况中，该部分结构采用吊耳结构，可以有效的避免应力集中。出于更加安全考虑，还有是有必要对该部分结构进行优化。从应力云图上可以看出，车架的其它部分应力值很小，所以从车架的整体结构上看，应力分布效果很好，其它部分不存在应力集中现象；针对应力集中的相关分析说明，道理与满载弯曲工况的分析是相同的。
3.优化方案的提出
综合对车架在两种工况下的相关静态分析，在相应的位移图和应力云图的指导下，提出相应的优化建议：
（1）针对发动机的托架处发生较大位移这样的情况，提出增加发动机托板处的厚度，增加2～5mm，或者改变一下托架的结构，可以仿照工型钢结构。
（2）针对板簧与车架接触点处存在应力集中现象，因为在分析中，本文采用弹簧单元模拟实际的轮胎－板簧结构，所以将板簧与车架接触的地方简化为点接触，但因为在实际中，是面接触，所以应力较大是比较正确的现象；但出于安全考虑，还是非常有必要将这八个接触点处的钢板厚度略微增加，而且要一定增加接触面的面积，将载荷均布分布在面上，以有效消除应力集中现象。
（3）为了增大板簧处的支撑刚度，一定要在板簧刚度设计方面作充分的考虑，采用相应的高刚度板簧选择及结构的选定。
4.小结
本文通过对车架的静态分析，旨在验正车架的刚度、强度是否符合安全性能要求；分别通过对车架在满载弯曲和满载扭转两种工况下作相应的静力分析，得到了这两种工况下的位移图和应力云图，并通过对位移图和应力云图的分析，得到车架的静力特性。通过对车架的整体静态特性分析，可以为后续的动力学分析研究打下比较充足的准备，避免出现动力学分析结果都比较满意，但实际上该结构是存在较大的静力学问题的情况。
参考文献：
[1]王启唐.重型自卸汽车车架有限元分析及试验的研究：[硕士学位论文]江苏：江苏大学，2007：20—37.
[2]汽车技术协会编.汽车强度.机械工业出版社，1981.
[3]单辉祖.材料力学.北京：高等教育出版社，1999：238—240.
[4]康国政.大型有限元程序的原理、结构与使用.成都：西南交通大学出版社，2004：5—7.
[5]侯炜.汽车车架的有限元静态响应分析：[硕士学位论文]秦皇岛：燕山大学，2006：39—43.
【关键词】车架结构；静态分析；有限元模型
1. 结构静态分析基础[1][2]
农用货车车架一方面要承量，另一方面还要承受汽车行使过程中所产生的各种力和力矩的作用。因此车架就必须要有足够的强度和刚度来承受作用于其上的各种载荷。对车架进行强度、刚度分析的同时也是对车架进行优化设计和结构改进的基础。通过结构强度和刚度的有限元静力分析，可以找到车身在各种工况下各零部件变形和材料应力的最大值以及分布情况。
第四强度理论[3]认为：单元体的均方根剪应力是引起材料屈服破坏的主要因素。对车架的静态强度校核可以根据第四强度理论，选择VonMiss等效应力来判断车架结构的强度。
ANSYS中静力分析的求解步骤[4]为以下几个步骤：
（1）建模，并将其依次转化物理模型、有限元模型；
（2）施加载荷、边界条件、求解；
（3）结果评价和分析；
2.车架静态分析[5]
就其载荷形式而言，车架在汽车行驶中所受到的主要载荷有弯曲载荷、扭转载荷等几种。本文只研究满载弯曲和满载扭转两种工况进行。
本文所研究的车架所使用的材料为16Mn钢，其材料特性如下：弹性模量E=2.07e5MPa、泊松比μ＝0.3、密度＝7.85g/㎝3、抗拉强度为510～660MPa、屈服极限为350 MPa。各载荷所施加的情况为：动力总成重1200kg、驾驶室和乘客重量满载时上1340kg、货物和车厢重，满载时是5820kg、电瓶24.5kg、油箱满载按80kg计算、发动机是175kg以及备胎按25kg计算。驾驶室和乘客的载荷均布施加到左右两纵梁上的编号为3、13、14、29、39、40的面上；后车厢及货物的载荷均布施加到编号为28、228的面上；发动机载荷均布施加到编号为200、201、202、205、216的面上；油箱载荷均布施加到编号为217、223的面上；电瓶载荷均布施加到编号为229、235的面上；备胎载荷集中施加到编号为20637、20643、22542和22548的节点上。具体施加情况如图1所示：
（1）满载弯曲工况
对车架施加的边界条件为：约束前板簧与车架接触点25012、25380、100560和100852的三个平动自由度UX、UY、UZ，释放前板簧的三个转动自由度ROTX、ROTY、ROTZ；后板簧需要約束接触点26165、26928、71073和71709的竖直方向的平动自由度UZ，释放其余所有的自由度。进行求解工作；求解结束后可以通过ANSYS软件自带的后处理功能查看所关注的结果，选择位移和应力的云图方式来进行。通过查看满载弯曲工况下的位移云图和应力云图可以进行相关分析；分别如图2、图3所示：
从图2中可以看出，该工况下，车架发生最大变形量的位置在车架的最后端和前端用来支撑发动机的托架，约为1.88mm；根据施加载荷的实际情况，可以知道车架最大变形量发生在车架最后端是符合实际受力情况的，这种模拟分析与实际情况相符。在支撑发动机的托架上发生较大变形，虽然位移值不大，但不符合实际的受力情况，因此针对该托架结构要采取相应的优化措施。从位移图上可以看出，在车架的中部也有相对较大的变形，而与前后轮胎相对应的位置车架的变形量却很小，根据车架的结构和施加载荷情况，这样的位移分布情况是符合事实的。中部有较大变形，因为该部位受电瓶和油箱的载荷，而且还有车厢分配到该部位的均布载荷，而其下又没有相应的支撑结构，该位移云图是正确的。
查看车架的应力云图，可以看出车架最大应力值为291MPa左右，低于16Mn钢的屈服极限350MPa，但安全系数相对较低；出现此情况是因为在简化模型中将板簧与车架接触点设定为点接触，这样的结果是很可能出现应力集中现象的，但在实际情况中，该部分结构采用吊耳结构，可以有效的避免应力集中。出于更加安全考虑，还有是有必要对该部分结构进行优化，通过增加该接触点位置的厚度，并将接触的面积增大等措施来避免出现应力集中现象。另外从应力云图上可以看出，车架的其它部分应力值很小，所以从车架的整体结构上看，应力分布效果很好，其它部分不存在应力集中现象。
（2）满载扭转工况
如上原理，对满载扭转工况进行求解工作，分别如图4、图5所示。并对该工况下的位移云图和应力云图进行相关分析：
从图4中可以看出，在满载扭转工况下，车架发生最大变形量的位置在车架的右纵梁最前端，在施加竖直方向，约为21.2mm；根据施加载荷的实际情况可知，车架最大变形量发生在此处是符合实际受力情况的，模拟分析与实际情况相符。在支撑发动机的托架上发生较大变形，应当采取优化措施；另外由于在全部载荷的作用下，在车架后端仍然发生较大变形，同满载弯曲工况下原因相同。针对满载扭转工况下分析得到的位移图，通过上述的一段分析，可以说是正确的。
车架的应力云图（如图5），可以看出车架最大应力值为292MPa左右，低于16Mn钢的屈服极限350MPa，但安全系数相对较低；出现此情况是因为在简化模型中将板簧与车架接触点设定为点接触，这样的结果是很可能出现应力集中现象的，在实际情况中，该部分结构采用吊耳结构，可以有效的避免应力集中。出于更加安全考虑，还有是有必要对该部分结构进行优化。从应力云图上可以看出，车架的其它部分应力值很小，所以从车架的整体结构上看，应力分布效果很好，其它部分不存在应力集中现象；针对应力集中的相关分析说明，道理与满载弯曲工况的分析是相同的。
3.优化方案的提出
综合对车架在两种工况下的相关静态分析，在相应的位移图和应力云图的指导下，提出相应的优化建议：
（1）针对发动机的托架处发生较大位移这样的情况，提出增加发动机托板处的厚度，增加2～5mm，或者改变一下托架的结构，可以仿照工型钢结构。
（2）针对板簧与车架接触点处存在应力集中现象，因为在分析中，本文采用弹簧单元模拟实际的轮胎－板簧结构，所以将板簧与车架接触的地方简化为点接触，但因为在实际中，是面接触，所以应力较大是比较正确的现象；但出于安全考虑，还是非常有必要将这八个接触点处的钢板厚度略微增加，而且要一定增加接触面的面积，将载荷均布分布在面上，以有效消除应力集中现象。
（3）为了增大板簧处的支撑刚度，一定要在板簧刚度设计方面作充分的考虑，采用相应的高刚度板簧选择及结构的选定。
4.小结
本文通过对车架的静态分析，旨在验正车架的刚度、强度是否符合安全性能要求；分别通过对车架在满载弯曲和满载扭转两种工况下作相应的静力分析，得到了这两种工况下的位移图和应力云图，并通过对位移图和应力云图的分析，得到车架的静力特性。通过对车架的整体静态特性分析，可以为后续的动力学分析研究打下比较充足的准备，避免出现动力学分析结果都比较满意，但实际上该结构是存在较大的静力学问题的情况。
参考文献：
[1]王启唐.重型自卸汽车车架有限元分析及试验的研究：[硕士学位论文]江苏：江苏大学，2007：20—37.
[2]汽车技术协会编.汽车强度.机械工业出版社，1981.
[3]单辉祖.材料力学.北京：高等教育出版社，1999：238—240.
[4]康国政.大型有限元程序的原理、结构与使用.成都：西南交通大学出版社，2004：5—7.
[5]侯炜.汽车车架的有限元静态响应分析：[硕士学位论文]秦皇岛：燕山大学，2006：39—43.