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當(dāng)今世界，無論是國內(nèi)還是國外，有限元技術(shù)都得到了較廣泛的應(yīng)用，涉及的行業(yè)包括：核工業(yè)、建筑、軍事、航空航天、鐵路、石化、造船、通訊和電子行業(yè)等。在機械與汽車設(shè)計行業(yè)中顯得尤為突出，CAD/CAE技術(shù)是車架設(shè)計與分析的有效手段 。
客貨兩用汽車車架不僅要承擔(dān)安裝在其上的各種裝置的質(zhì)量,而且要承受所運輸?shù)娜撕拓浳锏馁|(zhì)量，并且還要受到在行駛過程中由于道路凹凸不平造成的復(fù)雜的沖擊載荷，所有這些將直接影響汽車的安全性能。由于客貨兩用車車架是一個極為復(fù)雜的異型裝配件，如采用實體建模方式建模與分析，則每次改型都要重新建模重新分析，這將耗費大量的人力物力，還將浪費寶貴的新產(chǎn)品推向市場的時間。
某客貨兩用汽車在重慶、四川、貴州、青海和西藏等的惡劣路況下出現(xiàn)多起車架斷裂事故，鑒于此，本文首次將參數(shù)化有限元技術(shù)應(yīng)用于復(fù)雜異型件車架的參數(shù)化建模與分析，運用該技術(shù)對客貨兩用汽車的車架進行有限元建模與靜強度分析，并提出了有實際意義的改進方案，為以后類似的產(chǎn)品開發(fā)提供理論依據(jù),縮短了開發(fā)周期，提高了產(chǎn)品質(zhì)量，為其他產(chǎn)品的改型設(shè)計提供了一種新途徑。
1 某客貨兩用汽車車架的參數(shù)化有限元建模
1.1 參數(shù)化有限元技術(shù)的實現(xiàn)途徑
在進行有限元分析時，通常采用的是圖形用戶界面操作方式(GUI)的建模和分析方法[9]，其整個過程包括:建立幾何模型、定義載荷、求解和解釋結(jié)果。如果求解結(jié)果不能滿足設(shè)計要求有必要修改設(shè)計時,就必須修改其他參數(shù)重新設(shè)計幾何模型。當(dāng)修改較多且模型復(fù)雜時，這個過程會很費力費時，降低了設(shè)計效率，延誤了新產(chǎn)品的開發(fā)，不利于產(chǎn)品的市場競爭。
典型的有限元分析軟件ANSYS在參數(shù)化有限元模型建立方面方便實用[10]，其過程如下：進入ANSYS的前處理模塊，在工具菜單中(Utility Menu)中選擇Parameters選項下的Scalar Parameters項，調(diào)出參數(shù)尺寸來定義界面。將模型中需要進行參數(shù)化的尺寸依次輸入，完成參數(shù)化過程。但在實際問題中，需要參數(shù)化的尺寸是有限的，在定義參數(shù)尺寸時，要注意不要使得模型過約束。然后在ANSYS中開始建模，在模型中的尺寸如果是參數(shù)化的，要用尺寸的定義名輸入，否則參數(shù)化信息將無法進入模型。
在參數(shù)化模型建立后，進行正常的單元定義、實參數(shù)定義、單元劃分、加載、求解工作。在這些過程完成后，通過ANSYS 的LGWRITE 命令保存命令流文件，文件名為。Jobname 為自定義的分析文件名名稱，將其用記事本打開，可以看到操作的步驟都被ANSYS以一定的格式一一記錄下來，對其中的尺寸定義部分進行編輯，保存文件。開始一個新的分析過程，用ANSYS的/INPUT 命令將 文件讀入ANSYS，由于是批處理文件，因此，程序自動進行分析過程，得到參數(shù)化的模型及其計算結(jié)果。
從上述論述中，可以看到應(yīng)用ANSYS的參數(shù)化建模功能可以使得整個建模過程具有理想的重復(fù)性、開放性與良好的修改性，參數(shù)化有限元技術(shù)擴展了傳統(tǒng)有限元分析范圍之外的能力,允許按用戶要求改變程序以滿足特定的建模和分析需求,方便地得到相同結(jié)構(gòu)不同尺寸的模型和分析結(jié)果，提高了分析效率,對優(yōu)化結(jié)構(gòu)、降低成本和提高品質(zhì),都具有重要作用。
1.2 某客貨兩用汽車車架的FEA 模型
該車架是邊梁式梯子型車架，左右縱梁對稱，均是U型槽鋼扣合后焊接而成。為避免將約束和載荷直接加在梁上，保留了各個支架。為簡化分析模型[11]，對前懸架支架只取該支架與梁受力有關(guān)的下半部分，圖1是該車架的三維模型。
1. 第一橫梁 2.前軸加強梁 3.第二橫梁 4.第三橫梁 5.第四橫梁 6.第五橫梁 7.右縱梁 8.貨廂第三對支架 9.左縱梁 10.板簧后支架 11、12.貨廂第
二對支架 13.板簧前支架 14.駕駛室第四對支架 15.駕駛室第三對支架 16.駕駛室第二對支架 17.前懸架支架 18.發(fā)動機支架 19.駕駛室第－對支架
圖1 某客貨兩用汽車車架結(jié)構(gòu)圖
針對該車架出現(xiàn)事故的位置，確定需要的參數(shù)化尺寸參數(shù)為：縱梁上nq 段的截面，在豎直方向上加高δ1；縱梁上從前端到安裝第二橫梁位置段（mq）向外偏置δ2，相應(yīng)發(fā)動機支架在水平面內(nèi)各加長δ3 以保證發(fā)動機的安裝位置。車架板材厚δ4。根據(jù)斷裂位置，對需要的位置節(jié)點進行編號以便后續(xù)的分析與比較，如圖2 所示。
1.3 參數(shù)化載荷
由參考文獻[12]，客貨兩用汽車的參數(shù)化載荷為：駕駛室重G1，作用在駕駛室4對支架上；貨箱重G2，滿載時貨重約G3，作用在貨箱3對支架上；發(fā)動機及變速箱重G4，作用在一對發(fā)動機支架和一個安裝在第二橫梁上的托板上。油箱（裝滿油）重G5，安裝在第三橫梁及第四橫梁之間；前保險杠重G6，安裝在第一橫梁上；備用胎重G7，安裝在第五橫梁上；轉(zhuǎn)向機重G8，安裝在駕駛室第一支架后面，滿乘時4個人，每個人約60 kg，共重G9。考慮到運動過程中的動態(tài)效應(yīng)，駕駛室載荷和貨廂載荷均乘以動載系數(shù)β。
2 劃分網(wǎng)格和施加約束
在后輪板簧前支架下表面施加全約束，所有自由度位移為零；在板簧后支架下表面和前懸架支架下部施加豎直方向約束，UY自由度位移為零。各個載荷施加到對應(yīng)的支架上和梁上位置點處。為減少節(jié)點數(shù)和單元數(shù)并保證各應(yīng)力復(fù)雜處有足夠的網(wǎng)格密度，將整個縱梁分成5段，分別設(shè)定不同的線上單元數(shù)來控制各段以Solid45（該單元類型便于施加載荷，且計算精度較高）單元劃分所得到的網(wǎng)格。其中縱梁上np段和rs段受力復(fù)雜，也是可能的危險段，設(shè)定更大的線上單元數(shù)值來得到更密的網(wǎng)格。材料的彈性模量為E，泊松比為ε。將各載荷施加到相應(yīng)位置后保存數(shù)據(jù)[13,14]。
3 分析結(jié)果及改進設(shè)計
3.1 原車架的分析結(jié)果
當(dāng)載荷如下：G1 ＝500 kg；G2 ＝150 kg；G3 ＝500 kg； G4 ＝210 kg，G5 ＝68 kg；G6 ＝10 kg；G7 =20 kg；G8＝20 kg；G9＝4×60 kg。β＝2.5。 E = 2.0×105 MPa，δ4=2.5；ε =0.3。車架許用應(yīng)力σmax=118 MPa。
Von Mises stress 是綜合的概念，考慮了第一第二第三主應(yīng)力，可以用來對疲勞、破壞等評價。對以上模型用ANSYS 進行分析計算[15]，分析結(jié)果的Von Mises stress節(jié)點應(yīng)力云圖如圖3a 所示，最大應(yīng)力206.864 MPa，這是由于發(fā)動機和變速箱重力簡化為集中力加在發(fā)動機支架上而造成的。排除建模的不完善因素所引起的局部應(yīng)力集中和在各個支架與縱梁的連接區(qū)會出現(xiàn)由于結(jié)構(gòu)和工藝原因而造成的局部應(yīng)力奇異異常應(yīng)力值外，縱梁上應(yīng)力較大的區(qū)域在n、p 附近，由于從n 到p 段截面尺寸變化大和受到大的扭矩扭轉(zhuǎn)作用，使得危險截面出現(xiàn)在縱梁上靠近前懸架支架的位置附近，其中最大應(yīng)力約150 MPa，在板簧前支架附近應(yīng)力也較大（約100 MPa）。排除建模不完善所產(chǎn)生的應(yīng)力值，左縱梁各橫截面上最大Von Mises stress 應(yīng)力值沿縱梁長度方向的變化情況如圖4a 所示,相對于n 處，p 附近應(yīng)力變化更快，由此認(rèn)定p 附近為危險區(qū)域。事實上，縱梁截面形狀在p、q 之間發(fā)生雙向變化，且駕駛室第二對支架上載荷在此處產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)作用也很大。
3.2 改進車架的分析結(jié)果
基于以上的分析結(jié)果，車架的載荷及約束不變，對車架的相關(guān)尺寸作如下修改： δ1 =10 mm； δ2 =30 mm；δ3=30 mm； δ4 =3 mm；駕駛室第四支架后移至板簧前支架正外方。在保證前懸架支架上支承套、前軸加強梁和下限位塊等的空間位置的前提下，修改各部件。
將改進的模型作相同的處理后，用ANSYS分析得出車架的Von Mises stress節(jié)點應(yīng)力云圖如圖3b所示，與改進前的結(jié)果相比較，從云圖上可以看出：總體上，改進的結(jié)果滿足預(yù)期要求，最大應(yīng)力值降低，而且應(yīng)力分布更為均勻，危險截面附近的應(yīng)力有了比較明顯的改善。在原來的危險np段區(qū)域最大應(yīng)力值約76 MPa，整個車架的應(yīng)力值范圍約為0.02～76 MPa，絕大部分應(yīng)力值低于25 MPa，如圖4b。
表１中兩種方案中的Max值都是由于發(fā)動機和變速箱重力簡化為集中力而造成的，最大應(yīng)力出現(xiàn)在發(fā)動機支架上，因為加載方式、載荷的大小和車架材質(zhì)沒有變化，造成兩種方案中最大應(yīng)力值相近。Min是對車架進行有限元分析得到的最小Von Mises stress應(yīng)力值。提取車架上的20個節(jié)點并比較同一節(jié)點的應(yīng)力值，結(jié)果顯示改進方案的車架總體應(yīng)力有了明顯的改善且應(yīng)力分布更為均勻，說明改進方案的措施是有效的。第二種方案中增加的δ1和δ4值提高了車架np段的抗彎性能， δ2和δ3降低了車架np段所受的扭矩，整個車架應(yīng)力分布變得均勻，局部變形減小，避免了局部應(yīng)力的突變現(xiàn)象，表1中4、8、10節(jié)點處的應(yīng)力也因此得到了明顯的改進。
4 試 驗
為了對改型后的車架進行驗證，在如圖5 所示的位置布置了8 個直角應(yīng)變花，對車架危險截面位置附近進行了應(yīng)力應(yīng)變測試，對數(shù)據(jù)分析處理得到這8 個測點的應(yīng)力應(yīng)變值如表2 所示。
從表2 可以看出，np 段的車架應(yīng)力值較大，有限元分析的數(shù)據(jù)和實測數(shù)據(jù)基本一致，且在許用應(yīng)力范圍之內(nèi)，說明用參數(shù)化有限元技術(shù)建立的模型和分析數(shù)據(jù)是可信和有效的。
5 結(jié) 語
較為詳盡地探討了運用參數(shù)化有限元技術(shù)進行客貨兩用汽車車架的改型工作，參數(shù)化的有限元分析技術(shù)使得整個客貨兩用汽車車架的改型過程變得更加方便、快捷，整個操作過程具有理想的重復(fù)性、開放性與良好的修改性。
1）為同類產(chǎn)品的參數(shù)化有限元分析與改型提供了參考。
2）在此改進方案的基礎(chǔ)上,新一代車架已經(jīng)投入實際生產(chǎn)，且在使用過程中并未出現(xiàn)因為強度不夠而發(fā)生斷裂，由此說明改進方案是可行的。
3）由于采用了參數(shù)化的有限元分析技術(shù)，縮短了設(shè)計與改進周期、降低了設(shè)計成本。
（轉(zhuǎn)載）
