李进宁，雒 琦，杨小康，王 相，罗高峰，许存赛

(甘肃农业大学 机电工程学院，甘肃 兰州 730070)

0 引 言

随着社会的不断发展，汽车在我们的生活中已经占有很重要的地位，继而汽车的安全性能就被人们广泛关注。一辆好的汽车应该具有较强的载重能力，并且整车质量也要尽量的轻便，最主要的是汽车要具有一定的可靠度以及足够长的寿命。然而车架作为其中重要的构件很大程度的影响着整车的各种性能。为了增强车架的承载能力，并且能够满足不同行驶条件下的复杂载荷作用，除了要满足相应的强度和刚度准则，而且在动态过程中还考虑到发动机和传动系统的振动以及来自路面的随机激励对汽车车架的一定影响。

车架是承受整车所受载荷的基础构件[1]，其作为一部汽车重要的组成部分，通常由几根横梁和两根纵梁组成，通过悬架装置与前后桥支承在汽车的车轮上。汽车上很大一部分的部件都是通过车架来固定它们的相对位置。当前，汽车的车架有三种基本的形式，分别是脊梁式与平台式以及边梁式。其中边梁式车架应用最为广泛，平台式车架适用于货车或小型轿车，脊梁式车架适用于独立悬架的轿车或货车。

为了在保证汽车车架满足基本的工作性能和结构强度的同时，又能保证汽车车架达到轻量化设计的目的，笔者对于不同工况下汽车的行驶状态做了结构强度的可靠性分析。这样不仅解决了由于工况的复杂性而不能仅仅利用应力分析计算进行初步优化的方案，而且提供了更加科学有效的设计方法。

1 汽车车架的三维建模以及设计参数

1.1 汽车车架的总体设计方案

(1) 合理地选择横梁与纵梁的结构域连接方式以及车体和轴的支承方式。

(2) 为了满足汽车在各种工况下所需要的条件。对车架的强度、刚度等进行初步校核。

(3) 为了使汽车零部件组装满足要求，从而应该充分考虑汽车车架的尺寸、形状和结构。

(4) 考虑汽车车架的加工工艺。

(5) 充分考虑结构工艺性，合理选择构架的类型。

1.2 汽车车架的主要技术参数

技术参数如表1、2所列。

表1 汽车车架主要技术参数

表2 汽车车架断面尺寸 /mm

运用SolidWorks三维软件[2]对汽车车架进行三维模型的建立，如图1～3所示。该车架的主要构成部分有一个横梁、前后两个保险杠、板簧和两个纵梁以及一些附属的挂钩和锁扣等。该构架主要是一个焊接件，且要承受较大的力或转矩，所以对焊接所需技术的要求是很高的。横梁和纵梁是一种封闭的结构，为了使构件具有更高的强度和安全性，焊接时，错开主要受力点的焊缝，避免应力集中，横梁强度的增加方法是加强板筋。纵梁在制造过程中，采用低合金钢钢板，再经过冲压成型，形成槽型断面。

图1 车架简图 图2 车架侧视图

图3 其它零部件及连接部分

截面形状优化、尺寸优化、拓扑优化是我们进行优化设计的主要途径[3]。

(1) 形状优化 不仅要能达到理想的效果，还要节省材料，是材料利用率最高，更要达到最高的性能，以此为方向来改造车架。

(2) 尺寸优化 在保证原有结构性能的前提下，设计变量包括截面形状和板材厚度。将零件尺寸的参数作为变量，以最佳设计进行配合。

(3) 拓扑优化 在优化改良的过程中，从总成和零部件两部分进行优化，使其配合，能够保证性能，同时也要保证结构的稳定牢固。

据上述过程对车架结构的分析，本文章对与车架的优化改进方面提出下面几条建议： ①使用力学性能良好的材料；②车架轻量化是很重要的途径，不但可以增强汽车轻便性，降低车辆使用成本，还可以减少因车架过重和不平衡而引起的寿命降低；③根据实验，采用结构简单的铆钉连接的汽车车架稳定效果较好；④为使汽车具有一定的性能，要尽量的降低车辆的重心，所以车架也得降低。

2 汽车车架的工况分析

一般情况下，为了满足要求，车架通常采用钢材，以及各种塑性材料。那么，就可以根据塑性材料的变形情况来判断车架的失效情况，再根据第四强度理论对车架进行静态强度的校核。公式如下：

强度条件表示为：

σr≤[σ]

式中：[σ]为许用应力。

不同工况条件下运行的汽车，车架受到不同载荷的共同作用，主要受到弯曲应力、扭转载荷、纵向和横向上的循环应力的影响。而弯曲载荷则是由车身及各种车载设备重力作用下得来，在这种工况下四个车轮和路面都有有效接触。

(1) 弯曲工况(满载)

汽车在满载行驶过程中，汽车处于平衡状态，车轮与地面完全接触时车架承受满载时的静载荷,并且汽车处于平衡状态，汽车车架所受力为3 000 N。一端为1500 N，车架纵梁截面的最大弯曲应力的计算公式：

计算分析得到以下数据：变形量在数值上最大可达4.34 mm，弯曲应力的峰值可以达到171.4 MPa，分析汽车的纵向受力和横向受力都满足各自方向上约束力条件。

(2) 起动工况(满载)

汽车在满载状态下起动，不可避免的将产生旋转力矩，严重影响安全性能。由于惯性力的存在，车架会产生不同方向上的变形，经检测，满载起动工况下汽车车架后端受到极限力为3 800 N，则一端为1 900 N。

最大变形量在数值上最高可达5.23 mm，测得纵梁所受的最大应力达到了217.14 MPa，应力强度满足材料屈服极限290～385 MPa。

(3) 紧急制动工况(满载)

在紧急制动时，分析满载时汽车车架的情况，因为汽车满载时质量大，导致惯性大，从而控制汽车工况的改变。制动时，由于惯性让汽车车架受到纵向载荷作用，而且和行驶方向不一样。由于惯性力的存在，车架会产生不同方向上的变形，经检测，此时汽车车架主要是前端受力，极限力为4 000 N，则一端为2 000 N。

最大变形量在数值上最高可达5.75 mm，其中，纵梁方向上的应力最大值可达到228.5 MPa，而此时材料的屈服极限是290～385 MPa。

3 汽车车架构架强度的有限元分析

3.1 汽车车架强度有限元分析模型的建立

汽车车架为T型横梁结构，有限元计算模型可按照设计图纸上的实际尺寸来建模，在SolidWorks三维软件中根据不同工况下车架受载荷情况分析生成有限元模型[4-6]，如图4～5所示。

图4 车架在工况一时的变形图 图5 车架在工况二时的变形图

3.2 工况加载及结果分析

3.2.1 组合载荷工况

(1) 工况一，起动工况。在极限状态下，起动时汽车车架前端不受力，后端受到极限应力。见表3所列。

(2) 工况二，紧急制动工况。在极限状态下，紧急制动时汽车车架后端不受力，前端受到极限应力。

表3 各工况下最大应力值及其出现区域

3.2.2 结果分析

起动工况和紧急制动工况是汽车运行中的两种常见工况，主要检查所设计汽车构架是否满足强度要求。构架采用材料的屈服极限是290～385 MPa，根据计算及有限元分析可知，起动工况下构架最大应力为232.7 MPa，紧急制动工况下构架最大应力为244.9 MPa，均小于最大屈服极限值，最大变形量也符合要求，所设计汽车构架满足强度要求。

4 结 语

对某型汽车车架在承载情况下出现的各种现象，采用SolidWorks三维软件建立车架结构的三维模型，并进行应力计算，分析致使车架最易损坏的部位，并使用已有的条件，对汽车车架的结构以及制造工艺进一步的优化。

通过计算及有限元分析结果表明，文中所设计汽车车架很好地满足了车架结构简单、轻量化及加工方便的要求，并符合汽车运行的强度要求，为后期汽车车架的进一步结构优化设计以及工艺制造提供严格的理论技术参考与支持。