车架计算

汽车车架是整个汽车的基体，是将汽车的主要总成和部件连接成汽车整体的金属构架，对于这种金属构架式车架，生产厂家在生产设计时应考虑结构合理，生产工艺规范，要采取一切切实可行的措施消除工艺缺陷，保证它在各种复杂的受力情况下不至于被破坏。车架作为汽车的承载基体，为货车、中型及以下的客车、中高级和高级轿车所采用，支撑着发动机离合器、变速器、转向器、非承载式车身和货箱等所有簧上质量的有关机件，承受着传给它的各种力和力矩。为此，车架应有足够的弯曲刚度，以使装在其上的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形最小；车架也应有足够的强度，以保证其有足够的可靠性与寿命，纵梁等主要零件在使用期内不应有严重变形和开裂。车架刚度不足会引起振动和噪声，也使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些机件的可靠性下降。车架受力状态极为复杂。汽车静止时，它在悬架系统的支撑下，承受着汽车各部件及载荷的重力，引起纵梁的弯曲和偏心扭转（局部扭转）。如汽车所处的路面不平，车架还将呈现整体扭转。汽车行驶时，载荷和汽车各部件的自身质量及其工作载荷（如驱动力、制动力和转向力等）将使车架各部件承受着不同方向、不同程度和随机变化的动载荷，车架的弯曲、偏心扭转和整体扭转将更严重，同时还会出现侧弯、菱形倾向，以及各种弯曲和扭转振动。同时，有些装置件还可能使车架产生较大的装置载荷。钢板经冷冲成形后，其疲劳强度要降低，静强度高、延伸率小的材料的降低幅度更大。常用车架材料在冲压成形后的疲劳强度约为140~160Mpa。轻型货车冲压纵梁的钢板厚度为5.0~7.0mm，槽型断面纵梁上下翼缘的宽度尺寸约为其腹板高度尺寸的35%~40%.随着计算机技术的发展，在产品开发阶段，对车架静应力、刚度、振动模态以至动应力和碰撞安全等已可进行有限元分析，对其轻量化、使用寿命，以及振动和噪声特性也可以做出初步判断，为缩短产品开发周期创造了有利条件。当车架纵梁承受的是均匀分布的载荷时，车架强度的简化计算可按下述进行，但须做一定假设。即认为纵梁为支承在前后轴上的简支梁；空车时簧上负荷Gs均布在左右纵梁的全长上，满载时有效载荷Ge则均布在车箱长度范围内的纵梁上；忽略不计局部扭矩的影响。Rf为一根纵梁的前支承反力，由该图可求得：Rf=)]2()2([412ccGebLGsl（1）在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为Mx=Rfx-2)(4axLGs（2）驾驶室后端至后轴这一段纵梁的弯矩为：Mxˊ=Rfx-2)(4axLGs-21)]([4xlccGe（3）显然，最大弯矩就发生在这一段梁内。可用对上式中的弯矩Mxˊ=f（x）求导数并令其为0的方法求出最大弯矩发生的位置x，即0)(2)(2'1clxcGeaxLGsRdxdMxf（4）由此求得：)(])(2[1cGeLGscclGeLaGsRxf（5）将上式带入（3），即可求出纵梁承受的最大弯矩Mmax。如果再考虑到动载荷系数kd=2.5~4.0及疲劳安全系数n=1.15~1.40，并将它们代入式Mdmax=nkdMmax（动载荷下的最大弯矩）（6）和σw=WMdmax（弯曲应力）（7）式中W——纵梁再计算断面处的弯曲截面系数，对于槽型断面的纵梁W=6)6(thbh（8）式中h——槽型断面的腹板高；b——翼缘宽；t——梁断面的厚度。则可求出纵梁的最大弯曲应力。按（7）求得的弯曲应力不应大于纵梁材料的疲劳极限σ-1。对16Mn钢板，σ-1=220~260MPa。当纵梁受力变形时，翼缘可能会受力破裂，为此可按薄板理论进行校核，由于临界弯曲应力为σcr=0.422)(1btE350MPa（9）式中E——材料的弹性模量，对低碳钢和16Mn钢：E=2.06×105MPa；μ——泊松比，对低碳钢和16Mn钢，取μ=0.290；t——纵梁断面的厚度；b——纵梁槽型断面的翼缘宽度。将E，μ值代入式（9），得b≤16t（10）为了保证整车及有关机件的正常工作，对纵梁的最大挠度应予以限制。这就要求对纵梁的弯曲刚度进行校核。如果把纵梁看成是支承跨度l为轴距的简支梁，根据材料力学给出的截面惯性矩为J的简支梁在其跨度l的中间承受集中载荷P时，挠度f与刚度EJ的关系式f=EJPl483可知EfPlJ483。根据德国对各种汽车车架的实验结果表明，当轴距l的单位为m，J的单位为cm4时，为使纵梁再满载时的挠度在容许值以内，则应使J/l3≥12，或应使J≥12l3。大多数汽车的J/l3值在20~30间，日本的一些4t平头载货汽车甚至达到58.3。