摘要：本研究对象选择高机动型越野车，车架结构和车操控、安全、可靠、经济等性能息息相关。越野车行驶承受载荷也复杂，可导致车架扭转、弯曲以及变形等，刚度不足的区域可能出现裂纹。利用静态分析法，并使用惯性释放法，对于车架强度进行计算，将约束点反力应力以及变形问题产生的影响有效消除，保证该数据获取的精准性。
关键词：越野车; 车架; 有限元分析; 结构优化;
0 引言
我国的汽车技术资源相对匮乏，并且产业起步相对较晚，汽车生产之后，主要利用试验方式对于设计问题展开检验，不但耗时耗力，而且可靠性不高，存在较高风险。计算机技术的普及，有限元软件的应用，能够对于汽车、零件等展开分析，建立计算模型，通过模态分析掌握车架动态性能，进而对其结构加以优化。在振动理论不断发展过程中，越野车制造商高度关注动态仿真测试对于车身结构设计产生的影响。在越野车行驶过程，可受到动荷载，并且在时间不断推移之后，当外界的激励频率和某一零件或者整车的固有频率高度吻合，极易产生共振问题，致使车身材料出现疲劳失效这一问题。借助静力学以及动态特征展开仿真分析，结合分析结果，能够为越野车的结构优化以及整车性能的提升奠定良好基础。
1 有限元分析介绍
所谓有限元分析，主要是借助数学近似法，模拟几何图形以及荷载工况，并通过有限元单元对于真实系统展开分析，通过有限量探究未知量，甚至无限量。简单来讲，有限元分析的过程也是化繁为简的过程，使用大量简单函数替换复杂的函数模型。流程为先建模，之后将结构离散化，对单元以及整体展开分析。
2 越野车车架的有限元分析
2.1 模态分析
在高机动型越野车结构中，车架属于其承载系统，对于其展开模态分析，有助于研究人员了解车架振动特点，进而判断其是否和整车需求相符，避免出现设计、布局等缺陷，导致车身产生共振问题。对车架展开有限元分析，能够为其设计提供理论依据。按照模态分析这一理论，车架结构自振的频率和其结构阻尼矩阵以及外力等不相关，故此，分析越野车的车架模态时，无须将荷载问题考虑其中，将荷载以及约束条件去除[1]。
车架自由模态、约束模态二者之间存在高度相似性。分析其约束模态之时，需要将约束保留下来，但是在分析自由模态时，可使用其固有频率为频率分析标准。鉴于此，下文使用自由模态的方式进行分析。由于车架系统较为复杂，难以将其固有频率以及振型求出。结合模态分析理论，能够知晓车架结构动态特征，判断出其与地接振型存在关联。越野车的车身悬挂存在较大刚度，对于分析产生影响可忽略。在自由模态相关分析时，可提取车架当中6个振型，并对主振型展开描述：频率为28.7Hz时，为一阶扭转；频率为28.9Hz时，为一阶弯曲；频率为44.3Hz时，为面内一阶横摆；频率为52.1Hz时，为二阶扭转；频率为58.9Hz时，为二阶弯曲；频率为65.1Hz时，为二阶横摆。
2.2 分析结果
越野车行驶过程受到的外部激励主要有不平路面、发动机简谐等，因此，在展开车架的结构设计时，需要保证其固有频率和外界的激励频率之间相避开，以免车架结构产生共振的问题，进而防止车架的结构受到损坏。经过模态分析，按照结果能够精准识别出车架结构问题，并加以优化，将共振问题解决，保证车辆的行驶安全。
分析模态分析的结果，并将环境的激励频率考虑其中，结果如下：第一，路面条件通常能够决定路面激励。在高等公路以及高速公路路面，激励频率的变化范围在1～3Hz，因此，能够对于低频振动产生较大影响。下文研究的越野车车架产生的低阶频率高于路面存在的激励频率，因此，能够满足要求。第二，车架结构存在的固有模态，其频率不处于发动机的怠速运转产生的频率之内。结合公式F=n/60×M展开频率计算，公式当中M代表发动机缸数1/2,n代表发动机怠速实际转速。选取4缸发动机，怠速650r/min，经计算，频率结果等于21.6Hz，也就是怠速对于车架产生的激励频率是21.6Hz，对比于一阶扭转28.7Hz这一频率值，相对较低，因此，能够满足要求[2]。第三，车架的非簧载质量固有频率处于6～15Hz，由于本研究中确认第一阶扭转的频率值为28.7Hz，要远远高于车架固有频率，因此设计满足要求。第四，保证车架的振型保持光滑，以免产生突变。经过上述分析，能够确认，该车架的结构设计将外界激励频率区间有效避开，因此，动态性能良好。在车架模态分析过程，将静态分析的局限性有效克服，为整车舒适性以及平顺性等提供支持，并结合整车实际振动情况，完成车架优化及改进。
3 有限元分析下越野车车架结构优化
3.1 备胎支架方面
对于越野车的车架结构展开分析，选择其备胎支架当作研究对象，并完成拓扑结构的优化。汲取拓扑、结构等优化设计经验，以达到减重之效果。拓扑优化也可视为Opti Struct结构的优化，重点包括外形、尺寸、拓扑以及形状等内容。在拓扑优化的材料利用方面，可利用密度法，借助有限元模型，将各个空间单元视为设计变量，也称单元密度，此参数和结构材料相关，主要是从0～1之间选取连续的数值，经优化和求解以后，如果密度单元和1这个数值较为接近，或者等于1，则代表此单元位置材料十分重要，应该保留；如果单元密度数值和0接近，或者等于0，则代表此位置材料并不重要，能够去除，这样可保证该对于材料充分利用，完成轻量化设计[3]。
针对本文研究的越野车加的备胎支架展开拓扑优化，主要是在钣金件位置寻找最优的加强肋形状、位置等，在保持材料数量不改变的前提之下，将应力集中这一现象消除，与此同时，还能实现减重效果。选择质量35kg的备胎简化模型作为质量点，目的是将设计的空间体积保持在最低值[4]。选取空间单元作为设计变量，保持最大的应力约束达到235MPa，要求备胎支架产生的变形在5mm之内。在制动的工况之下，施加惯性荷载，X向为-1g,Z向为-1g；在转向工况之下，施加惯性荷载，Y向为1g,Z向为-1g；在垂直工况之下，施加惯性荷载，Z向为3.5g。设定参数之后，并利用密度法，以单元密度为设计变量，对于备胎支架结构加以优化，保持优化密度>0.5。图1为备胎支架拓扑优化结果图。
图1 备胎支架拓扑优化结果图
3.2 结构优化设计
按照拓扑的优化结果分析，背门固定面、备胎支架等所属非设计面，而备胎支架的侧面属于设计面。结合轻量化的设计，可使用两种优化方案，并且融合制动、转向、垂直冲击三种工况分别设计。
3.2.1 方案一
结合上文的分析结果，可使用增加减重区、减重孔等方式，实现车架的轻量化设计。优化方案如表1所示。
对拓扑结构进行优化之后，处理设计面，能够实现减重约43%。然而支架的最高应力和材料的屈服极限十分接近，特别是处于垂直工况时，支架承受的最高应力值高大235MPa，由此判断支架存在断裂的风险。因此，还需展开持续优化。
3.2.2 方案二
结合在方案一中的拓扑优化结果，在本优化方案当中，按照拓扑形貌、结构等优化设计经验，处于减重设计基础之上，可将减重孔面积增加，并且将冲压筋面增加，将支架实际受到的最大应力加以改善。使用上述设计之后，优化结果信息如表2所示。
表2 拓扑优化方案二结果表
表1 拓扑优化方案一结果表
3.2.3 优化结果
结合上述优化设计结果，无论是使用方案一，还是使用方案二，都能和结构设计具体要求相符。但是，设计过程，还需将部件的局部安全系数这一因素考虑其中。对比而言，两种方案中，方案二更加精细化，成本相对较高，但是其应力结构的安全系数更高，因此，可选择方案二作为最终的优化结果，对比于最初的设计方案，可实现减重约38%。通过上述内容对于车架的备胎支架展开拓扑优化，经过两轮的试验分析，最终可达到设计要求，并实现轻量化的设计目的。
4 结束语
总之本研究对于某越野车的车结构设计展开分析，此车架的结构刚度、强度等良好，可满足空间的布置要求，整车越野性能优越。研究过程，针对车架结构建立有限元模型，并对于模型展开网格划分，保证有限元的计算精准。在分析车架刚度、强度等方面，借助惯性释放这一方法，选取车架6种典型的工况，并施加力矩，获得变形分布图，对于车架强度有效验证。并对于车架的模态展开分析，提取6个振型之下的模态结果，经过校核之后，对于车架动态特性展开验证，并为其舒适性的设计优化提供方向。在拓扑优化方面，选择备胎支架作为研究对象，结合有限元分析结果，完成优化设计，保证越野车车架的结构优化以及轻量化等前提之下，实现减重38%。
参考文献
[1] 程思远.基于有限元分析的汽车车架结构优化[J].汽车世界，2019(16):75-76.
[2]彭永子.汽车车架的有限元分析及优化设计研究[J].汽车实用技术，2018(22):49-51.
[3] 葛晗，陈鸿飞.多轴汽车车架结构强度有限元分析[J].百科论坛电子杂志，2018(09):270.
[4]刘巧珍，花豪.装载机前车架有限元分析与结构改进[J].建设机械技术与管理，2019(09):68-69.
