□ 張永偉□ 魏仲琛□ 潘 強(qiáng) □ 李生泉

1.蘭州蘭石集團(tuán)蘭駝農(nóng)業(yè)裝備有限公司 蘭州 730314

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基于SolidWorks的三輪汽車車架靜態(tài)分析

□ 張永偉1□ 魏仲琛1□ 潘 強(qiáng)2□ 李生泉1

1.蘭州蘭石集團(tuán)蘭駝農(nóng)業(yè)裝備有限公司 蘭州 730314

2.蘭州市蘭石能源裝備工程研究院 蘭州 730314

應(yīng)用SolidWorks軟件建立三輪汽車整車三維模型，對車架焊合進(jìn)行有限元分析。通過對極限靜載荷下的車架應(yīng)力、應(yīng)變進(jìn)行分析，確認(rèn)車架能夠滿足使用要求，同時發(fā)現(xiàn)車架局部應(yīng)力接近材料的屈服強(qiáng)度，為生產(chǎn)中車架薄弱點的焊接質(zhì)量控制及優(yōu)化提供了依據(jù)。

車架；計算機(jī)；有限元；靜態(tài)分析

1 研究背景

農(nóng)用三輪汽車的車架承載著柴油機(jī)、驅(qū)動橋、擋風(fēng)板、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、車廂等部件和總成，車架承受著各種力和力矩，受力大，且工作狀態(tài)比較復(fù)雜，無法用簡單的數(shù)學(xué)方法進(jìn)行準(zhǔn)確的分析計算，尤其是在車輛超載、路況不好的情況下。目前主要靠經(jīng)驗設(shè)計，再用路試的方法進(jìn)行驗證，設(shè)計過程效率低下，設(shè)計周期長。

筆者應(yīng)用SolidWorks三維建模軟件建立TYP-1750D型農(nóng)用三輪汽車整車模型和車架結(jié)構(gòu)模型[1]，如圖1和圖2所示，并對整車系統(tǒng)空間布局進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

經(jīng)車架強(qiáng)度、剛度靜態(tài)受力分析后，提出了設(shè)計優(yōu)化方案。

圖1 三輪汽車整車三維模型

圖2 三輪汽車車架結(jié)構(gòu)模型

2 車架結(jié)構(gòu)

為減輕質(zhì)量，該農(nóng)用三輪汽車車架主縱梁采用大型壓力機(jī)沖壓、沖孔形成C形鋼式結(jié)構(gòu)，材料為Q235，左右結(jié)構(gòu)基本對稱。

3 車架受力分析

主縱梁上固定座椅、車廂、后橋及液壓油缸等部件，為主要受力部位。下縱梁固定擋風(fēng)板及間接固定柴油機(jī)等部件，為次要受力部位。筆者以GB/T 23931—2009《三輪汽車 試驗方法》[2]和 JB/T 50096—1997《三輪農(nóng)用運(yùn)輸車 可靠性考核評定方法（內(nèi)部使用）》為標(biāo)準(zhǔn)[3]，按極限情況加載進(jìn)行分析，車架各受力部位如圖3所示[4]。

圖3 三輪汽車車架受力部位分析

車架座椅安裝處、擋風(fēng)板安裝處受力方向豎直向下，大小分別為1 700 N和400 N，即乘員2人體重加座椅自重。柴油機(jī)安裝處受力為柴油機(jī)自重，方向豎直向下，大小為2 250 N。車廂可以分解為車廂后支撐和油缸支撐處的受力。

根據(jù)車廂工作時車架受力情況可知，車廂平放時車架受到均布載荷，均布于主縱梁，受力狀況較好。車廂升起時，液壓油缸頂起，車架受力復(fù)雜，為三點支撐受力狀態(tài)，受力分析如圖4所示。車廂升起最大傾角不小于45°，但實際情況是在45°時貨物已全部倒出，車架受力已很小，因此假設(shè)在車廂升起30°但貨物不倒出這種極限工作狀況下進(jìn)行車架受力分析[5]。該位置時，分析車廂受力，得出受力封閉三角形，如圖5所示。

圖4 車廂升起時受力分析

圖5 受力封閉三角形

由正弦定理可得：

式中：G為車廂自重，G=23 000N；F1為車廂后支撐處受力，計算得F1=6 164 N；F2為車廂油缸支撐處受力，計算得F2=20 622 N。

根據(jù)力的相互關(guān)系，車架受力分別為-F1，-F2。

車架支撐為三點支撐，即前輪處前叉與2件后輪處板簧垂直于支撐面向上[6]。另外，根據(jù)用戶調(diào)查情況，用戶使用過程中，該車實際載重力達(dá)20000N，遠(yuǎn)超設(shè)計載重力，因此分析過程中采用4倍設(shè)計載重力20 000 N。

4 模型簡化

車架模型中油管卡子、線卡、風(fēng)扇支架、電瓶支架、排擋支架、車頭管等零件不影響受力分析，可簡化略去[7]。車架基本左右對稱，為簡化分析過程，取一半進(jìn)行分析[8]。簡化后模型如圖6所示。

5 邊界條件

圖6 三輪汽車車架簡化模型

如圖7所示的5個面為支撐面，承載總質(zhì)量，包括車架自身質(zhì)量。如圖8所示紅色面為主要受力面，承載車廂、貨物、座椅發(fā)動機(jī)等的重力。

圖7 支撐面示意圖

圖8 受力面示意圖

6 靜力學(xué)有限元分析

6.1 定義

根據(jù)實際情況，材料全部采用Q235普通碳素結(jié)構(gòu)鋼，零部件連接關(guān)系為全局接觸方式。對車架進(jìn)行靜態(tài)分析，因此車架支撐方式定義為5個支撐面固定[9]。

6.2 施加載荷

根據(jù)受力分析情況，將座椅安裝處、擋風(fēng)板安裝處、柴油機(jī)安裝處、車廂安裝處受力逐個計算后施加于受力部位[10-11]，如圖9所示。

圖9 施加載荷示意圖

6.3 劃分網(wǎng)格

對分析單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖10所示。

圖10 網(wǎng)格劃分示意圖

6.4 求解應(yīng)力與應(yīng)變

在極限靜態(tài)壓力下，應(yīng)力、應(yīng)變分別如圖11、圖12所示。

圖11 應(yīng)力求解示意圖

圖12 應(yīng)變求解示意圖

油缸支撐槽鋼與車架橫梁連接處、車架橫梁與主縱梁連接處應(yīng)力最大，大小都為215.4 MPa，其它部位應(yīng)力皆小于100 MPa。

最大應(yīng)變?yōu)?.234 mm，出現(xiàn)在柴油機(jī)支梁的中間點。其次較大的點在第一根中間橫梁的中間位置，大小為2.425 mm，其它部位應(yīng)變都較小。

7 結(jié)論

由應(yīng)力分析結(jié)果可知，車廂承受4倍載重力，升起30°時，油缸支撐槽鋼與車架橫梁連接處應(yīng)力最大，為薄弱點，但仍小于材料的最大屈服強(qiáng)度（220.6 MPa）。該車架的設(shè)計在強(qiáng)度方面能滿足靜態(tài)、極限情況下車輛的使用要求。

為保證車輛使用安全，避免車架在重載、循環(huán)應(yīng)力和應(yīng)變的作用下，薄弱點出現(xiàn)積累損傷而發(fā)生斷裂，建議加長薄弱點焊縫焊腳長度，加強(qiáng)焊接質(zhì)量控制，保證焊縫質(zhì)量。

整車在極限重載情況下，油缸支撐槽鋼受力大，車架發(fā)生對稱且向中間扭曲，引起彈性變形，在柴油機(jī)支梁中間點發(fā)生的位移量較大，與應(yīng)變分析結(jié)果相符合。

[1] 羅阿妮，張桐鳴，劉賀平，等.機(jī)械行業(yè)三維建模技術(shù)綜述[J].機(jī)械制造，2010，48（ 10）：1-4.

[2] 三輪汽車試驗方法：GB/T23931—2009[S].

[3] 三輪農(nóng)用運(yùn)輸車 可靠性考核評定方法（內(nèi)部使用）：JB/T 50096—1997[S].

[4] 王得剛,李朝峰,李鶴,等.基于HyperMesh的車身模態(tài)分析[J].機(jī)械制造，2008，46（ 6）：4-6.

[5] 姜勇,戰(zhàn)凱.鉸接式自卸車車架力學(xué)建模及有限元強(qiáng)度分析[J].機(jī)械制造，2014，52（ 8）：50-53.

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Three-dimensional model of tricar wasestablished by SolidWorks software to conduct the finite element analysisof welded chassis.Through stressand strain analysisof thechassisunder thelimit static load,it is confirmed that the chassis can meet the operating requirements.At the same time,it is found that the local stressof theframeisclosetotheyield strength of thematerial,which will providethebasisfor thequality control and optimization of theweak spotsin weldingprocessof thechassis.

Chassis；Computer；Finite Element；Static Analysis

TH123；U270.32

A

1672-0555（2017）03-040-04

2017年4月

張永偉（1988—），男，本科，助理工程師，主要從事機(jī)械設(shè)計和車輛工程研發(fā)工作

（編輯：啟 德）