楊揚

摘要：對某型號礦用半掛牽引車車架進行了有限元分析，建立了以殼單元為基本單元并采用多點約束（MPC）單元模擬鉚釘傳力的有限元計算模型。通過靜態(tài)分析表明了車架在滿載彎曲工況與滿載扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力及變形分布情況。經(jīng)過模態(tài)分析，獲得了車架的固有頻率和振形特征。綜合分析結(jié)果，對車架結(jié)構(gòu)的改進提供了一些建議。

關(guān)鍵詞：牽引車;車架;靜態(tài)分析;模態(tài)

中圖分類號：U463.320.2? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2020）24-0064-04

0? 引言

礦用半掛牽引車車架作為非承載式車身結(jié)構(gòu)的主要部件，其主要功能是固定汽車的大部分部件的相對位置，還要承載半掛牽引車車身包含的各種載荷。汽車在行駛時，要承受來自路面的彎曲、扭轉(zhuǎn)載荷以及由路面、懸架等各部件所產(chǎn)生的振動。車架在設(shè)計時，不僅要保證有足夠的強度和彎曲及扭轉(zhuǎn)剛度，還要避免車架由外部激振頻率所引發(fā)的共振導(dǎo)致車架使用壽命的下降。本文建立了某型號礦用半掛牽引車車架的有限元模型，對其剛度和強度以及模態(tài)進行了有限元分析，為以后的結(jié)構(gòu)改進設(shè)計提供理論依據(jù)。

1? 半掛牽引車車架有限元模型的建立

車架有限元模型建立是采用的殼單元模型，有效避免了橫梁連接點不易確定和梁單元模型縱的等一些問題，尤其是能明確展示出連接點位置的變化和加強板以及支架的一些情況，經(jīng)過與實驗數(shù)據(jù)的比較其計算精度也比較高。此外，在車架有限元分析中還需要考慮汽車懸架的因素和各種約束模擬。

首先，我們應(yīng)該在分析的過程中在solidworks或在UG軟件里進行建立模型，可以依據(jù)其中關(guān)聯(lián)的原則性簡單化操作，實體模型如圖1所示，接下來把模型快速導(dǎo)入ANSYS里，再采用shell63單元將半掛牽引車架采用整體網(wǎng)格分劃，一定要在所有連接點和形狀有明顯突變的區(qū)域進行網(wǎng)格多次細化，在鉚接處采取mpc184單元連接，這樣半掛牽引車車架就形成了一個新的建模整體。接下來利用mass21單元和combine14單元以及beam4單元對懸架和輪胎分別進行模擬。經(jīng)過以上操作步驟，將半掛牽引車整體共分為16759個beam188單元，75864個Shell63單元，4個beam4單元4個，mass21單元，12個combine14單元。這樣我們就完成了將整個車架有限元劃分，半掛牽引車車架的整體有限元模型如圖2所示。

2? 半掛牽引車車架靜態(tài)工況分析

礦用半掛牽引車在行駛過程中將承受各種載荷，其最主要的就有扭轉(zhuǎn)載荷、彎曲載荷、縱向載荷、側(cè)向載荷等四種，這當中對車架極具有破壞力的主要是扭轉(zhuǎn)載荷與彎曲載荷。彎曲載荷產(chǎn)生大部分是因為貨物、乘員和駕駛室以及動力總成的質(zhì)量在重力作用下而產(chǎn)生的，在彎曲的工況下半掛牽引車四輪都著地。由于路面不平度對牽引車身造成的非對稱支撐產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)載荷，二者可以作為對比進行計算，能用靜態(tài)的最大可能的扭矩，也就是一個前輪懸空的極限狀況下進行模擬。此文章只針對以上兩種工況，對半掛牽引車車架的有限元模型給與施加與之相應(yīng)的自由度約束，同時加載各種載荷，對車架在彈性范圍內(nèi)的這兩種工況的應(yīng)力和應(yīng)變在ANSYS軟件中進行計算，校核半掛牽引車車架的強度與剛度就以此為依據(jù)。

16Mn是本文所分析的牽引車車架所采用的材料，16Mn的特性參數(shù)如下：彈性模量E=2.07e5MPa、泊松比μ=0.3、密度ρ=7.85e-9Ton/mm3、抗拉強度為510～660MPa、屈服極限為350MPa。

車架在滿載時所受到的有貨物的重量，駕駛室與乘員的重量，動力總成的重量。按照車架的實際受載情況，將這些載荷施加于車架的各個受力面，方向垂直車架向下，以描述汽車在工作時的實際載荷。各個部分的實際載荷如下：①動力總成重為7300N。②駕駛室和乘員的重量為6300N。③牽引貨物重為180000N。

2.1 滿載彎曲工況

滿載彎曲工況是用來模擬半掛牽引車在滿載的情況下，車輪都著地在工況好的路面上勻速直線行駛時車架對它所承受重量的回應(yīng)狀況。因為承載系統(tǒng)六個自由度方向運動，汽車在路面上行駛時，系統(tǒng)是非剛體，因此各點位移不一樣，另外，加速度也不相等，計算施加載荷的時候，牽引車車架所承受的質(zhì)量和載荷都必須乘以其一定的動載系數(shù)才能校核牽引車架的強度與剛度。但是一般動載系數(shù)是難以確定的，我們采用實驗修正的半經(jīng)驗數(shù)值與理論研究，在這種工況下取動載系數(shù)為1.5。一般計算時為了消除剛體位移，并且約束掉前板簧的3個平動自由度UX、UY、UZ，同時釋放前板簧的3個轉(zhuǎn)動自由度ROTX、ROTY、ROTZ，后板簧約束豎直方向的平動自由度，其加載與約束情況如圖3所示。

從圖4與圖5所示的滿載彎曲工況下車架的位移云圖和應(yīng)力云圖，對車架進行強度與剛度分析。由圖4可以看到，車架發(fā)成最大位移處在車架牽引座兩側(cè)的縱梁上為9.711mm，然后就是承載發(fā)動機和變速器的橫梁上約8.632mm，這兩處的變形較大一部分原因是由于板簧單元下移造成的，板簧單元的各節(jié)點下移量大約是4mm左右，因此抵消掉板簧的下移量，這種模擬分析與實際情況是相符合的，但上述兩處的變形仍然較大，與實際受力其情況不符，因此要在這兩處進行優(yōu)化。

圖5所示的是車架在滿載工況下的應(yīng)力云圖，可以看出車架的最大應(yīng)力發(fā)生在板簧與板簧座的連接點處為765MPa，大大高于16Mn的屈服極限350MPa。這種情況產(chǎn)生的主要原因是，在模型簡化的過程中，把板簧座與板簧的接觸點設(shè)為點接觸，致使應(yīng)力集中的產(chǎn)生，其并沒有設(shè)定接觸單元，不過實際中這部分的絕大部分剪切應(yīng)力主要是由連接梁來承載的，就可以很好的避免這種應(yīng)力集中現(xiàn)象。盡管是這樣，考慮到安全的問題，應(yīng)增加板簧座與板簧連接處的連接梁的直徑尺寸和板簧座處的厚度尺寸，以保證安全。在牽引座兩側(cè)的縱梁上的最應(yīng)力大約為255MPa，安全系數(shù)約為1.4，安全系數(shù)較低，應(yīng)該擴大牽引座在兩側(cè)縱梁上的受力面，以減小均布載荷。從整體來看，車架的應(yīng)力分布效果很好。

2.2 滿載扭轉(zhuǎn)工況

因為牽引車行駛的道路是不平坦的，會受到扭轉(zhuǎn)載荷的各方面作用，其極限扭轉(zhuǎn)載荷為牽引車在非對稱支撐下產(chǎn)生的靜態(tài)扭矩狀態(tài)。我們對牽引車車架研究時，一般把前輪其中之一抬高一定的高度，分析車架所承受的靜態(tài)極限扭轉(zhuǎn)時的車架變形和應(yīng)力分布情況。在這種工況下，牽引車架的滿載彎曲工況與載荷相同。滿載扭轉(zhuǎn)工況下的約束條件為：約束左前輪裝配位置處節(jié)點的三個平動自由度UX、UY、UZ，釋放節(jié)點的3個轉(zhuǎn)動自由度ROTX、ROTY、ROTZ，釋放右前輪的所有自由度，約束后輪裝配位置節(jié)點處垂直方向的自由度UY，釋放節(jié)點的其他自由度。在左前輪施加100mm的Y方向的位移。因為此時車速較低慣性載荷較小取動載系數(shù)為1.5，得到在滿載扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力云圖和位移云圖，如圖6與圖7所示。

在圖7所示滿載扭轉(zhuǎn)工況下的位移云圖可以看到，車架發(fā)生最大變形的位置在牽引座兩側(cè)的縱梁上變形量為9.17mm，結(jié)合實際的承受載荷的情況能看出：牽引車架的最大變形量發(fā)生在牽引座兩側(cè)的縱梁上，這也是與實際的受力情況是一致的。另外，有較大變形的部位還有在支撐動力總成的橫梁上，應(yīng)當采用相應(yīng)的優(yōu)化方案進行優(yōu)化。綜上，牽引車架的位移云圖與實際的變形情況是相符的。

從圖8牽引車架的應(yīng)力云圖能看出，在滿載扭轉(zhuǎn)工況下車架的最大應(yīng)力還是發(fā)生在板簧與板簧座的連接點處為801MPa，此處產(chǎn)生最大應(yīng)力與滿載彎曲工況是相同的，主要還是由于模型簡化時所產(chǎn)生應(yīng)力集中的問題，因此還是要增加板簧與板簧座連接處的連接梁的直徑和板簧座處的厚度，以保證安全。牽引座兩側(cè)的縱梁上的最大應(yīng)力約為180MPa，安全系數(shù)為2，足以保證安全。從整個車架來說，它的應(yīng)力值較小，應(yīng)力分配效果很好。

3? 車架的模態(tài)分析

對車架進行模態(tài)分析，采用Block Lanczos法提取車架的前10階的固有頻率如表1所示。

從車架振型圖8-圖11上可以看到，車架的固有頻率主要有兩種形式：一是車架的整體振動（彎曲、扭轉(zhuǎn)以及板簧的復(fù)合運動引起的振動）;二是車架的局部振動。我們進行模態(tài)分析主要是為了找出車架的固有頻率，這樣可以防止發(fā)動機和路面激勵從而產(chǎn)生的共振，也會導(dǎo)致對車架的破壞。實際的激勵頻率如下：

①牽引車在路面上運動，由路面產(chǎn)生的激勵頻率一般為20Hz以下的垂直振動。

②發(fā)動機的激振頻率為：

式中：f—發(fā)動機的激振頻率;n—發(fā)動機轉(zhuǎn)速;Z—氣缸數(shù);τ—沖程數(shù)。

該牽引車所用的發(fā)動機為四缸四沖程發(fā)動機，怠速的轉(zhuǎn)速大約為600r/min，發(fā)動機的怠速頻率為20Hz，牽引車的車速為40～70km/h，發(fā)動機的爆發(fā)頻率為40～80Hz。

根據(jù)上述激勵頻率可以分析得到：①車架對路面的響應(yīng)狀況較差，由于路面的不平會導(dǎo)致車架發(fā)生共振破壞;②發(fā)動機的激振頻率包括第9、10階固有頻率，但發(fā)動機在正常工作時激振頻率的范圍較寬，而且隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化而變化，因此這兩階頻率不一定會造成車架的共振。

4? 優(yōu)化方案的提出

通過車架滿載彎曲與滿載扭轉(zhuǎn)工況和模態(tài)的分析，對車架的優(yōu)化提出幾點建議：①車架在牽引座兩側(cè)的橫梁上受力較大，因該將牽引座在兩側(cè)縱梁上的受力面增大，在沿縱梁方向上增加50mm，以減小均布載荷，并且要改變牽引座處橫梁的結(jié)構(gòu)，以增加它的承載能力。②牽引車后輪板簧與板簧座的連接處的應(yīng)力較大，已超過了材料的屈服極限，因此要將板簧與板簧座連接梁的直徑增大并且增加后輪板簧座的厚度2～3mm。③應(yīng)該對前后板簧的剛度與結(jié)構(gòu)做一定出優(yōu)化，選擇合理的板簧剛度對車架整體應(yīng)力的下降有著極為關(guān)鍵的作用。④應(yīng)該提高車架的整體剛度，從而使車架的一階固有頻率提高，防止由路面不平產(chǎn)生的激勵頻率使車架發(fā)生共振破壞。

5? 結(jié)論

本文通過對牽引車架的滿載彎曲工況和滿載扭轉(zhuǎn)工況分析能得出車架的變形分布和整體應(yīng)力是合理的，但是局部應(yīng)力偏高超，特別是在后板簧座處應(yīng)力達到700MPa，應(yīng)該在該處進行優(yōu)化，以提高車架的安全系數(shù)。在模態(tài)分析中可以得出，車架的一階固有頻率較低大部分都集中在20Hz以下，在牽引車行駛時，有可能由地面的激振頻率產(chǎn)生共振，應(yīng)該對車架的整體剛度做出優(yōu)化。

參考文獻：

[1]王蘊.基于有限元模型的農(nóng)用貨車車架結(jié)構(gòu)分析[D].2009.

[2]侯煒.汽車車架的有限元靜動態(tài)響應(yīng)分析[D].2006.

[3]于志生.汽車理論[M].四版.北京：機械工業(yè)出版社，2006.

[4]博弈創(chuàng)作室.ANSYS9.0經(jīng)典產(chǎn)品基礎(chǔ)教程與實例詳解[M].北京：中國水利水電出版社，2006.

[5]傅志方.振動模態(tài)分析與參數(shù)識別[M].北京：機械工業(yè)出版社，1990.