低平板半掛車車架及前懸支架的有限元分析*

侯培海

（中航工業(yè)安徽開樂專用車輛股份有限公司）

低平板運輸半掛車工作環(huán)境惡劣，載荷復雜，一方面承受車身附件及貨物質量，另一方面通過懸架裝置接受不同道路系統(tǒng)的各種載荷及激勵。當汽車以不同車速在不同路況下行駛時，車身承受著對稱的垂直動載荷及非對稱動載荷。當一側車輪遇到障礙時，車架將產生扭曲變形加劇汽車各個部件的振動[1-2]。因此，對低平板半掛車車架及前懸支架進行深入地研究和探討，有利于降低汽車的振動、改善行駛安全性、提高產品的設計水平及核心競爭力。文章基于已有研究成果[3]，考慮半掛車結構、載荷及路況等因素，借助有限元分析方法，詳細介紹了低平板半掛車車架及前懸支架的斷裂形式，并給出改進建議，為低平板半掛車的設計研發(fā)及安全運行提供了理論支持和保障。

1 車架強度分析

1.1 車架結構及特點

半掛車車架結構為低平凹梁式，掛車中部有凹槽停放工程設備，后尾設有爬梯裝置，供工程車從后尾爬上半掛車。車架采用16Mn 低合金鋼，懸架系統(tǒng)為串聯(lián)式懸架，10 片鋼板彈簧。車架縱梁總成采用工字型結構，邊梁采用18#槽鋼，橫梁采用10#槽鋼，底板采用3 mm花紋板。底板及爬梯上焊裝防滑條，可以防止工程車履帶在底板上打滑，半掛車結構，如圖1所示。

1.2 邊界條件及載荷

半掛車通過牽引銷與牽引車連接，因此，約束牽引銷座處X，Y，Z 方向的平移自由度、X，Z 方向的旋轉自由度以及懸架系統(tǒng)的全部自由度。整車設計載荷為30 t，按照均布載荷的方式施加在底板上，分析工況為汽車滿載勻速直線運行。

1.3 計算結果與分析

經計算得到半掛車車架結構的位移云圖，最大位移17.6 mm，如圖2所示。車架應力集中區(qū)域為鵝頸處、前后平臺連接處以及前懸支架與下翼板連接處，最大應力值分別為 163.5，172.3，190.6 MPa，如圖 3所示。

由分析結果可知，應力集中區(qū)域及車架薄弱處的最大應力為190.6 MPa，遠小于材料屈服極限345 MPa。因此，滿載工況下車架的強度滿足設計要求。為防止應力集中區(qū)域的疲勞失效，在加工制造時，應著重關注這些區(qū)域的焊接質量。

2 懸掛支架強度分析

懸掛支架在交變載荷的反復作用下，會產生裂紋并導致斷裂。因此，需要分析極限載荷工況下懸掛支架的強度及可能存在的斷裂形式。由整車靜強度分析可知，前懸支架處的應力值最大，因此，只需研究前懸支架的斷裂形式。

2.1 前懸支架的載荷分析

GB-1589 規(guī)定半掛車三軸懸架單橋最大載荷不得超過13 000 kg。按此極限工況，由靜力學原理可求得各支架弧形塊處的載荷，由于每根橋上裝有兩套鋼板彈簧，因此每套鋼板彈簧承受的載荷為6 500 kg。鋼板彈簧的兩端分別連接前支架的弧形塊和平衡梁的弧形塊；因此可以得出前支架及平衡梁的弧形塊所承受載荷分別為3 250 kg，方向為弧形塊弧面的法向。圖4 示出半掛車前懸支架結構圖，圖5 示出前懸支架有限元模型圖。

在制動工況下，由文獻[2]可知，車輪滑動率s=15%～20%時，所受制動力最大，拉桿對懸架支架的推力也最大，此時的附著系數(shù)μ=0.9。

懸掛支架所受拉桿的推力（F/N）方向為順拉桿，大小為：

式中：m——整車質量，kg；

g——重力加速度，取9.8 m/s2；

b——載荷分配系數(shù)，取0.6；

n——拉桿個數(shù)，取6。

2.2 計算結果與分析

圖6 示出半掛車前懸支架的應力云圖。由圖6 分析可知，前懸支架的最大應力為259.2 MPa，發(fā)生在前支架上端與下翼板的連接處；扭力桿座與側板連接處的應力值為257.1 MPa。圖7 示出半掛車前懸支架位移云圖。最大位移發(fā)生在扭力桿座的下端，位移值為0.348 mm。

分析結果表明：前懸支架的最大應力低于鋼材的屈服極限，位移也不大，因此不會發(fā)生強度和剛度的破壞。為防止局部結構的疲勞破壞，應重點檢查應力集中區(qū)域的焊接質量及消除焊接殘余應力。

3 結論

通過對低平板運輸半掛車車架及前懸支架的有限元分析，找出設計、制造與使用過程中的薄弱環(huán)節(jié)，并提出相應改進建議和措施，消除了汽車運行過程中的安全隱患，為汽車安全穩(wěn)定的運行提供保障。