基于剛?cè)狁詈系男履茉簇涇囓嚰軓?qiáng)度分析*

沈保山 王以文 陸永能

（1.徐工汽車制造有限公司；2.徐工集團(tuán)徐州工程機(jī)械研究院）

貨車車架連接著貨車的各個(gè)部分，是整車承載各系統(tǒng)部件及運(yùn)輸貨物的基本構(gòu)件[1]，因此車架的優(yōu)劣將直接影響貨車的行駛和安全性能，而車架強(qiáng)度分析是產(chǎn)品開(kāi)發(fā)中預(yù)測(cè)車架設(shè)計(jì)優(yōu)劣和優(yōu)化車架結(jié)構(gòu)的重要一環(huán)，也是后期產(chǎn)品質(zhì)量改進(jìn)和提升的重要工作內(nèi)容之一。文章通過(guò)多體與有限元相結(jié)合的方法對(duì)某款新開(kāi)發(fā)的新能源貨車車架進(jìn)行了強(qiáng)度計(jì)算，得到了5種典型工況下的應(yīng)力分布，并針對(duì)應(yīng)力較大區(qū)域提出了優(yōu)化方案，提高了車架的可靠性。

1 建立有限元模型及輸出柔性體文件（mnf）[2]

新能源貨車的貨廂和車架通過(guò)緊固件連接在一起,貨箱的剛度直接影響車架強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，所以有限元模型包括鋼板彈簧、貨箱總成及車架總成。

1.1 車架總成有限元模型的建立

縱梁、橫梁、電瓶支架、電機(jī)控制器、高壓配電柜、電動(dòng)打氣泵支架及駕駛室后支架等均采用殼單元，板簧支架及駕駛室后支架采用四面體單元，鉚釘及螺栓連接采用rbe2+beam單元模擬；較小部件采用集中質(zhì)量點(diǎn)通過(guò)rbe3或rbe2單元連接于相應(yīng)固定支架，并在較大質(zhì)量連接位置使用rbe2主點(diǎn)生成外連接點(diǎn)，但在本模型中不添加其質(zhì)量，建立的有限元模型，如圖1所示。生成的外連點(diǎn)數(shù)量為：駕駛室點(diǎn)4個(gè)，前板簧點(diǎn)4個(gè)，前減振器點(diǎn)2個(gè)，電瓶點(diǎn)2個(gè)，發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)4個(gè)，后板簧點(diǎn)8個(gè)，后減振器點(diǎn)2個(gè)，備胎點(diǎn)1個(gè)。

圖1 新能源貨車車架總成有限元模型

1.2 貨箱總成有限元模型的建立

貨箱部分均采用殼網(wǎng)格劃分，同時(shí)，為了體現(xiàn)貨物的質(zhì)量，且不增加貨箱剛度，貨物質(zhì)量通過(guò)多個(gè)mass單元均布在貨箱上。圖2示出新能源貨車貨箱總成有限元模型。通過(guò)rbe3+bush+rbe3單元模擬貨箱縱梁與車架縱梁間的接觸關(guān)系。

圖2 新能源貨車貨箱總成有限元模型

1.3 鋼板彈簧有限元模型的建立

在板簧卷耳及中間安裝位置處建立3個(gè)外連點(diǎn)，通過(guò)gap單元模擬鋼板彈簧的片間接觸，并通過(guò)調(diào)整單元切向剛度值，使有限元模型所得垂向剛度值與圖紙要求的夾緊剛度保持一致，有限元模型，如圖3所示。

圖3 新能源貨車鋼板彈簧有限元模型

1.4 輸出柔性體文件

利用Nastran分別生成柔性體文件：前后板簧分別生成mnf文件，車架和貨箱總成一起生成mnf文件。

2 建立剛?cè)狁詈系亩囿w動(dòng)力學(xué)模型[3]

在ADAMS/View軟件中，利用已建好的車架和貨箱總成mnf文件及前后板簧mnf文件，建立能夠體現(xiàn)其性能的柔性體。然后根據(jù)整車裝配關(guān)系，建立所需的其他部件（前后橋、輪胎、傳動(dòng)系、電機(jī)、電瓶、減振器及限位塊等）、試驗(yàn)臺(tái)及路面，并進(jìn)行合理連接，如圖4所示。

圖4 新能源貨車剛?cè)狁詈系亩囿w模型

3 建立工況 輸出連接點(diǎn)力及力矩

3.1 工況建立[4]

依據(jù)規(guī)范，建立分析工況，如表1所示。

表1 新能源貨車工況設(shè)置g

在各輪所處地面條件相同的條件下，其靜、動(dòng)摩擦因數(shù)相同，各輪所受地面給予的側(cè)/縱向力的大小與其所受地面支撐力大小成正比關(guān)系。為了真實(shí)描述制動(dòng)工況下各輪胎所受的摩擦力，在輪胎與試驗(yàn)臺(tái)間建立X向單向力，利用函數(shù)關(guān)系賦予其值為：

式中：F1——某一輪胎受來(lái)自地面的縱向摩擦力，N；

FZ——該輪胎所受的地面支撐力，N；

μ——整車平均摩擦因數(shù)，其值等于制動(dòng)減速度/g。

通過(guò)FZ函數(shù)可以時(shí)時(shí)提取對(duì)輪胎的支撐力，使各輪胎所受的摩擦力總和等于整車的慣性力，較好地反映了各工況下不同輪胎上力的分配關(guān)系。

3.2 車架外連點(diǎn)力的輸出

在對(duì)彎曲、轉(zhuǎn)向及制動(dòng)等工況下軟件得到的各輪胎輪荷與數(shù)學(xué)模型計(jì)算輪荷對(duì)比校核后，進(jìn)行全部工況的計(jì)算，并輸出車架外連點(diǎn)的力及力矩。因輸出內(nèi)容較多，此處不再列出。

4 車架強(qiáng)度計(jì)算

4.1 強(qiáng)度分析

將輸出的外連點(diǎn)力和力矩施加到車架及貨箱總成模型的相應(yīng)位置，利用慣性釋放法，進(jìn)行車架強(qiáng)度求解。經(jīng)分析，應(yīng)力較大部件為左右縱梁、二橫梁及四橫梁連接板。且轉(zhuǎn)向工況下，縱梁上前板簧后吊耳處應(yīng)力不滿足評(píng)價(jià)指標(biāo)，詳細(xì)結(jié)構(gòu)圖及應(yīng)力云圖，如圖5和圖6所示。

圖5 貨車車架應(yīng)力較大部位結(jié)構(gòu)示意圖

圖6 轉(zhuǎn)向工況貨車車架縱梁應(yīng)力云圖

因縱梁為車架總成的關(guān)鍵件，且轉(zhuǎn)向工況下縱梁安全系數(shù)未達(dá)到1.2，不滿足要求。

4.2 改進(jìn)方案分析

為了降低縱梁處應(yīng)力，可采用2種改進(jìn)方案。

方案1：使用反扣的U型板將縱梁上下翼面連接起來(lái)，且在U型板兩邊開(kāi)拋物線缺口，使剛度過(guò)渡均勻，如圖7所示。

圖7 貨車車架縱梁改進(jìn)方案1結(jié)構(gòu)示意圖

方案2：將縱梁厚度由4 mm調(diào)整為5 mm，加強(qiáng)板厚度由4 mm調(diào)整為3 mm。

經(jīng)與設(shè)計(jì)人員溝通，結(jié)合廠家制造能力，最終確定采用方案2，其應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，如圖8所示。

圖8 轉(zhuǎn)向工況貨車車架縱梁應(yīng)力云圖（改進(jìn)后）

改進(jìn)后縱梁最大應(yīng)力為369 MPa，安全系數(shù)達(dá)到1.36，滿足設(shè)計(jì)要求。

5 結(jié)論

通過(guò)多軟件聯(lián)合建立了剛?cè)狁詈系恼嚹Ｐ停瓿闪藢?duì)車架強(qiáng)度的分析及改進(jìn)，該分析方法優(yōu)點(diǎn)為：1）盡可能多地釋放了自由度，提高了計(jì)算準(zhǔn)確度；2）考慮了不同垂向力對(duì)地面摩擦力的影響及輪胎剛度，與實(shí)際工況更接近；3）能明顯顯示車架變形，有利于改進(jìn)方案的提出及對(duì)模型的理解；4）可以將串行的分析工作方式轉(zhuǎn)變?yōu)椴⑿?，從而提高分析效率?）有利于開(kāi)展連接關(guān)系復(fù)雜部件的強(qiáng)度分析工作。