某大棚三輪運輸車車架強度優(yōu)化設(shè)計

黃周偉

（200093 上海市 上海理工大學(xué) 機械工程學(xué)院）

引言

溫室大棚的植物生長速度很快，在收獲期每隔三五天便能收獲數(shù)噸蔬菜。采摘運送蔬菜的勞動量較大，因為蔬菜都需要從大棚中一籃一籃地拎出來，再送上貨車。運送的時候因顛簸而導(dǎo)致?lián)p耗以至于價格受損，經(jīng)濟效益大打折扣。在這種情況下，便需要一種能方便菜農(nóng)運輸貨物并減少損耗的運輸工具，且該工具應(yīng)能適應(yīng)大棚中狹長行駛路徑和較高負(fù)載的要求。

汽車車架是車輛的重要部件，車架上裝配著重要部件和系統(tǒng)（轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、車身面板等），通過懸架與車輪相連，不僅承受著自身的載荷，還承受了地面的沖擊載荷，因此必須有足夠的強度、剛度，以避免產(chǎn)生較大變形影響使用。此外出于經(jīng)濟性考慮，車架不能無限制地使用鋼材來增加強度。隨著計算機輔助設(shè)計技術(shù)的成熟，CAD/CAE/CAM 技術(shù)的應(yīng)用大大方便了汽車設(shè)計，縮短了新車的開發(fā)周期，CAE 作為一種新興的數(shù)值模擬分析技術(shù)，逐漸應(yīng)用到更為廣闊的科學(xué)研究領(lǐng)域中[1]。數(shù)值模擬方法具有傳統(tǒng)機械設(shè)計所不具備的規(guī)模效應(yīng)、計算精度。近年來，基于有限元法、多體動力學(xué)、計算流體力學(xué)等理論的仿真分析在汽車行業(yè)得到廣泛應(yīng)用，能夠解決許多以往手工計算遇到的難題。

本文以某大棚用三輪車車架為研究對象，使用Pro/E 進行三維建模，分析校核了在負(fù)載情況下車架各焊點強度，采用ANSYS 軟件對某大棚用三輪車的車架進行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，對進一步設(shè)計優(yōu)化提供參考。

1 車架設(shè)計

車架有多種類型，其中的梯形車架也稱大梁式車架，一般由2 根橫梁和多根縱梁鉸接或焊接一體，其縱橫梁由鋼板沖壓而成?？v梁截面為槽形或箱形。梯形車架的優(yōu)點是抗彎曲抗扭轉(zhuǎn)能力、承載能力較好，結(jié)構(gòu)簡單易于開發(fā)。因此選擇梯形式車架作為此次設(shè)計所用車架結(jié)構(gòu)。車架材料應(yīng)當(dāng)選用具有適當(dāng)?shù)那姸?、疲勞強度且沖壓性能、焊接性能好的中低碳鋼[2]。這里選用各零部件制造商常用的Q235 鋼。轎車車架縱橫梁鋼板厚度一般是3.0～5.0 mm；輕型貨車5.0～7.0 mm；重型貨車7.0～9.0 mm。

1.1 車架長度

車架長度與前后軸軸距相關(guān)。軸距的確定應(yīng)當(dāng)包括車輛性能、裝載面積和軸荷分配等因素，以盡量短為佳。根據(jù)預(yù)設(shè)整車尺寸初步確定軸距為1 000 mm，車架長度一般為軸距的1.3～1.7 倍，則車架長度（即縱梁長度）取為1 350 mm，基本滿足上述要求。

1.2 車架寬度

本設(shè)計車架寬度即為兩縱梁與橫梁焊接后外邊緣距離，受到輪距與懸架彈性元件的限制，從提升操縱穩(wěn)定性角度看，車架越寬越好，但車架過寬會導(dǎo)致車輛整體質(zhì)量大大增加，不利于經(jīng)濟性和動力性，因此，兩者需統(tǒng)籌兼顧。根據(jù)車身布置的綜合考慮，車架寬度選定為650 mm。

1.3 車架高度

車架高度是從車架底面到車座頂部間的垂直距離205 mm，車架選用Q235 方鋼管，截面為矩形，厚度5 mm。矩形鋼管截面尺寸如圖1 所示。

圖1 梁截面尺寸圖Fig.1 Beam section size diagram

車架總體布置和具體設(shè)計如圖2、圖3 所示。

圖2 大棚運輸車整體布置圖Fig.2 Overall layout of electric vehicles in greenhouse

圖3 車架設(shè)計圖Fig.3 Frame design drawing

表1 列出了整車的技術(shù)參數(shù)，表2 列出了Q235 鋼的材料屬性參數(shù)。

表1 大棚三輪輸送車設(shè)計參數(shù)Tab.1 Design parameters of greenhouse three-wheel vehicle

表2 Q235 鋼材料屬性參數(shù)Tab.2 Material property parameters of Q235 steel

2 車架建模

2.1 車架三維模型建立

如圖4 所示，在Pro/E 軟件中繪制車架的三維實體模型，為便于有限元軟件網(wǎng)格生成，簡化了車架倒角等細(xì)微特征，生成STP 文件。

圖4 等比例車架模型Fig.4 Proportional frame model

2.2 整車質(zhì)量及重心位置

整車裝配完成后，在Pro/E 軟件中查看質(zhì)量屬性（圖5），將所得體積乘以Q235 鋼的密度7.86 g/cm3可得質(zhì)量為44.3 kg，自重約為443 N。重心距離橫梁前端截面約890 mm。

2.3 車架模型靜強度分析

圖6 所示為車架的受力分析，得到

式中：FA，F(xiàn)B——A，B 兩點的支座反力；Gf——車架重量；Gg——貨物重量；Gm——人員重量。

則支座反力：FA=742.33 N，F(xiàn)B=2 700.67 N，前后輪邊力為支座反力的一半，吊耳的支撐力為支座反力的1/4。故：

C 截面剪切強度：σC=0.14 MPa；

懸架吊耳剪切強度：σA=0.62 MPa；

后輪吊耳剪切強度：σB=4.5 MPa；

后輪鉸支座剪切強度：σT=1.13 MPa。

因為Q235 為塑性材料，取安全系數(shù)為1.8，則以上各值均遠(yuǎn)小于Q235 鋼的許用應(yīng)力130 MPa，且對于此類中低強度碳鋼，焊縫強度一般比原材料強度高，故焊接口偏于安全，車架的剪切強度偏于安全。

3 車架有限元模型的建立

有限元法（Finite Element Method，F(xiàn)EM）是現(xiàn)代科學(xué)分析的一種重要方法。它是20 世紀(jì)60年代左右興起的計算機技術(shù)及相關(guān)學(xué)科相互交叉，綜合發(fā)展的新興科學(xué)。有限元法最初應(yīng)用在工程研究中，用于分析并且解決熱力學(xué)、電磁學(xué)等物理問題[3]。圖7 為Workbench 中構(gòu)建的分析模塊框圖。

圖7 Workbench 仿真原理圖Fig.7 Workbench simulation schematic diagram

具體分析過程如下：

（1）在units 菜單中將模型單位預(yù)設(shè)為kg，mm，s；（2）選擇靜力分析模塊，將幾何模型CHEJIA.STP 導(dǎo)入geometry 部分；（3）定義材料屬性。新建材料Q235，按表2 輸入彈性模量、泊松比、密度；（4）網(wǎng)格劃分。打開model 模塊，在mesh 細(xì)節(jié)中設(shè)置單元尺寸為5 mm，單元格形狀為四面體單元。網(wǎng)格劃分完成后得到車架的有限元模型，車架網(wǎng)格模型如圖8 所示，共劃分網(wǎng)格單元111 667 個，節(jié)點222 536 個；（5）施加載荷和約束。如圖9 所示，對模型施加初始重力443 N，方向為Z 軸方向；C 點車座處施加1 000 N的人體體重；車架上表面施加2 000 N 的貨物重量。前輪懸架連接處與后輪龍頭連接處分別施加鉸支座約束和固定端約束。

圖8 車架網(wǎng)格Fig.8 Frame mesh

圖9 載荷與約束條件Fig.9 Load and constraint conditions

4 靜力學(xué)分析和模態(tài)分析

4.1 結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析

由圖10 和圖11 可知，形變最大處為車座，達(dá)到0.196 mm；應(yīng)力分布較均勻，最大應(yīng)力在車架縱梁拐角，達(dá)到46.33 MPa，小于許用應(yīng)力130 MPa。

圖10 車架靜態(tài)應(yīng)力云圖Fig.10 Static stress nephogram of frame

圖11 車架靜態(tài)形變云圖Fig.11 Static deformation nephogram of frame

4.2 模態(tài)分析

模態(tài)分析是對車架的振動屬性進行分析研究，通過分析相關(guān)的車架模態(tài)參數(shù)對車架進行動態(tài)特性分析和仿真模擬。當(dāng)車架因外界激勵發(fā)生振動時，其表現(xiàn)的系統(tǒng)振動位移特征稱為固有振型，通過振型方程求解出的一系列特征值稱為固有頻率；當(dāng)激勵頻率和固有頻率相等時，就會產(chǎn)生共振，系統(tǒng)會產(chǎn)生較大振動變形，這會使車架的強度和疲勞壽命急劇減少[4]。因此,對車架進行模態(tài)分析是檢驗車架設(shè)計是否合理的有效手段。由于結(jié)構(gòu)振動可以用簡單獨立的振動形式疊加來表示，且車架的固有頻率以及外界各種激勵頻率都不是很大，所以,低階的振型比高階的振型對結(jié)構(gòu)的影響要大，即車架的動態(tài)特性取決于低階振型。

車架的模態(tài)分為自由模態(tài)和約束模態(tài)，通過自由模態(tài)對結(jié)構(gòu)本身的尺寸、材料、振動情況等有個大概的了解。施加約束載的模態(tài)則能反映真實的振動情況。

（1）車架的自由模態(tài)（如圖12）

圖12 車架前12 階自由模態(tài)Fig.12 The first 12 free modes of the frame

重新將車架模型導(dǎo)入到modal 模塊中，劃分網(wǎng)格并進行自由模態(tài)的求解，得到前12 階模態(tài)。前6 階剛體模態(tài)為0。第7～10 階自由模態(tài)（如圖14）可以看出，x，y 向扭轉(zhuǎn)振動使得車架頭部和尾部角點產(chǎn)生較大位移。由圖14 可見：1階模態(tài)振形主要是車架y 軸方向的扭轉(zhuǎn)彎曲，2階模態(tài)振形為x 軸方向的扭轉(zhuǎn)彎曲，3 階振形是y 向1 階扭轉(zhuǎn)，4 階振形為x 向的1 階扭轉(zhuǎn)，5 階模態(tài)振型為2 階扭轉(zhuǎn)和彎曲的結(jié)合，6 階模態(tài)振形為3 階扭轉(zhuǎn)和彎曲結(jié)合。

（2）車架的約束模態(tài)

將靜力分析后的結(jié)果導(dǎo)入到新的模態(tài)分析中可得帶有預(yù)應(yīng)力的模態(tài)（見圖13）。

圖13 前6 階預(yù)應(yīng)力模態(tài)Fig.13 The first 6 prestressed modes

圖14 自由模態(tài)振形Fig.14 Free mode shapes

前6 階預(yù)應(yīng)力模態(tài)振形如圖15 所示。

圖15 前6 階帶預(yù)應(yīng)力模態(tài)振形Fig.15 The first six prestressed mode shapes

（3）車架模態(tài)分析結(jié)果評價

模態(tài)節(jié)點位置的模態(tài)振型值為0，則其他結(jié)構(gòu)安裝在此處可以使得接觸位置在該階模態(tài)下的振動變形最小化，又因為外界激勵頻率變化所激起的模態(tài)階次不同，使得最佳節(jié)點位置是變化而非固定的。所以，安裝節(jié)點位置要綜合考慮該結(jié)構(gòu)的前幾階模態(tài)，確定出相對合適的安裝點。因此，在安裝位置確定之前要分析出自由模態(tài)，以確定幾個主要關(guān)心的模態(tài)節(jié)點，待安裝位置確定后再做約束模態(tài)分析，以驗證實際結(jié)構(gòu)是否合理[5]。

車架的振動情況主要與路面激勵頻率和發(fā)動機轉(zhuǎn)速頻率有關(guān)，路面激勵頻率隨機性較大，道路激勵通過車輪、懸架等傳遞到車架，使懸架固定點產(chǎn)生位移和振動，因此，懸架固定點位置選擇對其疲勞壽命有重要影響。路面激勵頻率和發(fā)動機的頻率可通過以下經(jīng)驗與公式計算[6]。發(fā)動機的轉(zhuǎn)速頻率與發(fā)動機轉(zhuǎn)速、發(fā)動機氣缸數(shù)、發(fā)動機沖程數(shù)有關(guān)，計算公式如下：

式中：n——發(fā)動機轉(zhuǎn)速；m——發(fā)動機氣缸數(shù)；p——發(fā)動機沖程數(shù)；f——發(fā)動機轉(zhuǎn)速頻率。

本三輪車所采用的發(fā)動機型號為四沖程四缸柴油發(fā)動機，怠速轉(zhuǎn)速是750 r/min,則發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速頻率約25 Hz；發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速頻率約90 Hz。

由模態(tài)分析結(jié)果可知，自由模態(tài)下第7 階為92.8 Hz，第8 階及以上模態(tài)均高于發(fā)動機頻率，則根據(jù)第7 階模態(tài)可知，發(fā)動機固定在前輪附近的車架中部將有助于減小發(fā)動機與車架的共振情況。第10 階模態(tài)中總量前部轉(zhuǎn)角變形較大，應(yīng)當(dāng)做成圓角設(shè)計以減小應(yīng)力集中。

約束模態(tài)第2 階振型中，兩個縱梁末端變形較大，可適當(dāng)?shù)脑诖宋恢锰砑蛹訌娊?，提高其剛度。在?，4，5 階振型中，第2，3 根橫梁附近變形最大，應(yīng)當(dāng)增加加強筋。在第6 階振型中，第2，3 根橫梁中間部分變形最大，可對這兩個位置做適當(dāng)加強處理。

在前6 階振型中，第1 階振型的最大變形量為13.8 mm，在前6 階振型中變形量最大，最大的變形量位于車座位處，同時，在左后支撐處變形也較大，可以通過改進此位置的支撐方式來提高其剛度。同時，前6 階振型的固有頻率均遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速頻率，所以，避免了在怠速狀況下的共振現(xiàn)象。同時，在三輪運輸車行駛過程中，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速頻率在90 Hz 左右，可以看出車架的固有頻率均在102.95 Hz 以上，所以，在運輸過程中不會出現(xiàn)共振。另外，道路的激振頻率一般在25 Hz 以下，不處于車架激振頻率范圍之內(nèi)，不容易發(fā)生共振現(xiàn)象。

5 結(jié)論

通過對某大棚三輪運輸車車架的建模與有限元強度分析，給出了這款運輸車車架的優(yōu)化設(shè)計方案。

（1）文中運用Pro/E 對車架進行了建模與簡化，建立幾何模型，并利用ANSYS 軟件對某型號的大棚三輪運輸車的車架進行了參數(shù)定義、網(wǎng)格劃分、自由度約束、載荷施加，建立能夠用于解析的有限元模型。

（2）利用ANSYS 對車架進行了靜態(tài)分析，求解得出位移圖與應(yīng)力圖?？梢钥闯鲕嚰艿膽?yīng)力分布較均勻，最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力，滿足工況要求。對應(yīng)力與變形較小的地方可以適當(dāng)減少材料，減少資源浪費，提高資源利用率，提高汽車的輕量化設(shè)計與節(jié)能研究。當(dāng)然修改后要進行再一次的計算和實驗，保證車架整體的安全性能。

（3）對車架進行模態(tài)分析，得出了前6 階振型與固有頻率。由模態(tài)分析結(jié)果可以看出，車架的固有頻率都遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于外界激勵的頻率，所以不會發(fā)生共振現(xiàn)象。故所設(shè)計的車架符合安全要求和經(jīng)濟性要求。