牽引車架有限元分析

趙尚義，蔣桂君

（柳州五菱汽車工業(yè)有限公司，廣西 柳州 545007）

0 引言

運(yùn)用CAE 分析軟件，以牽引車為研究對象，建立車架分析有限元模型。結(jié)合其實際結(jié)構(gòu)及受力特點，模擬車架彎曲和彎扭工況，對車架進(jìn)行靜力分析，并根據(jù)計算結(jié)果，分析車架出現(xiàn)應(yīng)力集中的原因。同時計算車架在自由狀態(tài)下的前八階模態(tài)，并對其振動特性進(jìn)行分析。

1 牽引車車架結(jié)構(gòu)特點

車架是整個汽車結(jié)構(gòu)的基體，汽車絕大多數(shù)的部件都是通過車架固定其位置的，除了支承連接汽車的各零部件，如發(fā)動機(jī)、傳動系、懸架、駕駛室、貨箱等機(jī)構(gòu)，它還是車內(nèi)外的各種載荷的主要承受體[1]。

牽引車主要結(jié)構(gòu)參數(shù)和質(zhì)量參數(shù)見表1。其牽引車車架為邊梁式車架，由兩根縱梁和五組橫梁組成。其材料為高強(qiáng)度錳鋼，屈服極限應(yīng)力為420 MPa。車架總長為7310 mm，寬932 mm。

表1 牽引車車架結(jié)構(gòu)參數(shù)

2 車架的有限元建模

2.1 建立車架的有限元模型

車架有限元模型建立后網(wǎng)格后共2040934 個節(jié)點，29550 個單元。車架的有限元模型如圖1、圖2、圖3 所示。

圖1 車架有限元模型圖

圖2 第一橫梁局部圖

圖3 第五橫梁局部圖

2.2 懸架的模擬

采用剛性梁與彈簧單元的組合模擬懸架選用彈簧單元COMBIN14、梁單元BEAM188 模擬懸架，連接座與彈簧之間采用LINK180 單元連接。畫好網(wǎng)格之后的前懸、后懸如圖4、圖5 所示。

圖4 車架前懸的模擬

圖5 車架后懸的模擬

3 牽引車車架有限元分析

汽車在行駛中要經(jīng)過各種路面情況，尤其是載貨汽車，行駛路況相當(dāng)惡劣。所以車架必須具備良好的強(qiáng)度和剛度。車架的靜態(tài)分析正是評價車價的強(qiáng)度和剛度的有效方法。

3.1 行駛載荷和分析工況的確定

由于路況的不同，車架相應(yīng)的要承受不同的載荷。主要針對彎曲和彎扭共2 個工況對車架有限元模型施加相應(yīng)的約束和載荷，計算分析這2 種工況下的應(yīng)力和應(yīng)變，從而校核車架的強(qiáng)度和剛度。

3.2 彎曲工況下的車架有限元分析

彎曲工況是指牽引車在滿載狀況下，勻速行駛在平直良好的路面上，所有車輪均與地面接觸良好，處于同一水平面，此工況為牽引車最常用行駛工況。

3.2.1 彎曲工況車架的受力分析

牽引車彎曲工況的受力圖如圖6 所示。

圖6 牽引車及掛車彎曲工況受力示意圖

其中，G1為牽引車重力，G2為掛車及貨物重力，F(xiàn)n為掛車對牽引座豎直方向的壓力，F(xiàn)m為掛車對牽引車水平方向的拉力，F(xiàn)z1、Fz2為地面對牽引車豎直方向的支持力，F(xiàn)x1為牽引車前輪的滾動阻力，F(xiàn)x2為牽引車的驅(qū)動力（該車為后驅(qū)車），F(xiàn)x3為掛車后輪的滾動阻力，F(xiàn)z3為地面對掛車后輪豎直方向上的支持力。以下計算中，m2表示掛車及貨物質(zhì)量，m21、m22分別代表掛車前后軸分配到的質(zhì)量。

掛車的質(zhì)量為6.6 t，滿載后掛車和貨物的質(zhì)量m2為40 t，掛車的總質(zhì)量按1∶2 分配，則

經(jīng)實際結(jié)構(gòu)測量并計算得到波形板水平接觸面的面積S= 0.27 m2。

則波形板承受的均布載荷

掛車超載時，掛車與貨物總質(zhì)量為55 t，同理可計算得到，F(xiàn)m= 2371.63 N，P= 665413 Pa。

牽引車車架彎曲工況的受力分析如圖7 所示。

圖7 車架的受力示意圖

其中，F(xiàn)駕駛室、F動力總成、F油箱分別為駕駛室、動力總成、油箱對車架的壓力，F(xiàn)m、Fn分別為掛車對牽引車水平方向和豎直方向上的作用力。

油箱對車架的作用力作用在油箱和車架縱梁的四個連接點上，以油箱為研究對象，1、2、3、4 點為安裝點，則車架上的作用點所受的力與點1、2、3、4 所受的力大小相等，方向相反。A點為油箱質(zhì)心，1、2 間的距離為0.18 m，A到左邊線的距離為0.35 m。由于對稱性，所以計算時只考慮油箱左側(cè)的受力分析。受力圖如圖8：

圖8 油箱受力圖

3.2.2 彎曲工況下車架的約束

圖9、10，11 為前懸鋼板彈簧的中點，約束住X、Y、Z、ROTY、ROTZ的自由度。2 點為鋼板彈簧的前端點，約束X、Z自由度。Beam 梁的兩端即4、5、6、7 點約束住X方向自由度，其中，5、6 點還約束住ROTX方向上的轉(zhuǎn)動自由度。

圖9 彎曲工況約束添加示意圖

圖11 的后懸架中模擬鋼板彈簧的梁單元與彈簧的節(jié)點10 約束住X、Z方向上的平動自由度，節(jié)點11約束住X方向上的平動自由度；彈簧下端的節(jié)點8、9均約束X、Y、Z、ROTX、ROTY、ROTZ六個方向的自由度（車架懸架左右對稱，右懸架的處理參照圖4、5）。

圖10 車架前懸架的約束處理

圖11 車架后懸架的約束處理

3.2.3 彎曲工況計算結(jié)果的分析與評價

（1）車架滿載（即掛車裝載40T，下同）彎曲工況下的有限元分析結(jié)果如圖12、13 所示。

圖12 彎曲工況車架應(yīng)圖

圖13 彎曲工況車架位移圖

滿載彎曲工況分析的結(jié)果：車架的應(yīng)力最大值為92 MPa，主要集中在車架第四橫梁和上三角板連接的部位；車架出現(xiàn)最大位移是38 mm，最大位移發(fā)生在車架右縱梁的前端。

（2）車架超載（即掛車裝載55T，下同）彎曲工況下的有限元分析結(jié)果如圖14、15 所示。

圖14 彎曲工況應(yīng)力分布圖

圖15 彎曲工況位移分布圖

超載彎曲工況分析的結(jié)果：車架的應(yīng)力最大值為127 MPa 左右，主要集中在車架第四橫梁左端和上三角板接觸的部位；車架的最大位移是36 mm，發(fā)生在與車架第四橫梁相連的縱梁處。

滿載和超載工況下的最大應(yīng)力都發(fā)生在第四橫梁左端和上三角板接觸的部位，是因為第四橫梁承載著掛車的壓力，且與第五梁間距較大，導(dǎo)致應(yīng)力集中。最大位移發(fā)生的地方有所不同，滿載時偏前，超載時靠后，因為超載時主要載荷作用在后軸，對車架后部分的位移影響較大。

3.3 彎扭工況下車架的有限元分析

該工況是模擬汽車勻速行駛在路面上，突然遇到凸起物，將后輪頂起6 cm。此工況下車架的受力圖與彎曲工況受力圖相比，只在左后輪加上6 cm 的位移。彎扭工況下車架的約束與彎曲工況一致，通過在ANSYS 中9 點施加6 cm 向上的位移，來模擬車輛后輪被凸起物頂起的工況。

（1）車架滿載彎扭工況下的有限元分析結(jié)果如圖16、17 所示。

圖16 車架應(yīng)圖分布圖

彎扭工況分析的結(jié)果：車架的應(yīng)力最大值為97 MPa，主要集中在車架第四橫梁右側(cè)和上三角板接觸的部位；車架出現(xiàn)最大位移是53 mm，最大位移發(fā)生在車架右縱梁的前端。

圖17 車架位移圖分布圖

（2）車架超載彎扭工況下的有限元分析結(jié)果如圖18、19 所示。

圖18 應(yīng)力分布圖

圖19 位移分布圖

超載彎扭工況分析的結(jié)果：車架的應(yīng)力最大值為133 MPa 左右，主要集中在車架第四橫梁右端和上三角板接觸的部位；車架的最大位移是50 mm，發(fā)生在車架的右前端。

滿載工況和超載工況下的最大應(yīng)力都發(fā)生在車架第四橫梁右側(cè)和上三角板接觸的部位。因為第四橫梁在車架縱向的尺寸較大，大部分扭力由第四橫梁承受，所以，在此處產(chǎn)生較大應(yīng)力。兩種工況下的最大位移都發(fā)生在右縱梁的前端。因為左后輪被抬起6 cm會直接導(dǎo)致右前輪向下降低，但超載工況最大位移的數(shù)值比滿載工況略小，因為載荷多加載了15 t，使得后軸載荷增加較多，減小了前軸向下移動的趨勢。

3.4 車架靜力分析匯總

該車架材料為16MnL（高強(qiáng)度錳鋼），材料的屈服極限為420 MPa。通過對兩種典型工況下車架載荷和約束的確定，計算得出了相應(yīng)的變形和應(yīng)力分布，并分析了變形以及應(yīng)力集中的原因。分析結(jié)果的比較見表2、表3。由表2 和表3 數(shù)據(jù)可知，兩種工況的靜強(qiáng)度都符合車架材料的要求，最大應(yīng)力都在允許范圍內(nèi)。

表2 掛車裝載40t 車架各工況分析匯總表

表3 掛車裝載55t 車架各工況分析匯總表

4 牽引車車架模態(tài)分析

在實際的工程分析中，常常將自由狀態(tài)下的車架固有頻率作為車架模態(tài)分析的標(biāo)準(zhǔn)。

去掉前六階剛體位移，計算得到車架的前八階模態(tài)的固有頻率，各階次的頻率見表4。

表4 各階次的固有頻率及振型描述

根據(jù)以上計算結(jié)果得到：

（1）計算得出發(fā)動機(jī)怠速頻率為32.5 Hz，而車架的前七階頻率都低于發(fā)動機(jī)怠速的頻率，七階以后的固有頻率都高于發(fā)動機(jī)的怠速頻率，所以此車在行駛中車架與發(fā)動機(jī)不易引起共振，但是第八階的頻率為40.645 Hz，說明車輛在從低速往更高速行駛時，車架與發(fā)動機(jī)容易產(chǎn)生共振，長時間的穩(wěn)定在這一狀態(tài)對車架縱梁的使用壽命極為不利，因此需要駕乘人員減少此狀態(tài)下的行駛時間。

（2）從車架前八階模態(tài)分析結(jié)果表可以看出，本車的車架固有頻率都低于發(fā)動機(jī)經(jīng)常工作的頻率（90 Hz)，總體上車架不會與發(fā)動機(jī)發(fā)生共振。

（3）車架的低階頻率低于路面不平度產(chǎn)生的激勵頻率（約20 Hz），說明車輛發(fā)生由路面不平度而引發(fā)的共振的可能性不大。

綜上所述，該車架基本滿足動力學(xué)特性中的彎曲和彎扭以及模態(tài)的要求，車架結(jié)構(gòu)設(shè)計基本符合要求。