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自卸车车架的静动态计算分析 |
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作者：湖南大学 唐应时 李阳 何友朗 |
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摘 要：用UG软件建立某自卸车车架的三维模型，引入ANSYS有限元分析软件，按照设计要求，对车架的载荷计算进行了探讨，分析了其应力分布状态和变形情况及模态分析，验证了车架设计的合理性。
关键词：自卸车 车架 有限元
1 前言
某公司开发的平头四轮自卸车，其车架需进行强度校核，笔者利用设计的二维图纸，再用UG软件建立了三维模型，然后导入ANSYS软件中进行强度、刚度分析，利用分析的结果验证了设计的合理性，提出了局部改进方案，对设计进行优化。
2 车架结构
该自卸车设计载重量2 t，车架全长4 255 mm，宽度为720 mm。边梁式、前后等宽，纵横梁皆为槽钢勺铆接件，纵梁最大断面尺寸是160 mm×65 mm×5mm，四根横梁的断面尺寸为139 mm×65 mm×5mmmm，一根复合横梁、一根元宝梁。车架结构如图1所示：
3 车架的受力状态
静止和匀速行驶过程中，货箱的质量和汽车的载重均匀分布在支撑货箱的车架纵梁的上表面上；驾驶室的重量作用在车架前端四支承点上；车架的元宝梁和其前方两个支架支撑着该车的动力总成；其他总成支承在相关固定位置。
刚开始卸货的瞬问，货物和货箱的质量对车架的作用力按集中载荷处理，作用在二举升缸的支承位置，其余载荷同静止状态。
车辆在崎岖不平的道路上低速行驶时，有可能会产生一轮悬空，而另一侧车轮遇到路面凸起的状态，则此轮所受载荷为零，另一侧车轮所受载荷为原来的2倍。对载重车而言，后轮悬空车架所受应力最大。在计算中，以车辆满载水平放置状况下，再在车架相应位置施加等效扭转力矩来模拟。
4 车架的有限元分析
4．1 有限元模型的建立
使用UG软件按照设计图纸建立三维实体模型，在保证计算精度及单元划分的前提下，适当的对车架的几何结构进行简化，导入ANSYS软件。利用三维模型编辑工具采对模型进仃进一步的编辑，然后进行划分网格等操作。
4．1．1 单元类型
在早期及现有的车架有限元分析资料中，多采用梁单元和板单元。以梁单元的截面特性来反映车架的结构特性，但它不能正确反映车架纵、横梁的截面形状，无法仔细分析车架的应力集中问题。而板单元在其节点处只有三个自由度，是用来模拟板件受垂直、平行于板平面的载荷产生弯曲的情况。但在实际情况中，车架纵梁和横梁的腹板等结构除了承受以上的力外，还存在扭转、剪切等状况，所以使用板单元也不能有效地模拟车架受载时的各种变形。而壳单元除有弯扭变形外，还存在中面的拉、压和剪切变形，更接近于车架受力真实状态。因此笔者采用SHELL63弹性板壳单元，该单元为4节点24自由度，既具有弯曲能力又具有膜力，可以承受平面内载荷和法向载荷，具有大应变、大挠度、大转动的线性特性和弹性、应力刚化等特性，对车架进行有限元分析更加合理。
4．1．2 单元划分
根据本车架的结构特点，经过比较后，将大部分单元网格的尺寸取为20 mm×2O mm，长宽比为1：1，用在一般部位。而对车架受力形态有重要影响的区域，如连接部位、截面变化区域和可能出现应力集中的地方则要进行网格的细化，提高计算精度。在车架模型中的一些片体要分为多个小的片体分别划分网格，在这些片体的交界处就容易发生单元的形状畸变，在划分网格时，则根据实际情况进行适当的调整，采用三角形单元过渡连接。另外，由于该车架为铆接结构，其铆接区域的结构厚度会增加，所以模型中的一些部分就需要根据结构而分成多个区域来定义厚度。划分网格后，共计13 491个节点，12759个单元。
4．1．3 定义材料属性
车架选用的钢材为16MnL，其弹性模量为2．O6×105MPa，泊松比为0．29，密度为7 800 kg／m3。
4．2 各工况下的载荷分布
本文涉及的载重车设计承载为2 t，但考虑到在运输中的超载现象和保证一定的安全系数，该车架按照承载3 t进行刚度、强度较核。根据前述车架受力状况有以下三种工况：
4．2．1 在静载和匀速行驶(工况一)
零部件均依照其安装位置进行加载，并根据其具体结构选择以集中载荷或均布载荷方式加载。由于对车架模型进行了结构简化，造成必须对某些载荷进行平移。此时须在模型上施加平移载荷后所产生的弯矩，最后还需在模型上施加车架本身的重力，如图2。
图2 工况-车架模型
车箱受力状态如图3所示。图3中：F为车箱所受的举升力，G为车箱和货物所受重力；从转轴处取矩，根据力矩平衡FsinαL2=GL1，F与转轴处的支座反力可得：Fx=42 619N，Fz= 47 450 N，Tx=-42 619N，Tz=-13 640 N。其中，G取3 450 kg(载重3 000 kg，车箱等构件自重450 kg)。
均匀分布在车架纵梁上表面的载重就转化成了车箱对车架的力F与支座对车架的反力。
4．2．3 满载，在崎岖道路上低速行驶(工况三)
后轴所受载荷G1=Ma·g·b／L，当一后轮悬空时，相当于在车架两根纵梁上分别施加反向载荷力F：F=G1B1／2B2=5 603 N。
上二式中，Ma为满载簧上质量；b为簧上质量质心到前轴的距离；B1为左右板簧中心距；L为轴距；B2为车架纵梁中心距。
4．3 边界条件处理
本载重汽车为前悬钢板弹簧、后悬主副钢板弹簧的结构，整个车架上共安装了12个用于连接钢板弹簧的固定支座及吊耳。从中选取部分适当的约束点，施加x、y、z三个方向的相关约束，从而消除车架的刚体位移。对于所有焊缝处，则固体连接，作为整体考虑。
4．4 分析计算结果
4．4．1 应力、变形计算云图
工况一结果如图4、图5，工况二结果如图6、图7。工况三结果如图8、图9。 
分析车架变形云图表明，在三种工况下，车架均表现为前后部分变形较小，中部变形较大，比较合理。因为车架前部与前桥以及转向梯形等转向机构联接，较小的变形可以有效地减小车架变形对汽车转向几何特性的影响。而车架后部与后轴联接，较小的变形有利于后轴的轴转向和保证整车的行驶稳定性。车架中部较大的变形则有利于改善车架整体的应力状况，并起到良好的缓冲作用。
4．4．2 应力、变形计算结果：
计算结果见表1，车架受静载时的应力峰值为177 MPa，小于16MnL钢的屈服极限350 MPa和强度极限520 MPa，满足设计要求。在卸货状态下，车辆处于静止状态，最大应力值出现在举升缸支架处，但是也远小于材料的屈服极限，满足要求。弯扭联合工况下，应力与变形均比静载状况下有较大幅度的增加，但是依然在安全应力范围之内。
4．5 车架的模态分析
采用ANSYS软件中的子空间法进行模态分析，确定车架的振动特性，得到其固有频率和振型。
模态分析计算出了16阶模态的频率，从中得到1、2、3阶弯曲、扭转模态(见表2)，符合模态分析的一般规律，并且低阶模态变形的峰值均不在静力分析应力较大处，故车架的可靠性比较高。
5 结论
a、根据车架各个工况下的变形和应力情况可知，车架的结构合理，整体刚度强度和局部刚度强度分布均满足设计要求。
b、该载重车的设计载重为2 t，但本文按照载重3 t进行计算。在静止状态下，纵梁的最大弯曲应力σ为61．4 MPa。在匀速行驶时，按照汽车设计所述，取动载系数Kd=3，疲劳安全系数n=1．2，动态下的弯曲应力σw=nKdσ=221 MPa，小于16MnL的疲劳极限σ-1(240 MPa)。因此本车架在动载情况下，也满足设计要求。
至于弯扭联合工况，一般都在车辆低速通过崎岖不平路面时发生，动载在时间上变化得很缓慢，可近似地看作是静态的。而且在计算加载中，已经考虑一轮悬空的动载因素，其结果也满足设计要求。
C、分析初始设计的车架，其与驾驶室支架联接处的局部区域产生峰值应力。通过对该区域焊接加强板再进行计算，其应力峰值点下降了40 MPa左右，而整个车架的应力峰值点也发生了位移，车架的应力状况得到明显改善。
d、以板壳单元为基本单元的有限元模型，避免了用梁单元、板单元所带来的建模、计算误差等缺陷。在精确建立模型和采用适当的加载和分析方式前提下，其分析结果对载重车车架的设计有很高的参考价值。
参考文献
1．唐应时，何延俊，何友朗．超重型特种无梁半挂罐车罐体有限元分析．专用汽车，2003．6．
2．周廷美，王仲范．重型Lq卸车车架的计算机辅助设计．专用汽车，2001．3．
3．刘惟信．汽车设计．北京：清华大学出版社，2001．
4．何友朗，唐应时，唐纯金．第二横梁的布置对车架应力的影响．中南大学学报，1995．6．
5．龚培康．汽车拖拉机有限元法基础．北京：机械工业出版社．1 995．(end)
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(8/29/2006) |
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