基于整車剛-柔耦合多體動力學模型的車架動態應力分析

□ 田惺哲 □ 姜 勇

北京礦冶研究總院 北京 100160

車架是整車的基體，承受著來自路面及裝載的各種載荷作用，成為一個承受著復雜空間力系的框架結構［1,2］。礦用汽車在工作過程中，由于路面條件惡劣，車輛使用工況非常復雜，車架產生的交變應力，容易使車架疲勞，繼而使其發生疲勞破壞。從某種程度上講，礦用車車架的結構靜強度可以通過計算得到保證，而車架在動態應力作用下的疲勞強度，只能在制造完成以后通過疲勞試驗來進行測定。對于車架這種關鍵結構件，疲勞試驗成本大且周期長，要準確地預測車架的疲勞壽命，就必須精確而高效地預測其動態應力的時間歷程［3,4］。因此，綜合考慮車架的彈性變形和仿真的經濟性，建立以車架為柔性體、其它零部件為剛性體的整車剛-柔耦合多體動力學模型，進而進行仿真分析，得出車架的動態應力-時間歷程是十分必要的。

1 鉸接式自卸車基本結構

鉸接式自卸車主要由前車架、后車架、鉸接體、懸架系統、發動機、貨箱、輪胎等構成（如圖1所示）。它采用前、后車架鉸接式轉向，驅動裝置為對稱的2個雙作用液壓缸，車輛原地轉向的折腰角度為±45°。前、后車架鉸接相連，能實現360°回轉。鉸接式自卸車的前懸架采用獨立式斜置縱擺臂式牽引結構，同時承擔縱向力和側向力，垂直方向的力由油氣彈簧承擔。中、后懸架采用獨立式斜置縱擺臂平衡梁式結構，車架與車橋剛性連接，考慮到車輛速度較低，垂直方向彈性變形完全由子午線輪胎承擔。6個車輪全部采用獨立懸掛系統及斷開式車橋，保證車輛能夠在復雜路面條件下得到較高的通過性能，每個驅動輪都與地面充分接觸，減少驅動輪之間的相互影響，使每一個驅動輪都能發揮最大的驅動力和制動力。鉸接式自卸車采用電動機能耗制動和機械制動兩種制動方式。

2 鉸接式自卸車整車拓撲結構分析

▲圖1 60 t交流電傳動鉸接式自卸車基本結構圖

▲圖2 整車拓撲結構圖

整車模型由前后車架、鉸接體、懸架系統、發動機、貨箱、輪胎等構成。該模型的主要特點是前、后車架用鉸接體相連，前車架以鉸接體的上、下鉸點為中心，可以左右轉動，鉸接體后部的轉動部分允許前、后車架獨立轉動，以減小車架扭轉應力。根據拓撲原理［5］，建立該車拓撲結構如圖2所示。

根據鉸接車各部件之間的實際關系，在ADAMS/View中對該車各剛體施加約束和連接，如圖2所示，圖中R代表旋轉副，F代表固定副。制動裝置、減速器、電機總成等固定在縱擺臂上組成前橋，同時固定在平衡梁上組成后橋。油氣懸架用柔性連接件-彈簧來模擬，它的一端連在前橋縱擺臂的懸掛缸支座上，另一端連在前車架的懸架缸支座上。整車中其它使用柔性連接的部件采用軸套力（bushing）模擬，bushing通過定義連接處的剛度、阻尼和預載荷，計算出兩構件之間的柔性力，表達構件間的空間柔性鏈連接，如駕駛室與前車架的連接。貨箱與后車架處的連接。在鉸座處由旋轉副約束，貨箱與縱梁之間的橡膠減振墊用bushing模擬。

▲圖5 前車架動應力最大節點的Von Mises應力-時間歷程曲線

▲圖6 鉸接體動應力最大節點的Von Mises應力-時間歷程曲線

▲圖3 多剛體動力學仿真模型（隱去前后車身）

▲圖4 剛-柔耦合動力學仿真模型

3 鉸接式自卸車車架動應力分析

3.1 整車多剛體動力學模型的建立

根據整車的拓撲結構，本文采用SolidEdge、ANSYS和ADAMS聯合仿真的方法建立鉸接式自卸車剛-柔耦合仿真模型［6-8］。先利用SolidEdge軟件建立鉸接式自卸車的裝配模型，將SolidEdge實體模型轉換成Parasolid文件格式導入ADAMS中，并添加材料屬性、剛體約束和載荷，得到鉸接式自卸車多剛體動力學仿真模型，如圖3所示。

3.2 剛-柔耦合動力學模型的建立

將鉸接式自卸車中的柔性體模型導入ANSYS中，定義單元類型、材料屬性，劃分單元，求解并建立剛性區域，采用修正的Craig-Bampton固定界面子結構法對車架進行模態分析，生成模態中性文件，在ADAMS/Flex中讀入柔性部件的模態中性文件，替換多剛體動力學模型中的剛性車架［9,10］，進而建立以車架為柔性體、其它部件為剛性體的鉸接式自卸車剛-柔耦合動力學仿真模型，如圖4所示。

3.3 車架動應力仿真分析

通過加載ADAMS/Durability模塊對柔性車架進行動載荷、動應力分析，實現車架動態應力分布的可視化，并為下一步對車架結構進行疲勞壽命預測和分析奠定基礎。選用鉸接車常用工況，即GB_C級路面，滿載60 t，以40 km/h的車速勻速行駛的工況進行仿真分析。該工況下，鉸接式車架各部件的動態應力最大節點的Von Mises應力-時間歷程如圖5～圖7所示。

▲圖7 后車架動應力最大節點的Von Mises應力-時間歷程曲線

▲圖8 前車架瞬時（13.85 s時刻）最大應力云圖

▲圖9 鉸接體瞬時（27.55 s時刻）最大應力云圖

表1 鉸接式車架各部件動態應力最大節點的Von Mises應力－時間歷程統計值

該工況下，鉸接式車架各部件動態應力最大時刻的Von Mises應力云圖如圖8～圖10所示。

鉸接式車架各部件動態應力最大節點的Von Mises應力－時間歷程統計值見表1。從仿真結果可以看出：該工況下，前車架在13.85 s時刻的最大動應力為154.89 MPa，鉸接體在27.55 s時刻的最大動應力為291.82 MPa，后車架在25.75 s時刻的最大動應力為148.63 MPa，車架各部件在該工況下動應力的最大值均小于其所用材料的屈服極限，因此各部件強度均符合要求。

4 結論

（1）分析了鉸接式自卸車各部件之間的拓撲關系，根據拓撲原理，確定了整車的拓撲結構。

（2）基于 SolidEdge、ANSYS和 ADAMS聯合仿真的方法，建立了鉸接式自卸車剛－柔耦合動力學仿真模型。

（3）通過加載ADAMS/Durability模塊，對車架進行動態應力仿真分析，獲得了各部件各節點的應力－時間歷程及每一時刻車架的應力云圖，指出了車架各部件的應力最大部位，評價了其動強度，為進一步對車架乃至鉸接車其它零部件進行疲勞壽命預測奠定了基礎。

（4）為鉸接式車輛的相關設計計算分析提供了一種新方法，具有重要的工程實際價值。

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