基于有限單元法車輛車體結構優化設計

杜少杰，李 揚，王少英

（黃河交通學院汽車工程學院，河南 焦作 454950）

1 引言

鉸接車在前后車體通過中央鉸接相互連接，可以提升車輛的轉向性能，以較小的轉彎半徑實現車輛的轉向，有利提升重載式車輛在巷道內的運行能力，鉸接式車輛被廣泛應用于地下礦山運輸中[1]。由于鉸接點的存在，使得車體的受力情況出現一定的變化，通過在典型工況下的受力分析，對結構進行優化，提升車輛的承載能力和安全性。

國內外學者對此進行了一定研究：文獻[2]采用有限元建模分析，對車體的模態進行分析，在此基礎上對車架設計方案進行修正；文獻[3]基于板殼單元建立某車架的有限元模型，根據車輛的實際運載情況，進行動態特性分析；文獻[4]針對車體不同的子結構法，對車體進行有限元動態響應分析，在此基礎上對不同的子結構進行優化；文獻[5]利用Nastran對車間進行動態建模，獲得車體的共有振動特性和模態結果。

針對鉸接車進行整體受力分析，對不同的子結構重力分析進行分析，獲取整車的重力點，在此基礎上對前后車體在插入工況、前輪離地工況等進行受力分析；基于有限單元法建立前后車體的有限元模型，分析在整車滿載前輪離地工況，前后車體的強度和變形分析，獲取應力分布極值點，對設計方案進行檢驗；根據分析結果，對車體結構進行優化；采用直角應變片法，對優化后的車體應力分布進行測試，在后車體極值點粘貼應變片，獲取應力變化曲線，對比測試值與仿真值之間的差異，以檢驗分析的可靠性。

2 整車受力模型

2.1 鉸接車整體受力模型

鉸接車的整車結構由工作裝置、前車體和后車體三部分組成，其中前車體和后車體之間采用中央鉸接式結構[6]。鉸接車的前車體和后車體要求具有較強的剛度和強度，以支撐發動機、驅動裝置等各部件，以及承受各種載荷作用，前車體和后車體設計的合理與否直接決定著鉸接車的使用壽命。

以鉸接車為參考模型建立整車坐標系，取鉸接車縱向對稱面與地面交線為X軸，方向指向車輛前進方向；Z軸穿過車輛質心垂直于地面，方向指向上方；Y軸由右手規則確定[7]。鏟裝作業時鉸接車的工作阻力，如圖1所示。主要有插入阻力RX、鏟取阻力Rz和旋轉阻力My組成。此外，圖中GS為整車的重力；Z1、Z2為作用在鉸接車前、后車輪上地面對車輪的法向反作用力；PK1、PK2作用在鉸接車前、后車輪上的地方切向反力（驅動力）；Pf1、Pf2為地面對車輪輪胎的摩擦阻力。

圖1 鉸接車整體受力Fig.1 Overall Force of the Scraper

2.2 整機重心位置

鉸接車上整車和各部件的重量以及重心位置對鉸接車上前后車體的受力影響很大，因此，在對前后車體分析計算之前應先分別求出不同工況下的合成重量及重心位置。重心合成公式如下：

坐標原點為前橋中心，Y軸為車的左右方向，向左為正，Z軸為車的上下方向，向上為正，X軸為車的前后方向，向后為正。選取鉸接車的插入工況、鏟崛過程中前輪翹起的前輪離地工況作為典型工況進行力學分析[8]。在以上牽引工況下鉸接車各部件的重心位置基本相同，為了簡便計算三種牽引工況下鉸接車上個各部件的重心位置都與鏟斗插入料堆的牽引工況一致。

2.3 水平插入的牽引工況

此工況下，鉸接車沿水平面運動，鏟斗插入料堆，工作裝置液壓油缸閉鎖[9]。此時料堆對鏟斗沿y向的轉矩My=0；料堆對鉸接車上鏟斗的垂直阻力RZ=0，Rz=0，如圖2所示。

圖2 插入工況下受力分析Fig.2 Force Analysis under Insertion Condition

對后輪與地面接地點取矩：

這種工況下，由發動機所能提供的最大轉矩傳到驅動輪上的切向牽引力必定大于鏟斗插入料堆的阻力以及滾動阻力之和，因此牽引力按照輪胎和地面的附著條件（取附著系數φ=0.6）確定：

2.4 前輪離開地面的牽引工況

此工況下，鉸接車沿水平面運動，鏟斗插入料堆RZ方向向上，前輪離開地面[10]，此時，My=0，Z2=0，如圖3所示。

圖3 前輪離開地面牽引工況Fig.3 Front Wheel Leaving the Ground Traction Condition

3 車體結構有限元分析

3.1 有限元模型

對車體結構的前車體、后車體在solidworks 中進行模型簡化，并把簡化的模型導入ANSYS Workbench 中，前車體、后車體導入workbench中的三維有限元分析圖，如圖4所示。

圖4 車體有限元模型Fig.4 Car Body Finite Element Model

3.2 前輪離地工況分析

前車體的應力云和變形云圖，如圖5所示。

圖5 前車體分析結果Fig.5 Front Car Body Analysis Result

從圖5（a）應力云圖上看，在該工況下前車體上整體的應力值較小，前車體在該工況下應力較大的點主要集中在上、下鉸接板和舉升油缸支座、大臂支座以及左右側板上，該工況下前車體的局部放大圖，如圖6所示。應力較大位置的節點應力值，如表1所示。

圖6 局部放大圖Fig.6 Partial Enlarged View

表1 應力較大點應力值列表Tab.1 List of Stress Value at Larger Stress Points

前車體采用的是Q345低碳合金鋼，其屈服極限為345MPa，根據安全系數的計算公式求得整體的應力值都在安全許可的范圍內。

此外，前車體在大臂安裝支座和舉升油缸安裝支座邊緣都出現了應力集中，最大變形也發生在這些區域，這與前車體受力狀況是一致的。

后車體的應力云和變形云圖，如圖7所示。

圖7 后車體分析結果Fig.7 Rear Car Body Analysis Result

圖7（a）可知，最大應力出現在下鉸接板上，最大應力為125.2MPa。由圖7（b）變形云圖可知，最大變形出現在后車體上與前車體的鉸接處，最大變形量位1.67mm。

后車體擺動架前車軸承板上也出現了應力集中現象。后車體上下鉸接處和擺動架前側軸承板處局部的放大圖，如圖8 所示。應力較大位置的節點應力值，如表2所示。

圖8 局部放大圖Fig.8 Partial Enlarged View

表2 應力較大點的應力值列表Tab.2 List of Stress Value at Larger Stress Points

由分析可知，此工況下，前車體基本無較大應力集中，而后車體的擺動架前側擺動軸承板、下鉸接處上側板等出現了應力集中點，最大值為125.7MPa，滿足Q345材料的使用要求，不需要做大幅度修改，采取部分優化措施即可。

3.3 設計結構優化

根據分析結果，車體整體滿足材料的使用要求，但部分區域出現了應力集中，因此對設計方案進行適當調整，具體如下：

（1）在尖角位置處采用較大的圓弧過渡，以避免應力集中；

（2）將原來的鑄件和焊接件的組合體改為全焊接件；

（3）提高焊縫的厚度和焊接的質量；

（4）根據整車的設計要求，將原來6°的內傾角改為3°。

4 試驗測試

采用應變測試系統對車架的應力變化進行測試。

無線應變傳感裝置主要由節點、無線網關和BeeData 數據處理軟件構成，結構緊湊，體積小巧，測量精度高，憑借龐大的無線傳感器網絡，可支持上千個測點同時對大型結構進行應變、載荷、位移等測試，所采集的應變-時間曲線（圖譜），配以計算機軟件處理，直觀地表征了結構的靜態/動態應力水平及波動幅值，可為計算機仿真提供真實的試驗數據，輔助用戶綜合評估結構的安全性，應變測試系統中節點，網關和處理軟件圖片，如圖9所示。

圖9 應變測試設備Fig.9 Strain Test Equipment

應變測試采用直角平面應變片[12]，尺寸，如圖10所示。

圖10 直角應變片Fig.10 Right Angle Strain Gaug e

根據分析結果，在后車體的下鉸接處上側板、擺動架前側軸承板等兩處粘貼應變片，車輛以35km/h的速度運行，測點位置應變變化，如圖11所示。應力極值，如表3所示。

圖11 測試曲線Fig.11 Test Curve

表3 測量點極值表Tab.3 Measurement Point Extreme Table

由分析結果可知，整個測試過程中，應力值呈現波動性變化，兩處測點的最大值分別為121MPa和63MPa，與仿真值相比誤差分別為3.45%和6.10%，均小于仿真值，表明優化方案是可行的，降低了極值點的應力值，同時也表明仿真分析是可靠的。

5 結論

（1）在插入工況和前輪離地工況，前車體和后車體的強度滿足要求，但局部位置存在應力集中的現象，其中應力值較大的部位主要集中在后車體的上、下鉸接板處；

（2）后車體的擺動架前側擺動軸承板、下鉸接處上側板等出現了應力集中點，通過多種方法進行優化改進：在尖角位置處采用較大的圓弧過渡，以避免應力集中；將原來的鑄件和焊接件的組合體改為全焊接件；提高焊縫的厚度和焊接的質量；根據整車的設計要求，將原來6°的內傾角改為3°；

（3）采用直角應變片方法進行優化后方案測試，兩處測點的最大值分別為121MPa 和63MPa，與仿真值相比誤差分別為3.45%和6.10%，均小于仿真值，表明優化方案是可行的，降低了極值點的應力值，同時也表明仿真分析是可靠的。為此類設計提供參考方案。