某全地形車車架結構強度分析及優化設計

陳文龍，張思崇，李崧

(江蘇林海動力機械集團有限公司,江蘇泰州 225300)

0 引言

全地形車具有越野性能強、機動性高、通過性和地域適應性好等特點，適用于農林運輸、森林消防、搶險救災和悠閑娛樂等多種用途，行駛路況比較復雜，而車架作為全地形車懸架系統、發動機等安裝基礎和主要承載部件，會受到各種復雜多變的力和力矩作用，使得車架發生變形，從而影響車架壽命甚至會出現車架斷裂現象，造成嚴重后果。因此，需要對車架進行靜、動態特性分析，以保證車架具有足夠的強度和剛度，提高車輛安全可靠性。

文中針對某型號全地形車初始樣機試驗考核出現的各種問題，通過理論分析車輛典型工況受力情況，運用虛擬樣機技術和有限元技術，對其進行動態特性分析和改進設計，提高了車輛安全性能，達到了設計目標，為類似車型的性能提升和優化提供了參考。

1 初始物理樣機試驗考核

某全地形車初始物理樣機如圖1所示，在零部件單項試驗考核后進行磨合耐久試驗考核。經點檢，各關鍵子系統均表現良好，未出現異常情況。

圖1 某全地形車初始物理樣機

此外，物理樣機在滿載彎曲工況、緊急制動工況、滿載坡道勻速行駛工況、滿載轉彎工況行駛時，車輛均表現良好，無異常情況發生。但在扭轉工況和坡道飛躍工況下，由于試驗考核強度較高，主車架和副車架受沖擊載荷較大，均發生了斷裂失效現象，考核結果分別如圖2和圖3所示。由圖2可以看出，主車架有5處斷裂;由圖3可以看出，副車架有3處斷裂。由于這兩種工況車速較快，駕駛員操縱車輛困難，很難預判車輛突發狀況，無法及時發現車架結構斷裂的先后次序。車架承載著車輛多個系統部件，一旦某處出現斷裂就會立即發生連鎖反應傳遞到其他部位，車架受力情況也就會隨之發生變化。

圖2 全地形車樣機坡道飛躍工況試驗主車架考核結果

圖3 全地形車樣機扭轉工況試驗副車架考核結果

2 工況分析及車輛軸荷計算

在不同的路況行駛，車輛會承受不同的靜載荷和動載荷作用。靜強度分析時，一般只考慮純彎曲工況和扭轉工況，相對比較簡單；而動強度分析時，需要考慮因素較多，例如軸荷分布比例、質心位置、坡道行駛、緊急制動、穩態轉彎、極限扭轉等，相對比較復雜，通常需要分析滿載彎曲、滿載制動、滿載轉彎、滿載扭轉工況等動態條件下的車輛結構耐久性，以滿足車輛結構設計要求。

2.1 滿載彎曲工況軸荷分析

假設車輛在水平路面上勻速行駛，則不存在慣性力，即=0。如圖4所示，車輛的軸荷分布可通過對某基準參考點取力矩的方式求得。

圖4 車輛在水平路面上緊急制動時的軸荷分布

為計算后軸載荷分布，對前軸輪胎與地面接觸點取力矩，得到：

×=×g×。

(1)

類似地，為計算前軸載荷分布，對后軸輪胎與地面接觸點取力矩，得到：

×=×g×。

(2)

式中：為車輛滿載質量;為后軸載荷;為前軸載荷;為車輛前軸到后軸的水平距離;為車輛重心到前軸的水平距離;為車輛重心到后軸的水平距離。

化簡式(1)和式(2)，得到：

(3)

(4)

通常，車輛大部分時間是在此種情況下行駛，只是滿載彎曲工況需要乘上一個動載系數(一般為2.0～2.5，文中取2.0)，來模擬車輛在良好路面行駛的真實受力狀況。

2.2 緊急制動工況軸荷分析

假設車輛在水平路面上突然緊急制動，那么慣性力方向與制動減速度方向相反，如圖4所示。此時，車輛軸荷分布與滿載彎曲工況的軸荷分布計算類似。忽略空氣阻力等因素影響，分別對前軸輪胎與地面接觸點和后軸輪胎與地面接觸點取力矩，并化簡得到車輛在水平路面上緊急剎車時后軸、前軸的軸荷分布：

(5)

(6)

式中：為車輛的重心高度，文中參照道路車輛重力中心測定標準的測試程序進行測量和計算得到；為制動減速度大小，文中按美標ANSI/SVIS 1—2017制動試驗要求獲得。

車輛重心高度的計算公式為：

(7)

測量多組數據，將測量數值代入式(7)，取平均值得到該車型的重心高度為=458 mm。

制動減速度的計算公式為：

(8)

式中:為車輛制動測試初速度(該車實測最大速度為59.6 km/h，法規要求制動測試速度為8 km/h的倍數，且比最高車速低6～13 km/h，因此選取=48 km/h);為制動試驗剎車距離。

全地形車制動測試結果見表1，取平均值得到制動減速度為=0.65 g。

表1 全地形車制動測試結果

2.3 滿載坡道勻速行駛工況軸荷分析

坡度對軸荷分布的影響也是需要考慮的，如圖5所示。為計算后軸和前軸載荷，忽略空氣阻力等因素影響，分別對前軸輪胎與地面接觸點和后軸輪胎與地面接觸點取力矩，得到：

圖5 車輛在坡度上勻速行駛時的軸荷分布

×=×g×cos×+×g×sin×;

(9)

×=×g×cos×-×g×sin×。

(10)

式中：表示坡道角度大小(試驗場地為30%坡道，即=17°)。

將方程(9)和(10)化簡得到：

(11)

(12)

方程(11)和方程(12)給出了車輛在角坡道勻速行駛時后軸和前軸的軸荷分布。

2.4 滿載轉彎工況軸荷分析

全地形車行駛路況復雜，經常有高速轉彎的情況，此時車速較高，離心加速度較大。車輛在急轉彎時，由于離心力作用產生側向載荷，會導致外側輪胎受力增大，再由懸架系統傳遞到車架，所以車架應能承受側向載荷。

美國消費者安全委員會對全地形車的動態側向穩定性制定了法規，設定車輛側翻的側向加速度最小值=07。為模擬車架急轉彎受力情況，在重心位置施加一個側向大小為的側向加速度，此時車輛所受的側向離心力為：

=×。

(13)

車輛急轉彎時(文中假設左轉彎)，取輪胎最大附著系數=0.8，此時輪胎側向摩檫力為：

=××=08××g。

(14)

當>(>08)，即側向離心力大于側向摩擦力時，車輛發生側滑現象。因此，07≤≤08，選取=075。此時，外側輪胎受力最大，即：

(15)

(16)

將式(3)、(4)分別代入方程(15)、(16)，化簡得到：

(17)

(18)

類似地，輪胎內側受地面支撐反力可得到：

(19)

(20)

式中:、分別為前輪和后輪輪距;、分別為前輪外側和內側輪胎受地面支撐反力大小;、分別為后輪外側和內側輪胎受地面支撐反力大小。

2.5 扭轉工況軸荷分析

扭轉工況試驗分為以下兩種情況：①模擬兩后輪在同一高度，兩前輪一側懸空一側被抬升的扭轉狀態；②模擬對角線上的兩輪在同一高度，另一對角線上的兩輪一個懸空一個被抬升。

為了驗證車架的扭轉剛度是否滿足特定工況使用需求，選取通過搓板路試驗來模擬車架扭轉工況受力情況，如圖6所示。試驗過程中，測得前輪和后輪受沖擊最大加速度為和，如圖7和圖8所示。可以發現，前懸架單側輪胎最大加速度約為=6，后搖架最大加速度約為=2.5。

圖6 全地形車在搓板路上進行扭轉工況試驗

圖7 扭轉工況前輪沖擊加速度

圖8 扭轉工況后輪沖擊加速度

由此，通過載荷譜提取方法得到前懸架單側輪胎和后搖架單側輪胎的受力大小為：

=(2)×;

(21)

=(×)2。

(22)

2.6 坡道飛躍工況軸荷分析

全地形車在沙漠、森林、山區等惡劣路況下行駛，經常會遇到坡道障礙或深坑障礙等復雜地形，此時車輛會受到較大沖擊。文中選取坡道飛躍工況來模擬車輛在坑洼路面上兩前輪或兩后輪同時抬起落下的狀況。

坡道飛躍試驗過程中，測得前輪和后輪受沖擊最大加速度為和，如圖9和圖10所示。可以發現，前懸架單側輪胎最大加速度約為7，后搖架最大加速度約為3。前后輪胎受力，與扭轉工況類似，這里不再贅述。

圖9 坡道飛躍工況前輪沖擊加速度

圖10 坡道飛躍工況后輪沖擊加速度

該型號全地形車初始物理樣機滿載情況下的整車基本參數見表2。

表2 某全地形車初始物理樣機基本參數

將車輛參數及試驗相關參數代入上述多種工況下的載荷分布計算公式(動載系數取值2.0)，得到各種工況下輪胎接地點的受力情況(表3)。可以發現，扭轉工況和飛躍工況的載荷相對較大，此時車架承受的載荷也相應最大。

表3 某全地形車多工況輪胎的受力情況 單位:N

3 車架失效模式分析

在扭轉工況和坡道飛躍工況試驗中，副車架和主車架分別發生了斷裂失效現象。因此，有必要模擬特殊工況下該車架受沖擊情況，找到結構薄弱地方進行加強處理，從而提高車輛安全系數，以保證該車型的全地形使用需求。

將該全地形車虛擬樣機模型的仿真模式調整為動力學模式，根據極限工況下輪胎接地點受力作為載荷輸入條件，提取懸架系統與車架連接點的載荷作為有限元模型的邊界條件。

3.1 主車架失效模式分析及改進

針對初始樣機試驗發生的車架斷裂問題，應用虛擬樣機技術和有限元技術，模擬車輛飛躍受力情況，對該全地形車主車架前部進行受力分析，如圖11所示。可以發現，主車架前懸架后部(處)受力最大，其次是前懸架前部(處)，前懸架上部(處)受力相對最小。初步判斷主車架前端最先發生斷裂地方為處。為進一步較準確判斷主車架飛躍試驗過程中主體結構斷裂的先后次序，有針對性地對主車架結構進行加強處理。結合樣車車架飛躍試驗損壞情況(圖2)，假設圖11中的3處位置的某一處最先斷裂，分別再依次進行模擬車架受力分析，判斷主車架真實的斷裂先后順序，如圖12所示。

圖11 全地形車模擬飛躍試驗主車架受力分析(MPa)

圖12 全地形車飛躍試驗主車架斷裂先后次序模擬分析(MPa)

由圖12(a)和圖12(b)可知，圖中的假設與實際飛躍車輛斷裂情況不符，圖12(c)中的假設與實際樣車飛躍斷裂情況相符。由此可判斷，在飛躍試驗過程中，車架前懸架后部(處)位置受力最大，相對較薄弱，車架前懸架后部最先斷裂，然后導致車架前部(處)斷裂，最后導致車架前懸架上部(處)斷裂，與實際樣車失效模式情況比較符合。因此，對車架前懸架后部位置進行加強處理、結構改進，并進行相同條件下飛躍受力分析，如圖13所示。對比發現，改進后的車架模擬飛躍試驗最大應力相比原始樣機車架受力降低33。對改進后的樣機進行相同試驗考核，車架沒有發生斷裂異常情況，滿足使用需求。

圖13 優化后主車架模擬飛躍試驗受力分析(MPa)

3.2 副車架失效模式分析及改進

針對物理樣機扭轉工況試驗發生的副車架斷裂問題，應用虛擬樣機技術和有限元技術，結合試驗路況，模擬車輛顛簸受力情況，對該全地形車的副車架進行受力分析和結構改進設計。

改進前的副車架模擬搓板路試驗受力情況如圖14所示。可以發現，副車架前端與車架連接處(點)受力最大，其次是減振器安裝下點(點)，然后是中間連接管的兩端(點和點)。在處最先斷裂后，在扭轉工況、減振器沖擊作用下，中間連接管與側邊方管會承受較大扭轉力矩，假設處第二發生斷裂，此時副車架的受力情況如圖15所示，與實際車輛試驗結果比較吻合。

圖14 初始樣機副車架模擬搓板路試驗受力分析(MPa)

圖15 全地形車搓板路試驗副車架斷裂先后次序模擬分析(MPa)

根據上述分析結果及車輛試驗情況，對副車架進行優化設計。綜合考慮強度、工藝和成本等因素，兩側40 mm×25 mm方管改為50 mm×25 mm方管，前端25 mm圓管改為30 mm圓管且穿過兩側方管，中間30 mm圓管穿過兩側方管。改進后的副車架模擬顛簸試驗受力情況如圖16所示。由圖可以看出，改進后的副車架受力較大位置的集中應力現象得到較大程度緩解，最大應力降低了49%，提高了車輛安全系數。

圖16 樣機改進后的副車架模擬搓板路試驗受力分析(MPa)

在相同試驗情況下對改進后的副車架的樣車進行搓板路試驗，副車架沒有出現初始樣機發生的顛簸斷裂現象。試驗結果表明改進后的副車架整體結構設計合理，提高了副車架整體結構的抗扭曲能力，降低了應力集中，提高了安全系數和使用壽命，為類似車型結構設計提供參考。

4 結語

使用多體系統動力學理論分析、虛擬樣機技術及有限元分析相結合的方法，對某型號全地形車物理樣機的多工況載荷分布及主副車架的強度進行了分析，提出了優化改進方案，并通過重建優化方案樣機試驗驗證了該優化方案的可行性，具體如下：

(1)通過理論計算和虛擬樣機技術得到懸架系統與主、副車架連接點處的極限受力狀況，為進一步車架強度分析奠定了基礎。

(2)利用有限元技術，模擬分析原始方案中主、副車架在顛簸試驗過程中的失效模式和斷裂先后次序，并進行結構優化設計，主車架安全系數提升33%，副車架安全系數提升49%。

(3)通過重建物理樣機試驗驗證了優化方案的有效性，為其他車型優化設計提供了參考。