牽引車架有限元分析

趙尚義，蔣桂君

（柳州五菱汽車工業有限公司，廣西 柳州 545007）

0 引言

運用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。結合其實際結構及受力特點，模擬車架彎曲和彎扭工況，對車架進行靜力分析，并根據計算結果，分析車架出現應力集中的原因。同時計算車架在自由狀態下的前八階模態，并對其振動特性進行分析。

1 牽引車車架結構特點

車架是整個汽車結構的基體，汽車絕大多數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，如發動機、傳動系、懸架、駕駛室、貨箱等機構，它還是車內外的各種載荷的主要承受體[1]。

牽引車主要結構參數和質量參數見表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。其材料為高強度錳鋼，屈服極限應力為420 MPa。車架總長為7310 mm，寬932 mm。

表1 牽引車車架結構參數

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格后共2040934 個節點，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

汽車在行駛中要經過各種路面情況，尤其是載貨汽車，行駛路況相當惡劣。所以車架必須具備良好的強度和剛度。車架的靜態分析正是評價車價的強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的約束和載荷，計算分析這2 種工況下的應力和應變，從而校核車架的強度和剛度。

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，Fn為掛車對牽引座豎直方向的壓力，Fm為掛車對牽引車水平方向的拉力，Fz1、Fz2為地面對牽引車豎直方向的支持力，Fx1為牽引車前輪的滾動阻力，Fx2為牽引車的驅動力（該車為后驅車），Fx3為掛車后輪的滾動阻力，Fz3為地面對掛車后輪豎直方向上的支持力。以下計算中，m2表示掛車及貨物質量，m21、m22分別代表掛車前后軸分配到的質量。

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

經實際結構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，掛車與貨物總質量為55 t，同理可計算得到，Fm= 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，Fm、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點10 約束住X、Z方向上的平動自由度，節點11約束住X方向上的平動自由度；彈簧下端的節點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果如圖12、13 所示。

圖12 彎曲工況車架應圖

圖13 彎曲工況車架位移圖

滿載彎曲工況分析的結果：車架的應力最大值為92 MPa，主要集中在車架第四橫梁和上三角板連接的部位；車架出現最大位移是38 mm，最大位移發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果如圖14、15 所示。

圖14 彎曲工況應力分布圖

圖15 彎曲工況位移分布圖

超載彎曲工況分析的結果：車架的應力最大值為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力都發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，導致應力集中。最大位移發生的地方有所不同，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果如圖16、17 所示。

圖16 車架應圖分布圖

彎扭工況分析的結果：車架的應力最大值為97 MPa，主要集中在車架第四橫梁右側和上三角板接觸的部位；車架出現最大位移是53 mm，最大位移發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果如圖18、19 所示。

圖18 應力分布圖

圖19 位移分布圖

超載彎扭工況分析的結果：車架的應力最大值為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，發生在車架的右前端。

滿載工況和超載工況下的最大應力都發生在車架第四橫梁右側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，在此處產生較大應力。兩種工況下的最大位移都發生在右縱梁的前端。因為左后輪被抬起6 cm會直接導致右前輪向下降低，但超載工況最大位移的數值比滿載工況略小，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，計算得出了相應的變形和應力分布，并分析了變形以及應力集中的原因。分析結果的比較見表2、表3。由表2 和表3 數據可知，兩種工況的靜強度都符合車架材料的要求，最大應力都在允許范圍內。

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 牽引車車架模態分析

在實際的工程分析中，常常將自由狀態下的車架固有頻率作為車架模態分析的標準。

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

表4 各階次的固有頻率及振型描述

根據以上計算結果得到：

（1）計算得出發動機怠速頻率為32.5 Hz，而車架的前七階頻率都低于發動機怠速的頻率，七階以后的固有頻率都高于發動機的怠速頻率，所以此車在行駛中車架與發動機不易引起共振，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，車架與發動機容易產生共振，長時間的穩定在這一狀態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下的行駛時間。

（2）從車架前八階模態分析結果表可以看出，本車的車架固有頻率都低于發動機經常工作的頻率（90 Hz)，總體上車架不會與發動機發生共振。

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

綜上所述，該車架基本滿足動力學特性中的彎曲和彎扭以及模態的要求，車架結構設計基本符合要求。