李 偉，楊 晨，王桂錄

（鄭州科技學院機械工程學院，河南 鄭州 450064）

1 引言

傳統救援車輛一般大多采用履帶行走機構，自行機動能力差，轉場一般依靠平板車運輸，災后清理無法到達地區或狹小空間，該多功能破障車具有起吊、挖掘、推鏟等多種作業功能，該車采用的是雙前橋驅動三軸輪胎式救援破障車。能夠大大提高應急救援保障效能［1-2］。某企業為工程兵部隊設計出來的樣車，如圖1所示。

圖1 汽車式多功能破障車Fig.1 Automotive Multifunctional Obstacle Breaking Vehicle

首先，對企業提供的車架模型進行力學分析，由于該車為三軸車輛，需要將鋼板彈簧的變形協調考慮進去，通過進行力學分析和車輛多體動力學虛擬仿真的方法，來保證車架傳力的正確性。

其次，建立車架多種作業工況下的有限元模型，完成四點支撐和推土工況下的靜力學分析［3-4］。

最后，通過scandas動態應變測試設備完成車架的應力測試試驗，提出了車架危險區域的改進意見，為同類型救援車輛車架的設計提供了參考［5-7］。

2 車架受力分析

2.1 車架受力分析

以車架制動工況為受力研究工況，對車輛三軸軸荷進行受力分析，鋼板彈簧的折算剛度由廠家提供，為常量。分析時，需要將鋼板彈簧的變形協調作為一個約束條件，如圖2所示。式（1）中F1，F2，F3才有唯一確定解。

圖2 車輛制動時的受力示意圖Fig.2 Schematic Diagram of Vehicle Forces During Braking

式中：G—簧載總重量；H—簧載質量重心高度；L—車輛靜止狀態下車架的離地高度；L1—簧載質量重心到第1 軸的水平距離；L2—第2軸到第1軸的水平距離；L3—第3軸到第1軸的水平距離；a—制動加速度；K1—第1軸的懸架和輪胎的折算剛度（雙邊）；K2—第2軸的懸架和輪胎的折算剛度（雙邊）；K3—第3軸的懸架和輪胎的折算剛度（雙邊）；X1—第1軸的懸架和輪胎的總變形量；X2—第2軸的懸架和輪胎的總變形量；X3—第3軸的懸架和輪胎的總變形量。

2.2 車架有限元模型

車架的有限元模型，通過Hypermesh采用四面體二次單元建立，單元尺寸為（25～30）mm，局部區域加密；建立有限元模型時，刪除對車架影響不大的部件，確保有限元模型與工作中的車架模型保持一致。

有限元模型中，車架平臺以上的所有部件全部都是通過柔性梁和MASS點施加，MASS點建立在部件的質心位置，通過柔性梁與車架連接，連接位置由部件與車架的實際連接形式確定，通過調整柔性梁的剛度，使柔性梁對車架引起的影響最小；車架支腿的外腿通過約束方程與內腿相連，上裝裝置需分為轉臺和動臂兩部分。

推土工況整車處于工作狀態，在計算時，選擇推鏟最大推力15T對車架產生的作用，通過對推土裝置有限元模型的計算，提取推土裝置各鉸點的支反力，然后將該力施加到車架相應的鉸點上，破障車整車處于推土工況時，輪胎不再單純的僅受豎直方向的力，水平方向的摩擦力在ANSYS中需要考慮，所以，在該工況對支點進行加載時，就必須全部約束支點水平方向的位移，如圖3所示。

圖3 推土工況有限元模型Fig.3 Finite Element Model of Bulldozing Condition

對于四點支撐工況，車架承受的外載荷主要是車架上平臺各部件的自重G，車架靠后支腿和推鏟支撐，以車架四點支撐上裝裝置全伸垂直車架，且挖斗滿載工況，其中A，B，C，D四點為車架的支撐點，E點為動臂質心位置重量為3100kg，F點為挖斗滿載質心位置，重量為750kg，車架的受力形式，如圖4所示。車架材料屬性及分析工況，如表1、表2所示。

表1 車架材料屬性Tab.1 Material Property of Frame

表2 破障車車架分析工況Tab.2 Analysis Cases of Obstacle Breaking Vehicle Frame

圖4 四點支撐工況有限元模型Fig.4 Finite Element Model of Four-Point Support Frame

3 仿真分析結果及應力實驗測試

3.1 仿真分析結果

在動臂全伸、挖斗滿載、動臂垂直車架四點支撐工況下，車架主梁區域2處最大值超過300MPa。車架主梁下端應力很大，一橋和二橋附近，區域4，區域6均有超過300MPa的區域，區域5的最大應力甚至超過400MPa。破障車車架在四點支撐工況靜強度嚴重不足，具體位置，如圖5所示。

圖5 四點支撐工況下的應力云圖Fig.5 The Stress Strain Cloud Diagram of Four-Point Support Frame

推土工況下，車架主梁上端有幾處應力超過240MPa，區域2和區域3處最大值超過300MPa。車架主梁下端應力很大，尤其是一橋前后板簧座附近，區域5，區域6，區域7和區域8均有超過300MPa 的區域，其中區域7 和區域8 處的最大應力甚至超過350MPa。具體位置，如圖6所示。上述兩種工況的分析結果，在四點支撐和推土工況，車架的靜強度均不足。為驗證有限元分析結果，需要對實車進行應力測試。

圖6 推土工況下的應力云圖Fig.6 The Stress Strain Cloud Diagram of Bulldozing Condition

3.2 實驗測試結果

對實車進行了車架應力測試實驗，貼片位置與有限元分析結果危險區域相對應［8-9］，車架上確定12個測點，9個應變花，3個應變片，測點2、3、10 為應變片，具體位置，如圖7 所示。測試過程中，選取四點支撐測試工況下應力較大的測點5的測試曲線，對整個四點支撐測試工況進行詳細說明。表中：測試數據中應變單位為με，應力單位為MPa。

圖7 車架測點位置分布圖Fig.7 Position Distribution Map of Measuring Points on Frame

四點支撐工況：車輛在滿載靜止時采集零點，后支腿、推土裝置前端支撐，上裝處于正側方，伸縮臂展開水平放置，臂架轉到正側方，停留一段時間，伸縮臂收回水平放置，臂架轉到正后方，推鏟抬起，四點支撐支腿收回，車輛回到滿載靜止狀態，采集整個過程中各個測點的時間-應變歷程曲線。選取試驗狀態下，車架測點5的時間-應變歷程曲線，如圖8所示。

圖8 測點5的測試數據Fig.8 Test Data for Test Point 5

從表3中可以看出四點支撐測試工況下，測點1應力為429MPa，該區域發生了塑性變形，結合圖8中的有限元分析數據，驗證了有限元分析結果，該區域強度不足，對其進行結構改進以滿足其工作要求。

表3 四點支撐工況測點的測試數據Tab.3 Test Data of Four-Point Support Test Point

4 結構優化

根據試驗測試結果，對車架進行結構改進，共設計了3種結構優化方案［10］。整車在上裝水平全伸正側方姿態時，以四點支撐工況作為分析工況與原結構對比。具體優化方案，如圖9所示。

圖9 車架優化方案Fig.9 Frame Optimization Scheme

方案一：在車架推鏟后支撐位置，增加兩條支腿，一種區域為新增支腿位置。車架應力相對較大，車架底部超過150MPa的區域較多，而且局部應力集中較嚴重。

方案二：四點支撐工況時，該工況車架應力相對小，車架底部150MPa的區域較少，不存在局部應力集中。

方案三：在車架轉臺右側位置，增加兩條支腿，一種區域為新增支腿位置。該工況車架應力相對較小，車架底部最大應力處超過150MPa，存在局部應力集中。

方案二在四點支撐工況下，車架整體應力相比其它方案最小，車架局部不存在應力集中點，建議采用方案二對車架結構進行改進，但輔助支撐應考慮實際操作問題。

5 結論

對汽車式多功能破障車車架進行了有限元分析和應力測試，各工況試驗研究的測點數據與有限元計算值相差較小，誤差在10%以內，車架在滿載靜止狀態下滿足設計要求，四點支撐和推土工況部分測點測試值超過了車架的屈服極限。

根據分析結果，設計了三種車架優化方案，方案一和方案三車架局部應力集中仍較嚴重，方案二為最佳方案。優化后的車架危險區域應力由400MPa 降低到150MPa。車架滿足工作要求。通過結構分析結合試驗驗證的方法，對車架結構提供了優化方案，對相關破障車車架的設計分析提供技術參考。