8×4自卸車車架強(qiáng)度分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

李萬紅 周素芳

摘要：基于8×4自卸車車架結(jié)構(gòu)，利用HyperMesh分析軟件建立車架有限元分析模型，并選擇對車架影響較大的彎扭工況進(jìn)行強(qiáng)度分析，通過計(jì)算得出該車架的應(yīng)力分布云圖，同時(shí)對車架強(qiáng)度薄弱處提出合理的改進(jìn)方案。研究結(jié)論為8×4自卸車的車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及改進(jìn)提供參考依據(jù)。

關(guān)鍵詞：自卸車；車架強(qiáng)度；有限元分析；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

中圖分類號：U463? 收稿日期：2023-11-15

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.02.006

1 車架結(jié)構(gòu)

車架是汽車底盤的重要組成部分，一般由兩根縱梁和多根橫梁構(gòu)成，經(jīng)由懸架系統(tǒng)﹑前橋﹑后橋支撐在車輪上，不僅承載著底盤各總成件、車身和車載貨物的重量，還承受著車輛行駛過程中由于發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、汽車載荷和地面凸凹不平傳遞來的各類沖擊，對車輛的操控穩(wěn)定性和安全性有著重要影響，因此對車架結(jié)構(gòu)的研究十分必要。

本文分析的車輛驅(qū)動(dòng)形式為8×4，軸距1 800 mm+2 600 mm+1 350 mm，前輪中心距1 965 mm，后輪中心距1 860 mm，車架縱梁和橫梁均為槽型結(jié)構(gòu)，橫梁通過連接板與縱梁連接，車架結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。

2 車架強(qiáng)度分析

本文基于某8×4自卸車車架，通過有限元分析軟件HyperMesh對車架強(qiáng)度進(jìn)行分析，得出相應(yīng)的應(yīng)力云圖，并針對車架強(qiáng)度薄弱處提出改進(jìn)方案。

2.1 車架分析模型建立

本文分析的車架全長7 970 mm，縱梁為雙層結(jié)構(gòu)（8 mm+4 mm），縱梁截面尺寸300 mm×80 mm，縱梁和橫梁材料均為600 L（彈性模量210 GPa，泊松比0.3，密度7.85 g/cm3，材料屈服極限500 MPa）。

為使得到的有限元模型更加準(zhǔn)確，通常對車架模型作出以下假設(shè)[1]：

a.認(rèn)為材料的密度分布均勻，各向材料同性，車架工作的范圍始終在材料的彈性范圍內(nèi)。

b.假定車架的狀態(tài)為理想狀態(tài)，即不考慮材料存在的缺陷及裝配、加工過程中產(chǎn)生的殘余應(yīng)力。

根據(jù)車輛實(shí)際載荷及車架參數(shù)信息，建立車架有限元分析模型（圖2）。在建模過程中將駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、空濾、后處理、油箱、電瓶箱等底盤大總成件載荷看作是以集中力的形式施加在車架作用點(diǎn)上，貨箱及貨物載荷按照均布載荷的形式作用在車架相應(yīng)位置上[2]。

2.2 車架分析邊界條件

車輛實(shí)際運(yùn)營過程中主要有彎曲、轉(zhuǎn)向、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)四種工況[3]，下面將根據(jù)8×4自卸車實(shí)際運(yùn)營工況和質(zhì)量配重（總質(zhì)量31 t），來設(shè)置分析邊界條件。

a.將底盤各大總成與車架連接處進(jìn)行約束。

b.對輪胎接地位置進(jìn)行約束。

c.在彎曲、轉(zhuǎn)向、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)工況下分別進(jìn)行加速度沖擊（具體見表1）。

d.扭轉(zhuǎn)工況則在垂向沖擊的基礎(chǔ)上對右前兩輪和左后兩輪施加強(qiáng)制位移（表1）。

2.3 車架分析結(jié)果

通過有限元分析軟件HyperMesh對車架模型進(jìn)行不同工況下的強(qiáng)度分析，分析結(jié)果見表1。

根據(jù)以上分析結(jié)果可知，該車架在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下均滿足強(qiáng)度要求，但在扭轉(zhuǎn)工況下，車架最大應(yīng)力值達(dá)到了1 120.04 MPa，超出了車架材料的屈服極限500 MPa，易造成疲勞破壞。

由扭轉(zhuǎn)工況下車架應(yīng)力分布云圖（圖3）可看出，在扭轉(zhuǎn)工況下車架最大應(yīng)力處在二軸板簧后支座連接螺栓孔附近區(qū)域，需要對此處進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，其他區(qū)域應(yīng)力均滿足強(qiáng)度要求，不需改進(jìn)。

3 車架優(yōu)化改進(jìn)

為解決扭轉(zhuǎn)工況下車架局部應(yīng)力超出材料屈服極限問題，對車架風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域進(jìn)行了以下優(yōu)化改進(jìn)，車架優(yōu)化改進(jìn)方案模型見圖4。

a.調(diào)整二軸板簧后支座附近的車架橫梁總成位置，使橫梁總成和板簧支座連接螺栓共孔。

b.將橫梁總成上連接板向下延伸至下連接板處，和下連接板螺栓共孔。

在車架分析模型優(yōu)化改進(jìn)后，按照原加載條件，重新對車架進(jìn)行不同工況下的強(qiáng)度分析，并將分析結(jié)果和車架優(yōu)化改進(jìn)前進(jìn)行對比分析，具體見表2。

根據(jù)以上分析對比結(jié)果可知：

a.車架優(yōu)化改進(jìn)前后，在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下的應(yīng)力分布狀況相似，最大應(yīng)力均變化不大，且均滿足車架強(qiáng)度要求。

b.由扭轉(zhuǎn)工況下車架應(yīng)力分布云圖（圖5）可以看出，在車架優(yōu)化改進(jìn)前后，扭轉(zhuǎn)工況下車架最大應(yīng)力出現(xiàn)區(qū)域基本一致，位于二軸板簧后支座連接螺栓孔附近區(qū)域。

c.由扭轉(zhuǎn)工況下車架應(yīng)力分布云圖（圖5）可得出，車架優(yōu)化改進(jìn)后最大應(yīng)力值為437.32 MPa，相比優(yōu)化改進(jìn)前下降了60.95%，滿足了車架強(qiáng)度要求，改進(jìn)效果顯著。

4 結(jié)語

a.通過HyperMesh軟件對8×4自卸車車架進(jìn)行強(qiáng)度分析，得出了車架在彎曲、轉(zhuǎn)向、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)工況下的應(yīng)力分布云圖。

b.通過車架應(yīng)力分布云圖可知，原車架在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下均滿足強(qiáng)度要求，但扭轉(zhuǎn)工況下在二軸板簧后支座連接螺栓孔附近區(qū)域最大應(yīng)力值達(dá)到了1 120.04 MPa，超出了車架材料的屈服極限500 MPa，易造成疲勞破壞，降低使用壽命，需要對此處進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。

c.針對原車架扭轉(zhuǎn)工況局部應(yīng)力大問題，對車架風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域提出了優(yōu)化改進(jìn)方案：調(diào)整橫梁總成位置，使橫梁總成和板簧支座共孔，并將橫梁總成上連接板向下延伸至下連接板處。

d.對優(yōu)化改進(jìn)后的車架重新建模進(jìn)行強(qiáng)度分析，并將分析結(jié)果和改進(jìn)前進(jìn)行對比，發(fā)現(xiàn)在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下車架改進(jìn)前后應(yīng)力分布狀況相似，在扭轉(zhuǎn)工況下車架改進(jìn)后最大應(yīng)力值為437.32 MPa，相比改進(jìn)前下降了60.95%，滿足了車架強(qiáng)度要求，優(yōu)化改進(jìn)效果顯著。

綜上，車架橫梁總成的結(jié)構(gòu)位置在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下對車架強(qiáng)度影響較小，但對扭轉(zhuǎn)工況下的車架強(qiáng)度影響較大，尤其是在前懸架板簧支座附近區(qū)域。因此，在車架結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化改進(jìn)中，需要注意車架橫梁的結(jié)構(gòu)和布置，尤其是布置在板簧支座附近區(qū)域的橫梁總成，盡量將橫梁連接板安裝孔和板簧支座連接孔共用螺栓，這樣有助于提升扭轉(zhuǎn)工況下的車架強(qiáng)度，延長車架的使用壽命。

參考文獻(xiàn)：

[1]陳旭，蘭孟飛，劉慶，等.G324牽引車車架彎曲工況強(qiáng)度分析及改進(jìn)[J].重慶大學(xué)學(xué)報(bào)，2016，39（3）：125-131

[2]陳龍，周孔亢.載重汽車車架強(qiáng)度分析與試驗(yàn)研究[J].機(jī)械強(qiáng)度，2002，24（1）：148-150

[3]呂東升，王東方，蘇小平.基于Hyperworks的某客車車架有限元分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2011（3）：11-12

作者簡介：

李萬紅，男，1984年生，工程師，研究方向?yàn)樽孕盾嚨妆P總布置及車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。