大馬力重型拖拉機前托架有限元分析

程 乾 ，蔣亞波 ，張彬彬 ，白 楊 ，井 儀

（第一拖拉機股份有限公司大拖公司，河南 洛陽 471004）

0 引言

前托架屬于配重架和發動機中間的重要連接部件，在整機中所處的位置如圖1 所示，下方連接前橋，承受不同作業狀態下的多種載荷的沖擊。拖拉機工作時受力特別復雜的部件長期會受到各種拉力、扭力和顛簸沖擊影響[1]，工作負荷過大時易造成前托架斷裂或出現裂紋狀態，所以前托架設計布局時，對強度的模擬工況分析不可或缺?？赏ㄟ^CAE 輔助，保證產品合理布局，降低多余損耗。用軟件模擬不同作業狀況下的受力載荷，對前托架進行強度分析，得出設計結構的劣勢部位，使構造出的托架架構更能滿足工況所需[2]。

圖1 前托架部件示意圖

1 拖拉機前托架性能參數

本設計選用HT250 型號的灰鑄鐵作為前托架材料，抗拉強度為250 MPa、彈性模量為1.22×105MPa、泊松比為0.27、質量密度為7.8 g/cm3。

2 前托架的有限元分析

2.1 前托架結構特性

某重型拖拉機前托架的幾何模型如圖2 所示[3]。托架前部螺紋孔用于連接配重架，可加裝配重塊以提升拖拉機的結構平穩性；后部挖有風扇安裝槽，用以避讓發動機飛輪，使其與發動機本體連接；下部有凸出的兩個臺階，用于連接前橋本體。依據整機設計參數，前后配重的質量分別為1 300 kg 和1 600 kg。整機最小使用質量為10 011 kg，軸距為3 104 mm，質心距托架前端面407.9 mm，整機承載分配比為0.45/0.55。

圖2 前托架的幾何模型

在拖拉機前托架設計之初，需要結合整機所適用的具體工況和特定的作業狀態，來對托架整體架構進行設計和受力分析，保證前托架在惡劣使用環境下不出現質量問題。拖拉機前托架的布局要求相對較高，在各種實際作業工況下，需保證極限工況下的材料極限性能參數不被模擬狀態下得出的材料所受最大應力值超過[4]。

拖拉機要實現牽引和驅動各種配套機具，完成旋耕、播種、深松、收獲作業以及小部分運輸轉場作業等。因此，對前托架進行提升、前橋沖擊、單前輪水平及豎直沖擊等典型工況下的模擬計算，發現前托架在設計布局上存在的薄弱環節，以進一步優化加強其結構設計十分重要[5]。

2.2 有限元模型建立

前托架采用3D單元模擬，其余部分采用1D梁單元模擬，搭建整車有限元模型，如圖3所示。前橋與前托架的連接采用梁單元，并釋放銷軸處的旋轉自由度[6]。

圖3 拖拉機前托架有限元模型

2.3 前托架結構分析

經過軟件分析，不滿足使用需求的部位需通過調整所選材料特性或改變托架形式架構，使托架的受力和變形情況滿足設計要求[6]。

根據第四強度理論，單元體的均方根剪應力是引起材料屈服破壞的主要因素[7]，而重型前托架因整體結構布置比較復雜，作業工況相對較廣，在各種作業狀態下，需確保材料的性能參數不小于在高強度工況下托架各部位受到的最大應力值[8]。結合使用需求，選用HT250 型號的灰鑄鐵作為本托架設計的原材料，該材料失效的一般形式以發生塑性變形為標志，因此用Von Mises 等效應力來計算設計的前托架結構強度。Von Mises等效應力計算方式如下：

強度條件表示為：

式中，[σ]為材料的強度極限。

在有限元分析過程中，結構靜應力分析的控制方程可表示為：

式中，{K}為結構剛度矩陣，{U}為位移向量，{F}為載荷向量。

2.4 前托架在不同工況下的受力分析

對于前橋沖擊工況，是模擬雙側前輪遇到障礙后的豎直沖擊載荷，如圖4 所示。約束條件為前托架后端面所有移動自由度，所受載荷是前橋承重的3 倍，作用在前橋中心位置，方向為豎直向上，所受最大應力值及所處位置如圖5所示。

圖4 前橋沖擊工況狀態

圖5 前橋沖擊工況下的最大主應力及位置

對于單前輪水平沖擊工況，是模擬單個前輪在水平方向遇到障礙物的情況，如圖6 所示。約束后輪輪心處所有移動自由度、右前輪輪心處垂向及軸向移動自由度、左前輪輪心處垂向自由度。所受載荷為1.5倍前橋承重，作用在左前輪中心水平向后位置，所受最大應力值及所處位置如圖7所示。

圖7 單前輪水平沖擊工況下的最大主應力及位置

對于單前輪豎直沖擊工況，是模擬單側前輪遇到障礙后的豎直沖擊載荷，如圖8 所示。約束后輪輪心處所有移動自由度、右前輪輪心處垂向及軸向移動自由度、左前輪輪心處垂向自由度。以車輛后橋為旋轉中心，施加1.598 r/s2的角加速度，旋轉方向為繞后橋向下，所受最大應力值及所處位置如圖9所示。

圖8 單前輪豎直沖擊工況狀態

圖9 單前輪豎直沖擊工況下的最大主應力及位置

在這幾種工況中，模擬的前橋沖擊工況下的極限應力為375.2 MPa，極限應力位置在前托架后部與發動機連接部位（見圖4、圖5），材料的性能參數被超越（375.2 MPa＞250 MPa），材料性能在此部位失效。在此狀態下，前托架結構已無法滿足實際需求，原托架設計的整體布局架構需微調，以滿足使用需求。

3 改進方案及結論分析

綜合以上作業工況狀態，針對不同工況下的約束創建對應模型，得出實際受力狀況[9]，得到以下結果：最大應力值為375.2 MPa，是在雙側前輪遇到障礙后的豎直沖擊載荷，位于前托架和發動機連接后端面的下部，在前橋受沖擊的工況下，托架正面受向下的作用力、后面端腳處受拉力。本設計選擇的托架材質及布局無法滿足需求，材料發生失效，在此作業狀態下，需對前托架架構布局進行調整，使其滿足各工況使用要求。

根據上述模擬結果，對原設計托架架構進行優化，以滿足整機開發所適用的工況需求。為盡可能地保證整機設計布局不進行較大改動，進行如下優化：1）增加托架后段壁厚；2）前托架后支座連接處增加圓角過渡，減少集中應力。改進位置如圖10所示。

對優化后的前托架架構進行模擬試驗，前橋沖擊工況下的最大應力為205.1 MPa、單前輪水平工況下的最大應力為153.7 MPa、單前輪豎直工況下的最大應力為195.6 MPa，各作業模式下的所得數值全部優于原設計。改進后前橋沖擊工況下的最大主應力如圖11 所示，最大應力發生在前橋抬起托架和發動機連接后端面相接觸的位置。相比于原設計，應力值減小，所承受的極限主應力為205.1 MPa。前托架承受能力增強，發生失效的形式工況最大應力由375.2 MPa 減少到205.1 MPa，強度增加了22.5%，完全滿足復雜條件下的使用要求。

圖11 改進后前橋沖擊工況下的最大主應力及位置

在模擬試驗時，各工況基本接近極限狀態，在此狀態下，改進后的托架架構布局所受應力均小于材料性能極限，說明此方案有效可行[10]。

4 結論

本文通過有限元分析的方法探究汽車前托架設計是否存在缺陷，對前托架的不合理架構進行優化設計，以適應市場需求。研究結果表明，優化布局后的前托架結構合理，滿足整機開發要求，在各種極限作業狀況下滿足使用條件，為后續的產品研發提供了思路和經驗，為拖拉機前托架設計提供了新的理論驗證方法，可極大地減少前托架的開發投入，加快產品上市速度，對大馬力重型拖拉機前托架的設計和優化具有較大的理論指導意義。