瞿炳華 于建國

摘要 基于農(nóng)用拖車尾部結構特點，結合乘用車的外形尺寸、事故車輛的碰撞速度等參數(shù)，通過對碰撞力及碰撞能量的計算，設計了農(nóng)用拖車尾部的防鉆裝置，此裝置所設計的雙層螺栓剪切裝置可以在碰撞發(fā)生時通過變形及斷裂，吸收車輛碰撞時所產(chǎn)生的能量，避免乘用車鉆入農(nóng)用拖車造成人員傷亡。為檢驗防鉆裝置與農(nóng)用拖車的系統(tǒng)匹配性，在Pro/E 中建立該裝置的三維實體模型，應用 ANSYS有限元分析軟件對其進行振動響應特性分析，計算了自由狀態(tài)下該防鉆裝置的固有頻率，通過對模態(tài)分析的10階模態(tài)振型圖的分析，得知該防鉆裝置與農(nóng)用拖車無共振現(xiàn)象，為實際模態(tài)試驗提供了參考和依據(jù)。

關鍵詞 農(nóng)用拖車;防鉆裝置;追尾事故;碰撞吸能;模態(tài)分析;動態(tài)響應

中圖分類號 S229 文獻標識碼 A 文章編號 0517-6611（2014）33-11980-03

The Design and Modal Analysis of Anti-enter Device on Agricultural Trailers Tail

QU Bing-hua， YU Jian-guo*

（Traffic College， Northeast Forestry University， Harbin， Heilongjiang 150040）

Abstract The anti-enter device on agricultural trailers tail is developed to forbid car entering the below of agricultural trailer based on the structure of it， the size of cars， and the collision velocity， etc. The double bolts shear device is developed to adsorb impact energy through deformation and fracture of bolts according to the calculated impact force and the energy. In order to check the dynamic matching characteristic between the anti-enter device and the agricultural trailer ， three-dimensional numerical model is build in pro/E to analyze the vibratory response characteristic of the anti-enter device by Ansys. The natural frequency of anti-enter device is calculated without load. There is no resonance between the anti-enter device and agricultural trailer by analyzing from 10 phase modal figures， which can provide reference for realistic modal test.

Key words Agricultural trailer; Anti-enter device; Rear-end collision; Impact energy-absorbing; Modal analysis; Dynamic response

基金項目 中央高校基本科研業(yè)務費專項資金項目（DL12BB02）。

作者簡介 瞿炳華（1980-），男，山東濰坊人，研究生，講師，研究方向：載運工具裝備功能創(chuàng)新。*通訊作者，教授，從事載運工具裝備功能創(chuàng)新研究。

收稿日期 2014-10-08

近年來，中國公路里程數(shù)和機動車保有量持續(xù)增加。據(jù)公路局和公安部交管局最新統(tǒng)計資料表明：截止到2012年底，我國僅高速公路總里程達到9.6萬km，居于全球第一;機動車保有量達到2.3億輛，其中汽車達到1.23億輛，僅次于日本，居于全球領先地位[1]。伴隨我國農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的大力發(fā)展，農(nóng)用拖車的使用越來越廣泛，如運輸糧食、甘蔗、棉花等。因此，如何保障公路上農(nóng)用拖車的交通安全將成為今后討論的熱點和難點問題。

在大型貨車涉及的交通事故中，尤以小轎車追尾大貨車和多車連環(huán)追尾造成的惡性程度最為嚴重，極易造成車毀人亡，其所占事故比例和致死率都很大，約占到追尾交通事故的46%，致死比例是轎車與其他車型碰撞致死比例的4倍[2]。針對此類事故，大部分貨車后部都加有簡單的防護裝置（多采用槽鋼或圓管結構），在發(fā)生中低速追尾碰撞時可對追尾車輛有部分阻擋保護功能。但是由于很多農(nóng)用汽車生產(chǎn)商對產(chǎn)品品質(zhì)把關不夠嚴格，車輛最大設計質(zhì)量大于3.5 t時甚至不加后防護裝置，無法起到阻止后車鉆入碰撞的作用[3]。因此，安全可靠的防護裝置應主要考慮在隨機的碰撞事件中能以相對固定的破壞來耗散碰撞能量，從而有效控制碰撞力和減速度以及防止后車發(fā)生鉆入碰撞[4]。

1 農(nóng)用拖車后部吸能裝置的結構設計

現(xiàn)根據(jù)汽車追尾碰撞理論，并結合國內(nèi)一起公路上轎車追尾碰撞貨車的實例來進行整體尺寸的設計[5]：事故轎車質(zhì)量為1 870 kg，外形尺寸（長×寬×高）為4 820 mm×1 807 mm×1 450 mm，大型農(nóng)用拖車質(zhì)量為14 390 kg，外形尺寸（長×寬×高）為8 490 mm×2 470 mm×2 830 mm。

在事故發(fā)生過程中，根據(jù)車輛的基本數(shù)據(jù)和能量守恒定理公式（1）可得出：

12MV2+12mv2=12MV21+12mv21+ΔEK1+ΔEK2

（1）

式中：M—農(nóng)用拖車總質(zhì)量（kg）;V—農(nóng)用拖車碰撞前速度（m/s）;m—轎車及駕駛員總質(zhì)量（kg）;v—轎車碰撞前的速度（m/s）;V1—農(nóng)用拖車碰撞后的速度（m/s）;v1—轎車碰撞后的速度（m/s）;ΔEK1—轎車碰撞變形能的損失（J）;ΔEK2—其他能量的損失（J）。

由于轎車和農(nóng)用拖車的質(zhì)量相差很大，所以在碰撞過程中貨車的速度變化不大，即V=V1;在碰撞發(fā)生后轎車卡入農(nóng)用拖車底部，即轎車碰撞后的速度也與農(nóng)用拖車車速相等，v1=V=V1。

利用碰撞能量方程可以得出：

ΔEK1=∫X0（CA+CBx）Bdx （2）

式中：X—轎車的有效變形量（m）;CA、CB—轎車正面碰撞的剛度系數(shù)（N/m）;B—轎車的有效碰撞寬度（m）;x—轎車變形的微量（m）[6]。

由于后下部吸能裝置可升起放置在農(nóng)用拖車后部，為了滿足農(nóng)用拖車限高等要求，故裝置的總長度不能大于貨車總高（即2.8 m）。

研究表明，利用防護裝置吸能的有幾種途徑：材料的塑形變形、裝置各部件間的摩擦與損壞、液體或氣體的流動等[7]，但為了能在最大程度上吸收碰撞動能，該文將裝置總長度定為最大值2.8 m。設計中對曲柄連桿吸能裝置在正常狀態(tài)下最下部離地高度為400 mm[8]。另外根據(jù)安全基準的規(guī)定和后下部吸能裝置的實際情況，裝置的寬度定為2 m。根據(jù)參考文獻[8]的試驗數(shù)據(jù)，將裝置在放下狀態(tài)時離地高度定為0.3 m。

圖1和圖2分別為農(nóng)用拖車后下部吸能裝置的工作擋位及其結構示意圖。它主要由保險杠連接組件、電子控制部分、機械控制部分和緩沖吸能組件等組成。根據(jù)廣東省農(nóng)機具站對農(nóng)用拖車的檢驗發(fā)現(xiàn)農(nóng)用拖車最大的問題是關鍵部位螺紋緊固和焊接質(zhì)量等。為了減少農(nóng)用拖車普遍存在的焊接氣孔、夾渣等缺陷，采用了鉸接連接（圖2）[10]。

圖1 貨車后下部吸能裝置的工作擋位示意圖

圖2 貨車后下部吸能裝置的結構示意圖

2 Pro/E模型的建立及其簡化

根據(jù)農(nóng)用拖車后下部吸能裝置的設計，采用Pro/E軟件對其機械部分進行1∶1參數(shù)化建模，模型如圖3所示。

圖3 貨車后下部吸能裝置的俯視結構模型

對農(nóng)用拖車后下部吸能裝置而言，緩撞吸能組件和后防護板是主要的變形吸能部件，主要通過自身的變形來承受碰撞載荷。因此，必須保證這兩個部件要在簡化模型之內(nèi)。而保險杠連接組件在簡化時由于其剛度遠遠大于吸能組件，在這里簡化為與后防護板尺寸相同的板件。由于要模擬轎車追尾車的碰撞過程，轎車用質(zhì)量塊來代替。簡化后的三維模型如圖4所示。

圖4 貨車后下部吸能裝置三維簡化模型

3 貨車后下部吸能裝置模態(tài)分析

模態(tài)分析的主要目的是用于確定系統(tǒng)振動特性，即系統(tǒng)結構的固有頻率及與此相對應的振型。汽車在行駛過程中主要受到發(fā)動機和路面兩方面的振動激勵，為避免所設計結構的固有頻率與此相近出現(xiàn)共振現(xiàn)象，故需要對后下部吸能裝置進行模態(tài)分析。

根據(jù)模態(tài)分析理論和高速公路的激勵頻率可知，對結構的動力影響最大的是低頻振動，因此該文應用Ansys對其結構進行了動態(tài)分析，獲得此結構的前十階固有頻率及振型（表1和圖5）。驗證的具體原則為：

（1）后下部吸能裝置的低階頻率（即一階扭轉和彎曲頻率的值）應低于發(fā)動機怠速運轉頻率，彈性模態(tài)頻率和固有頻率應盡量避開發(fā)動機經(jīng)常工作的頻率范圍，以避免發(fā)生整體共振.發(fā)動機引起的頻率可由公式 （3）求得

f=2zn60t （3）

式中：z—發(fā)動機的缸數(shù);t—發(fā)動機的沖程數(shù);n—發(fā)動機的轉速（r/min）。如果該車發(fā)動機結構為6缸4沖程，怠速轉速為600 r/min，則相應發(fā)動機的激振頻率為30 Hz。

（2）盡量避免和路面的激勵頻率發(fā)生共振。該文主要研究高速公路的情況，因此激勵頻率選在1～3 Hz。

（3）振型應盡量光滑，避免有突變。

第一階振型以彎曲為主，最大位移處在吸能裝置中后段，曲線平滑;跟第2階模態(tài)相比，彎曲的部位相同，但是方向相反，且振幅不大;第3階振型為后端側向扭轉振動，裝置

圖5 前10階模態(tài)振型

表1 前10階固有頻率

后部略微翹起，對角線上變形基本成對稱分布;第4階、第5階振型分別為側向彎曲和扭轉振動，此時裝置中間起穩(wěn)定作用的十字板有輕微變形;第6階振型是一個側向彎曲和扭轉的復雜組合，包括側向的彎曲以及扭轉，此時變形量達到整體最大值為13.44 mm;第10階振型主要表現(xiàn)為上下彎曲和側向扭轉振動，在裝置中部振幅最大，中部與端部之間的位置次之。

4 結論

（1）設計中結合建模和仿真軟件，成功地建立了吸能裝置的模型并進行了仿真分析，獲得了較為合理的吸能結構，縮短了設計周期。

（2）該裝置在模態(tài)分析中的固有頻率與發(fā)動機和路面的激勵頻率不一致，可以有效地避免共振現(xiàn)象。與此同時，也為實際模態(tài)試驗提供了參考和依據(jù)。

（3）由于裝置本身具有一定的質(zhì)量，所以會對與農(nóng)用拖車后部相連接的螺栓部位具有較大的徑向剪切力。為了保證裝置的使用壽命，應選用直徑30 mm以上的螺栓組件。

（4）新型農(nóng)用拖車吸能裝置結構簡單，碰撞后方便拆卸更換。

參考文獻

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