沈保山 王以文 陸永能

（1.徐工汽車制造有限公司；2.徐工集團徐州工程機械研究院）

貨車車架連接著貨車的各個部分，是整車承載各系統(tǒng)部件及運輸貨物的基本構件[1]，因此車架的優(yōu)劣將直接影響貨車的行駛和安全性能，而車架強度分析是產(chǎn)品開發(fā)中預測車架設計優(yōu)劣和優(yōu)化車架結構的重要一環(huán)，也是后期產(chǎn)品質量改進和提升的重要工作內(nèi)容之一。文章通過多體與有限元相結合的方法對某款新開發(fā)的新能源貨車車架進行了強度計算，得到了5種典型工況下的應力分布，并針對應力較大區(qū)域提出了優(yōu)化方案，提高了車架的可靠性。

1 建立有限元模型及輸出柔性體文件（mnf）[2]

新能源貨車的貨廂和車架通過緊固件連接在一起,貨箱的剛度直接影響車架強度計算結果，所以有限元模型包括鋼板彈簧、貨箱總成及車架總成。

1.1 車架總成有限元模型的建立

縱梁、橫梁、電瓶支架、電機控制器、高壓配電柜、電動打氣泵支架及駕駛室后支架等均采用殼單元，板簧支架及駕駛室后支架采用四面體單元，鉚釘及螺栓連接采用rbe2+beam單元模擬；較小部件采用集中質量點通過rbe3或rbe2單元連接于相應固定支架，并在較大質量連接位置使用rbe2主點生成外連接點，但在本模型中不添加其質量，建立的有限元模型，如圖1所示。生成的外連點數(shù)量為：駕駛室點4個，前板簧點4個，前減振器點2個，電瓶點2個，發(fā)動機點4個，后板簧點8個，后減振器點2個，備胎點1個。

圖1 新能源貨車車架總成有限元模型

1.2 貨箱總成有限元模型的建立

貨箱部分均采用殼網(wǎng)格劃分，同時，為了體現(xiàn)貨物的質量，且不增加貨箱剛度，貨物質量通過多個mass單元均布在貨箱上。圖2示出新能源貨車貨箱總成有限元模型。通過rbe3+bush+rbe3單元模擬貨箱縱梁與車架縱梁間的接觸關系。

圖2 新能源貨車貨箱總成有限元模型

1.3 鋼板彈簧有限元模型的建立

在板簧卷耳及中間安裝位置處建立3個外連點，通過gap單元模擬鋼板彈簧的片間接觸，并通過調(diào)整單元切向剛度值，使有限元模型所得垂向剛度值與圖紙要求的夾緊剛度保持一致，有限元模型，如圖3所示。

圖3 新能源貨車鋼板彈簧有限元模型

1.4 輸出柔性體文件

利用Nastran分別生成柔性體文件：前后板簧分別生成mnf文件，車架和貨箱總成一起生成mnf文件。

2 建立剛柔耦合的多體動力學模型[3]

在ADAMS/View軟件中，利用已建好的車架和貨箱總成mnf文件及前后板簧mnf文件，建立能夠體現(xiàn)其性能的柔性體。然后根據(jù)整車裝配關系，建立所需的其他部件（前后橋、輪胎、傳動系、電機、電瓶、減振器及限位塊等）、試驗臺及路面，并進行合理連接，如圖4所示。

圖4 新能源貨車剛柔耦合的多體模型

3 建立工況 輸出連接點力及力矩

3.1 工況建立[4]

依據(jù)規(guī)范，建立分析工況，如表1所示。

表1 新能源貨車工況設置g

在各輪所處地面條件相同的條件下，其靜、動摩擦因數(shù)相同，各輪所受地面給予的側/縱向力的大小與其所受地面支撐力大小成正比關系。為了真實描述制動工況下各輪胎所受的摩擦力，在輪胎與試驗臺間建立X向單向力，利用函數(shù)關系賦予其值為：

式中：F1——某一輪胎受來自地面的縱向摩擦力，N；

FZ——該輪胎所受的地面支撐力，N；

μ——整車平均摩擦因數(shù)，其值等于制動減速度/g。

通過FZ函數(shù)可以時時提取對輪胎的支撐力，使各輪胎所受的摩擦力總和等于整車的慣性力，較好地反映了各工況下不同輪胎上力的分配關系。

3.2 車架外連點力的輸出

在對彎曲、轉向及制動等工況下軟件得到的各輪胎輪荷與數(shù)學模型計算輪荷對比校核后，進行全部工況的計算，并輸出車架外連點的力及力矩。因輸出內(nèi)容較多，此處不再列出。

4 車架強度計算

4.1 強度分析

將輸出的外連點力和力矩施加到車架及貨箱總成模型的相應位置，利用慣性釋放法，進行車架強度求解。經(jīng)分析，應力較大部件為左右縱梁、二橫梁及四橫梁連接板。且轉向工況下，縱梁上前板簧后吊耳處應力不滿足評價指標，詳細結構圖及應力云圖，如圖5和圖6所示。

圖5 貨車車架應力較大部位結構示意圖

圖6 轉向工況貨車車架縱梁應力云圖

因縱梁為車架總成的關鍵件，且轉向工況下縱梁安全系數(shù)未達到1.2，不滿足要求。

4.2 改進方案分析

為了降低縱梁處應力，可采用2種改進方案。

方案1：使用反扣的U型板將縱梁上下翼面連接起來，且在U型板兩邊開拋物線缺口，使剛度過渡均勻，如圖7所示。

圖7 貨車車架縱梁改進方案1結構示意圖

方案2：將縱梁厚度由4 mm調(diào)整為5 mm，加強板厚度由4 mm調(diào)整為3 mm。

經(jīng)與設計人員溝通，結合廠家制造能力，最終確定采用方案2，其應力計算結果，如圖8所示。

圖8 轉向工況貨車車架縱梁應力云圖（改進后）

改進后縱梁最大應力為369 MPa，安全系數(shù)達到1.36，滿足設計要求。

5 結論

通過多軟件聯(lián)合建立了剛柔耦合的整車模型，完成了對車架強度的分析及改進，該分析方法優(yōu)點為：1）盡可能多地釋放了自由度，提高了計算準確度；2）考慮了不同垂向力對地面摩擦力的影響及輪胎剛度，與實際工況更接近；3）能明顯顯示車架變形，有利于改進方案的提出及對模型的理解；4）可以將串行的分析工作方式轉變?yōu)椴⑿校瑥亩岣叻治鲂剩?）有利于開展連接關系復雜部件的強度分析工作。