范思宇， 陸華忠，2， 丘廣俊， 李　君，2， 荀　露， 王　浩

(1.華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院，廣東廣州 510642； 2.華南農(nóng)業(yè)大學(xué)南方農(nóng)業(yè)機(jī)械與裝備關(guān)鍵技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東廣州 510642)

國(guó)內(nèi)外不少學(xué)者開展了汽車、農(nóng)用車的車架輕量化研究，提出了多種優(yōu)化方法。趙韓等利用ANSYS軟件對(duì)半掛車車架進(jìn)行輕量化研究，質(zhì)量最大降幅可達(dá)25.5%[1]。吳偉斌等對(duì)輪式山地運(yùn)輸機(jī)車架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，通過改變橫梁結(jié)構(gòu)及板厚，在滿足功能的條件下質(zhì)量減輕12.4%[2]。也有文獻(xiàn)利用尺寸優(yōu)化方法對(duì)空投越野車、手扶電力驅(qū)動(dòng)車、賽車及礦用車等的車架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)后的車架質(zhì)量均有大幅減輕[3-6]。

履帶運(yùn)輸車在果園有較好的通過性，采用電驅(qū)動(dòng)的履帶運(yùn)輸車相比傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)履帶運(yùn)輸車在振動(dòng)噪聲控制、裝備智能化及生態(tài)環(huán)保等方面具有一定的優(yōu)勢(shì)。因此，根據(jù)電動(dòng)履帶運(yùn)輸車的總體設(shè)計(jì)要求，對(duì)車架進(jìn)行合理的輕量化設(shè)計(jì)具有重要的意義。

目前，對(duì)于電動(dòng)履帶底盤車架的輕量化設(shè)計(jì)研究較少。本研究基于果園電動(dòng)履帶運(yùn)輸車的底盤設(shè)計(jì)要求，構(gòu)建車架有限元分析模型，采用結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方法對(duì)車架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，以期為果園電動(dòng)履帶運(yùn)輸車的輕量化設(shè)計(jì)提供參考。

1　電動(dòng)履帶底盤車架的有限元建模

1.1　有限元分析模型的建立

本研究以華南農(nóng)業(yè)大學(xué)自主研發(fā)的果園電動(dòng)履帶運(yùn)輸車為研究對(duì)象，該車采用雙電動(dòng)機(jī)(常州永沛機(jī)電技術(shù)有限公司生產(chǎn)的YP100-B5型永磁無刷直流電機(jī)，電壓72 V，額定功率3 kW)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)，動(dòng)力電池組由6塊鉛酸蓄電池(電壓12 V，容量120 A·h)組成，錐齒輪減速器的減速比為1 ∶16，無線遙控控制，最高時(shí)速為5 km/h，最大爬坡度為20°，外形尺寸為1 530 mm×1 200 mm×58 mm，軌距900 mm。車架材料為45Mn碳素鋼，車架凈質(zhì)量97 kg。該車有10個(gè)承重輪，為了防止行駛過程中承重輪脫軌，在承重輪的間隙添加8個(gè)防脫軌輪。45Mn 碳素鋼的力學(xué)特性如表1所示。

表1　45Mn碳素鋼的力學(xué)特性

采用SolidWorks軟件對(duì)該電動(dòng)履帶運(yùn)輸車的車架進(jìn)行建模，按照實(shí)際測(cè)得的車架各部分尺寸建立的實(shí)體三維模型如圖1所示。將三維模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench軟件中，導(dǎo)入的模型去掉了一些不影響受力的次要幾何特征，如車架中的倒角、圓角等。

1.2　載荷的處理

車架在行駛中有2種典型工況：彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況[2，7-8]。彎曲工況是指車架在滿載狀態(tài)下靜止于水平路面，車架受到彎曲應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)工況是指車輛行駛過程中單邊車輪懸空時(shí)車架的受力情況，在本研究中指的是左側(cè)履帶接地而右側(cè)履帶只有1個(gè)承重輪接地。

本研究將車架所受外載荷，根據(jù)實(shí)際接觸面積簡(jiǎn)化為等效面載荷加載到車架相應(yīng)位置。車架凈質(zhì)量通過設(shè)置車架材料為45 Mn碳素鋼及添加重力加速度的形式體現(xiàn)[9-10]。由于模型忽略了一些次要幾何特征，因此車身質(zhì)量載荷為943.6 N，相較于實(shí)際的950.6 N偏小。車架各載荷定義及加載方式如表2所示，載荷分布及加載位置如圖2所示。

1.3　靜力學(xué)分析

根據(jù)該模型受力特點(diǎn)，選擇SOLID95單元[7]，該單元每個(gè)節(jié)點(diǎn)對(duì)應(yīng)3個(gè)方向自由度，且允許有不規(guī)則形狀存在，對(duì)于曲線邊界的模型能很好地適應(yīng)，可以較為準(zhǔn)確地反映車架受

表2　車架各載荷定義及加載方式

力情況，該模型劃分為218 725個(gè)節(jié)點(diǎn)、77 056個(gè)單元。由圖3可知，滿載彎曲工況時(shí)，計(jì)算得出的最大應(yīng)力為56.07 MPa，最大變形量為0.27 mm，均發(fā)生在連接車架與兩側(cè)履帶總承的橫梁截面處。由圖4可知，滿載扭轉(zhuǎn)工況時(shí)，計(jì)算得出的最大應(yīng)力為266.27 MPa，最大變形量為1.35 mm，發(fā)生在連接車架與右側(cè)履帶總承橫梁處。反之，最大應(yīng)力將出現(xiàn)在左側(cè)。

1.4　有限元分析模型的驗(yàn)證

靜態(tài)電測(cè)試驗(yàn)的原理為在構(gòu)件表面粘貼電阻式應(yīng)變片，當(dāng)構(gòu)件變形時(shí)使得應(yīng)變片的電阻值發(fā)生變化，通過數(shù)據(jù)分析儀獲得電壓或電流的變化值，由記錄儀進(jìn)行記錄即可獲得該處的應(yīng)力值，通過該試驗(yàn)可以驗(yàn)證上述有限元分析模型的合理性。參考滿載彎曲工況下有限元模型的應(yīng)力圖，在應(yīng)力較大處即車架左右2根橫梁處，選取6個(gè)測(cè)試點(diǎn)粘貼電阻式應(yīng)變片[2，7]。試驗(yàn)采用的主要儀器為由北京東方振動(dòng)和噪聲技術(shù)研究所提供的DASP軟件，INV-1861應(yīng)變調(diào)理儀、INV-3081C系統(tǒng)智能信號(hào)采集處理分析儀，以及規(guī)格為120-3AA的通用箔式電阻應(yīng)變片。由圖3可知，在滿載彎曲工況下，連接車架與履帶總承的橫梁處應(yīng)力較大。因此，在圖5中所示的6個(gè)測(cè)試點(diǎn)處粘貼應(yīng)變片。通過測(cè)得的應(yīng)變值即可得到各測(cè)點(diǎn)的應(yīng)力值。

由表3可知，各測(cè)試點(diǎn)應(yīng)變的測(cè)試值與計(jì)算值的相對(duì)誤差均小于20%，證明了上述有限元模型的正確性。相對(duì)誤差較大的原因主要為有限元模型的簡(jiǎn)化及網(wǎng)格劃分精度與實(shí)際車架受力存在一定誤差，測(cè)試點(diǎn)位置受力與有限元模擬該位置受力有一定的誤差。

特別地，由于加工平面的平整度較差及焊點(diǎn)的影響，使得第4、第5測(cè)試點(diǎn)處的應(yīng)變片與梁的結(jié)合度較差，導(dǎo)致了這2個(gè)點(diǎn)的相對(duì)誤差較大。

2　車架輕量化設(shè)計(jì)

2.1　輕量化設(shè)計(jì)的結(jié)果

由靜力學(xué)分析結(jié)果可知，該果園電動(dòng)履帶式運(yùn)輸車的底層車架與頂層車架相比，除了在與兩側(cè)履帶總承連接橫梁處及梁焊接處應(yīng)力較大外，其余大部分位置應(yīng)力普遍較小，而頂層車架應(yīng)力集中卻不明顯，表明底層車架存在應(yīng)力分布不均勻的現(xiàn)象，其原因是電動(dòng)履帶運(yùn)輸車的動(dòng)力電池組與電動(dòng)機(jī)等驅(qū)動(dòng)部件均放置于底層車架上。因此，將底層車架橫梁區(qū)域設(shè)置為優(yōu)化區(qū)域，兩側(cè)縱梁設(shè)置為非優(yōu)化區(qū)域[11-12]，把與底層區(qū)域大小相等的整塊板作為優(yōu)化對(duì)象，以最大應(yīng)力、應(yīng)變?yōu)槟繕?biāo)函數(shù)，一般選取減少優(yōu)化區(qū)域體積比例的70%～80%為約束條件[2，8]，本研究選擇70%。同時(shí)考慮到輕量化設(shè)計(jì)前車架存在應(yīng)力分布不均勻的現(xiàn)象，加載“1.3”節(jié)中滿載彎曲工況時(shí)相同載荷，設(shè)置收斂公差為0.000 1，整個(gè)優(yōu)化過程經(jīng)過21次迭代。

表3　各測(cè)試點(diǎn)應(yīng)變的測(cè)試值與計(jì)算值

一般優(yōu)化結(jié)果不能直接用于加工，但是可以為設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)[13]。由圖6可知，優(yōu)化后增加了橫梁，將中間的雙縱梁變成了單縱梁，放置電池處的雙縱梁長(zhǎng)度由原來的38 mm降低到32 mm，其余結(jié)構(gòu)按照優(yōu)化后的尺寸進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)。另外，減少了原結(jié)構(gòu)中放置蓄電池的角鐵結(jié)構(gòu)，直接用梁承載。底層車架輕量化后的效果如圖7所示。

2.2　輕量化設(shè)計(jì)結(jié)果的有限元校核

在相同載荷條件下，對(duì)輕量化后的車架進(jìn)行滿載彎曲工況及滿載扭轉(zhuǎn)工況時(shí)的有限元校核。由圖8可知，輕量化后車架在滿載彎曲工況下最大應(yīng)力為121.47 MPa，最大形變?yōu)?.59 mm，均發(fā)生在連接車架與履帶總承的橫梁上。由圖9可知，輕量化后在滿載扭轉(zhuǎn)工況下最大應(yīng)力為339.31 MPa，最大變形量為1.66 mm，發(fā)生在連接車架與右側(cè)履帶總承橫梁處。反之，最大應(yīng)力將出現(xiàn)在左側(cè)。

由表4可知，輕量化后車架的整體體積減小8.22%、質(zhì)量減輕8.82%。輕量化后車架在滿載彎曲工況及滿載扭轉(zhuǎn)工況下應(yīng)力分布更加均勻，最大應(yīng)力及最大應(yīng)變比輕量化前均有大幅度提高。在滿載扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力值為339.31 MPa，與輕量化前相比增加明顯，接近材料的屈服極限375 MPa，但其安全系數(shù)為1.10，仍在可以接受的范圍內(nèi)。

2.3　輕量化前后車架模態(tài)分析及對(duì)比

車架是由無數(shù)個(gè)固有振型的多自由度彈性系統(tǒng)組成，對(duì)車架進(jìn)行模態(tài)分析可以得到車架對(duì)激振力的響應(yīng)效果，可以避免車架共振對(duì)行駛安全的影響，對(duì)車架進(jìn)行模態(tài)分析在設(shè)計(jì)改進(jìn)的過程中具有重要的指導(dǎo)意義[14-15]。由表5可知，經(jīng)輕量化設(shè)計(jì)后，車架結(jié)構(gòu)的各階模態(tài)頻率均有所提升，其原因是與原車架結(jié)構(gòu)相比增加了梁的數(shù)量，車架各階頻率有所升高。其中，一階頻率提高11.81%，這在一定程度上減小了因外部激勵(lì)導(dǎo)致車架共振造成車架行駛性能下降現(xiàn)象的發(fā)生，且進(jìn)一步證明了本次輕量化的合理性及可行性。

表4　輕量化前后車架參數(shù)對(duì)比

注：變化率為正值表示增大，變化率為負(fù)值表示減小。下表同。

表5　輕量化前后車架頻率對(duì)比

3　結(jié)論與討論

建立了果園電動(dòng)履帶底盤車架的有限元模型，靜態(tài)電測(cè)試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了所構(gòu)建模型的可行性。通過對(duì)車架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，使其在滿足強(qiáng)度、剛度的條件下，質(zhì)量降幅為8.82%，較好地達(dá)到了輕量化的目標(biāo)。運(yùn)用有限元模態(tài)分析的方法對(duì)輕量化前后車架結(jié)構(gòu)的各階頻率進(jìn)行了對(duì)比分析，結(jié)果表明，經(jīng)過輕量化設(shè)計(jì)后車架結(jié)構(gòu)的各階頻率均有所提升。其中，一階頻率提高了 11.81%，進(jìn)一步提升了底盤的行駛性能。

本研究?jī)H基于靜力學(xué)及模態(tài)分析對(duì)電動(dòng)履帶運(yùn)輸車車架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，由于果園作業(yè)條件較為惡劣，履帶車在實(shí)際行駛過程中易受到慣性動(dòng)載荷的影響。后續(xù)可以結(jié)合動(dòng)力學(xué)仿真，模擬實(shí)際行駛中受慣性動(dòng)載荷的情況，進(jìn)一步深入研究。

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