□ 張永偉□ 魏仲琛□ 潘 強 □ 李生泉

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基于SolidWorks的三輪汽車車架靜態(tài)分析

□ 張永偉1□ 魏仲琛1□ 潘 強2□ 李生泉1

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應用SolidWorks軟件建立三輪汽車整車三維模型，對車架焊合進行有限元分析。通過對極限靜載荷下的車架應力、應變進行分析，確認車架能夠滿足使用要求，同時發(fā)現(xiàn)車架局部應力接近材料的屈服強度，為生產(chǎn)中車架薄弱點的焊接質量控制及優(yōu)化提供了依據(jù)。

車架；計算機；有限元；靜態(tài)分析

1 研究背景

農(nóng)用三輪汽車的車架承載著柴油機、驅動橋、擋風板、轉向系統(tǒng)、車廂等部件和總成，車架承受著各種力和力矩，受力大，且工作狀態(tài)比較復雜，無法用簡單的數(shù)學方法進行準確的分析計算，尤其是在車輛超載、路況不好的情況下。目前主要靠經(jīng)驗設計，再用路試的方法進行驗證，設計過程效率低下，設計周期長。

筆者應用SolidWorks三維建模軟件建立TYP-1750D型農(nóng)用三輪汽車整車模型和車架結構模型[1]，如圖1和圖2所示，并對整車系統(tǒng)空間布局進行結構優(yōu)化。

經(jīng)車架強度、剛度靜態(tài)受力分析后，提出了設計優(yōu)化方案。

圖1 三輪汽車整車三維模型

圖2 三輪汽車車架結構模型

2 車架結構

為減輕質量，該農(nóng)用三輪汽車車架主縱梁采用大型壓力機沖壓、沖孔形成C形鋼式結構，材料為Q235，左右結構基本對稱。

3 車架受力分析

主縱梁上固定座椅、車廂、后橋及液壓油缸等部件，為主要受力部位。下縱梁固定擋風板及間接固定柴油機等部件，為次要受力部位。筆者以GB/T 23931—2009《三輪汽車 試驗方法》[2]和 JB/T 50096—1997《三輪農(nóng)用運輸車 可靠性考核評定方法（內部使用）》為標準[3]，按極限情況加載進行分析，車架各受力部位如圖3所示[4]。

圖3 三輪汽車車架受力部位分析

車架座椅安裝處、擋風板安裝處受力方向豎直向下，大小分別為1 700 N和400 N，即乘員2人體重加座椅自重。柴油機安裝處受力為柴油機自重，方向豎直向下，大小為2 250 N。車廂可以分解為車廂后支撐和油缸支撐處的受力。

根據(jù)車廂工作時車架受力情況可知，車廂平放時車架受到均布載荷，均布于主縱梁，受力狀況較好。車廂升起時，液壓油缸頂起，車架受力復雜，為三點支撐受力狀態(tài)，受力分析如圖4所示。車廂升起最大傾角不小于45°，但實際情況是在45°時貨物已全部倒出，車架受力已很小，因此假設在車廂升起30°但貨物不倒出這種極限工作狀況下進行車架受力分析[5]。該位置時，分析車廂受力，得出受力封閉三角形，如圖5所示。

圖4 車廂升起時受力分析

圖5 受力封閉三角形

由正弦定理可得：

式中：G為車廂自重，G=23 000N；F1為車廂后支撐處受力，計算得F1=6 164 N；F2為車廂油缸支撐處受力，計算得F2=20 622 N。

根據(jù)力的相互關系，車架受力分別為-F1，-F2。

車架支撐為三點支撐，即前輪處前叉與2件后輪處板簧垂直于支撐面向上[6]。另外，根據(jù)用戶調查情況，用戶使用過程中，該車實際載重力達20000N，遠超設計載重力，因此分析過程中采用4倍設計載重力20 000 N。

4 模型簡化

車架模型中油管卡子、線卡、風扇支架、電瓶支架、排擋支架、車頭管等零件不影響受力分析，可簡化略去[7]。車架基本左右對稱，為簡化分析過程，取一半進行分析[8]。簡化后模型如圖6所示。

5 邊界條件

圖6 三輪汽車車架簡化模型

如圖7所示的5個面為支撐面，承載總質量，包括車架自身質量。如圖8所示紅色面為主要受力面，承載車廂、貨物、座椅發(fā)動機等的重力。

圖7 支撐面示意圖

圖8 受力面示意圖

6 靜力學有限元分析

6.1 定義

根據(jù)實際情況，材料全部采用Q235普通碳素結構鋼，零部件連接關系為全局接觸方式。對車架進行靜態(tài)分析，因此車架支撐方式定義為5個支撐面固定[9]。

6.2 施加載荷

根據(jù)受力分析情況，將座椅安裝處、擋風板安裝處、柴油機安裝處、車廂安裝處受力逐個計算后施加于受力部位[10-11]，如圖9所示。

圖9 施加載荷示意圖

6.3 劃分網(wǎng)格

對分析單元進行網(wǎng)格劃分，如圖10所示。

圖10 網(wǎng)格劃分示意圖

6.4 求解應力與應變

在極限靜態(tài)壓力下，應力、應變分別如圖11、圖12所示。

圖11 應力求解示意圖

圖12 應變求解示意圖

油缸支撐槽鋼與車架橫梁連接處、車架橫梁與主縱梁連接處應力最大，大小都為215.4 MPa，其它部位應力皆小于100 MPa。

最大應變?yōu)?.234 mm，出現(xiàn)在柴油機支梁的中間點。其次較大的點在第一根中間橫梁的中間位置，大小為2.425 mm，其它部位應變都較小。

7 結論

由應力分析結果可知，車廂承受4倍載重力，升起30°時，油缸支撐槽鋼與車架橫梁連接處應力最大，為薄弱點，但仍小于材料的最大屈服強度（220.6 MPa）。該車架的設計在強度方面能滿足靜態(tài)、極限情況下車輛的使用要求。

為保證車輛使用安全，避免車架在重載、循環(huán)應力和應變的作用下，薄弱點出現(xiàn)積累損傷而發(fā)生斷裂，建議加長薄弱點焊縫焊腳長度，加強焊接質量控制，保證焊縫質量。

整車在極限重載情況下，油缸支撐槽鋼受力大，車架發(fā)生對稱且向中間扭曲，引起彈性變形，在柴油機支梁中間點發(fā)生的位移量較大，與應變分析結果相符合。

[1] 羅阿妮，張桐鳴，劉賀平，等.機械行業(yè)三維建模技術綜述[J].機械制造，2010，48（ 10）：1-4.

[2] 三輪汽車試驗方法：GB/T23931—2009[S].

[3] 三輪農(nóng)用運輸車 可靠性考核評定方法（內部使用）：JB/T 50096—1997[S].

[4] 王得剛,李朝峰,李鶴,等.基于HyperMesh的車身模態(tài)分析[J].機械制造，2008，46（ 6）：4-6.

[5] 姜勇,戰(zhàn)凱.鉸接式自卸車車架力學建模及有限元強度分析[J].機械制造，2014，52（ 8）：50-53.

[6] 許路,蘇鐵熊,侯軍海,等.車輛油氣懸架性能研究及現(xiàn)狀分析[J].汽車零部件，2011（ 8）：87-88.

[7] 邵超城，劉強，龍飛永.純電動汽車車架設計及有限元分析[J].機械設計與制造，2011（ 8）：39-41.

[8] 黃超群,來飛.重型貨車車架模態(tài)分析與試驗研究[J].山東交通學院學報，2011,19（ 1）：1-4.

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Three-dimensional model of tricar wasestablished by SolidWorks software to conduct the finite element analysisof welded chassis.Through stressand strain analysisof thechassisunder thelimit static load,it is confirmed that the chassis can meet the operating requirements.At the same time,it is found that the local stressof theframeisclosetotheyield strength of thematerial,which will providethebasisfor thequality control and optimization of theweak spotsin weldingprocessof thechassis.

Chassis；Computer；Finite Element；Static Analysis

TH123；U270.32

A

1672-0555（2017）03-040-04

2017年4月

張永偉（1988—），男，本科，助理工程師，主要從事機械設計和車輛工程研發(fā)工作

（編輯：啟 德）