陳文龍，張思崇，李崧

(江蘇林海動(dòng)力機(jī)械集團(tuán)有限公司,江蘇泰州 225300)

0 引言

全地形車具有越野性能強(qiáng)、機(jī)動(dòng)性高、通過性和地域適應(yīng)性好等特點(diǎn)，適用于農(nóng)林運(yùn)輸、森林消防、搶險(xiǎn)救災(zāi)和悠閑娛樂等多種用途，行駛路況比較復(fù)雜，而車架作為全地形車懸架系統(tǒng)、發(fā)動(dòng)機(jī)等安裝基礎(chǔ)和主要承載部件，會(huì)受到各種復(fù)雜多變的力和力矩作用，使得車架發(fā)生變形，從而影響車架壽命甚至?xí)霈F(xiàn)車架斷裂現(xiàn)象，造成嚴(yán)重后果。因此，需要對(duì)車架進(jìn)行靜、動(dòng)態(tài)特性分析，以保證車架具有足夠的強(qiáng)度和剛度，提高車輛安全可靠性。

文中針對(duì)某型號(hào)全地形車初始樣機(jī)試驗(yàn)考核出現(xiàn)的各種問題，通過理論分析車輛典型工況受力情況，運(yùn)用虛擬樣機(jī)技術(shù)和有限元技術(shù)，對(duì)其進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析和改進(jìn)設(shè)計(jì)，提高了車輛安全性能，達(dá)到了設(shè)計(jì)目標(biāo)，為類似車型的性能提升和優(yōu)化提供了參考。

1 初始物理樣機(jī)試驗(yàn)考核

某全地形車初始物理樣機(jī)如圖1所示，在零部件單項(xiàng)試驗(yàn)考核后進(jìn)行磨合耐久試驗(yàn)考核。經(jīng)點(diǎn)檢，各關(guān)鍵子系統(tǒng)均表現(xiàn)良好，未出現(xiàn)異常情況。

圖1 某全地形車初始物理樣機(jī)

此外，物理樣機(jī)在滿載彎曲工況、緊急制動(dòng)工況、滿載坡道勻速行駛工況、滿載轉(zhuǎn)彎工況行駛時(shí)，車輛均表現(xiàn)良好，無異常情況發(fā)生。但在扭轉(zhuǎn)工況和坡道飛躍工況下，由于試驗(yàn)考核強(qiáng)度較高，主車架和副車架受沖擊載荷較大，均發(fā)生了斷裂失效現(xiàn)象，考核結(jié)果分別如圖2和圖3所示。由圖2可以看出，主車架有5處斷裂;由圖3可以看出，副車架有3處斷裂。由于這兩種工況車速較快，駕駛員操縱車輛困難，很難預(yù)判車輛突發(fā)狀況，無法及時(shí)發(fā)現(xiàn)車架結(jié)構(gòu)斷裂的先后次序。車架承載著車輛多個(gè)系統(tǒng)部件，一旦某處出現(xiàn)斷裂就會(huì)立即發(fā)生連鎖反應(yīng)傳遞到其他部位，車架受力情況也就會(huì)隨之發(fā)生變化。

圖2 全地形車樣機(jī)坡道飛躍工況試驗(yàn)主車架考核結(jié)果

圖3 全地形車樣機(jī)扭轉(zhuǎn)工況試驗(yàn)副車架考核結(jié)果

2 工況分析及車輛軸荷計(jì)算

在不同的路況行駛，車輛會(huì)承受不同的靜載荷和動(dòng)載荷作用。靜強(qiáng)度分析時(shí)，一般只考慮純彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況，相對(duì)比較簡(jiǎn)單；而動(dòng)強(qiáng)度分析時(shí)，需要考慮因素較多，例如軸荷分布比例、質(zhì)心位置、坡道行駛、緊急制動(dòng)、穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)彎、極限扭轉(zhuǎn)等，相對(duì)比較復(fù)雜，通常需要分析滿載彎曲、滿載制動(dòng)、滿載轉(zhuǎn)彎、滿載扭轉(zhuǎn)工況等動(dòng)態(tài)條件下的車輛結(jié)構(gòu)耐久性，以滿足車輛結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求。

2.1 滿載彎曲工況軸荷分析

假設(shè)車輛在水平路面上勻速行駛，則不存在慣性力，即=0。如圖4所示，車輛的軸荷分布可通過對(duì)某基準(zhǔn)參考點(diǎn)取力矩的方式求得。

圖4 車輛在水平路面上緊急制動(dòng)時(shí)的軸荷分布

為計(jì)算后軸載荷分布，對(duì)前軸輪胎與地面接觸點(diǎn)取力矩，得到：

×=×g×。

(1)

類似地，為計(jì)算前軸載荷分布，對(duì)后軸輪胎與地面接觸點(diǎn)取力矩，得到：

×=×g×。

(2)

式中：為車輛滿載質(zhì)量;為后軸載荷;為前軸載荷;為車輛前軸到后軸的水平距離;為車輛重心到前軸的水平距離;為車輛重心到后軸的水平距離。

化簡(jiǎn)式(1)和式(2)，得到：

(3)

(4)

通常，車輛大部分時(shí)間是在此種情況下行駛，只是滿載彎曲工況需要乘上一個(gè)動(dòng)載系數(shù)(一般為2.0～2.5，文中取2.0)，來模擬車輛在良好路面行駛的真實(shí)受力狀況。

2.2 緊急制動(dòng)工況軸荷分析

假設(shè)車輛在水平路面上突然緊急制動(dòng)，那么慣性力方向與制動(dòng)減速度方向相反，如圖4所示。此時(shí)，車輛軸荷分布與滿載彎曲工況的軸荷分布計(jì)算類似。忽略空氣阻力等因素影響，分別對(duì)前軸輪胎與地面接觸點(diǎn)和后軸輪胎與地面接觸點(diǎn)取力矩，并化簡(jiǎn)得到車輛在水平路面上緊急剎車時(shí)后軸、前軸的軸荷分布：

(5)

(6)

式中：為車輛的重心高度，文中參照道路車輛重力中心測(cè)定標(biāo)準(zhǔn)的測(cè)試程序進(jìn)行測(cè)量和計(jì)算得到；為制動(dòng)減速度大小，文中按美標(biāo)ANSI/SVIS 1—2017制動(dòng)試驗(yàn)要求獲得。

車輛重心高度的計(jì)算公式為：

(7)

測(cè)量多組數(shù)據(jù)，將測(cè)量數(shù)值代入式(7)，取平均值得到該車型的重心高度為=458 mm。

制動(dòng)減速度的計(jì)算公式為：

(8)

式中:為車輛制動(dòng)測(cè)試初速度(該車實(shí)測(cè)最大速度為59.6 km/h，法規(guī)要求制動(dòng)測(cè)試速度為8 km/h的倍數(shù)，且比最高車速低6～13 km/h，因此選取=48 km/h);為制動(dòng)試驗(yàn)剎車距離。

全地形車制動(dòng)測(cè)試結(jié)果見表1，取平均值得到制動(dòng)減速度為=0.65 g。

表1 全地形車制動(dòng)測(cè)試結(jié)果

2.3 滿載坡道勻速行駛工況軸荷分析

坡度對(duì)軸荷分布的影響也是需要考慮的，如圖5所示。為計(jì)算后軸和前軸載荷，忽略空氣阻力等因素影響，分別對(duì)前軸輪胎與地面接觸點(diǎn)和后軸輪胎與地面接觸點(diǎn)取力矩，得到：

圖5 車輛在坡度上勻速行駛時(shí)的軸荷分布

×=×g×cos×+×g×sin×;

(9)

×=×g×cos×-×g×sin×。

(10)

式中：表示坡道角度大小(試驗(yàn)場(chǎng)地為30%坡道，即=17°)。

將方程(9)和(10)化簡(jiǎn)得到：

(11)

(12)

方程(11)和方程(12)給出了車輛在角坡道勻速行駛時(shí)后軸和前軸的軸荷分布。

2.4 滿載轉(zhuǎn)彎工況軸荷分析

全地形車行駛路況復(fù)雜，經(jīng)常有高速轉(zhuǎn)彎的情況，此時(shí)車速較高，離心加速度較大。車輛在急轉(zhuǎn)彎時(shí)，由于離心力作用產(chǎn)生側(cè)向載荷，會(huì)導(dǎo)致外側(cè)輪胎受力增大，再由懸架系統(tǒng)傳遞到車架，所以車架應(yīng)能承受側(cè)向載荷。

美國(guó)消費(fèi)者安全委員會(huì)對(duì)全地形車的動(dòng)態(tài)側(cè)向穩(wěn)定性制定了法規(guī)，設(shè)定車輛側(cè)翻的側(cè)向加速度最小值=07。為模擬車架急轉(zhuǎn)彎受力情況，在重心位置施加一個(gè)側(cè)向大小為的側(cè)向加速度，此時(shí)車輛所受的側(cè)向離心力為：

=×。

(13)

車輛急轉(zhuǎn)彎時(shí)(文中假設(shè)左轉(zhuǎn)彎)，取輪胎最大附著系數(shù)=0.8，此時(shí)輪胎側(cè)向摩檫力為：

=××=08××g。

(14)

當(dāng)>(>08)，即側(cè)向離心力大于側(cè)向摩擦力時(shí)，車輛發(fā)生側(cè)滑現(xiàn)象。因此，07≤≤08，選取=075。此時(shí)，外側(cè)輪胎受力最大，即：

(15)

(16)

將式(3)、(4)分別代入方程(15)、(16)，化簡(jiǎn)得到：

(17)

(18)

類似地，輪胎內(nèi)側(cè)受地面支撐反力可得到：

(19)

(20)

式中:、分別為前輪和后輪輪距;、分別為前輪外側(cè)和內(nèi)側(cè)輪胎受地面支撐反力大小;、分別為后輪外側(cè)和內(nèi)側(cè)輪胎受地面支撐反力大小。

2.5 扭轉(zhuǎn)工況軸荷分析

扭轉(zhuǎn)工況試驗(yàn)分為以下兩種情況：①模擬兩后輪在同一高度，兩前輪一側(cè)懸空一側(cè)被抬升的扭轉(zhuǎn)狀態(tài)；②模擬對(duì)角線上的兩輪在同一高度，另一對(duì)角線上的兩輪一個(gè)懸空一個(gè)被抬升。

為了驗(yàn)證車架的扭轉(zhuǎn)剛度是否滿足特定工況使用需求，選取通過搓板路試驗(yàn)來模擬車架扭轉(zhuǎn)工況受力情況，如圖6所示。試驗(yàn)過程中，測(cè)得前輪和后輪受沖擊最大加速度為和，如圖7和圖8所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，前懸架單側(cè)輪胎最大加速度約為=6，后搖架最大加速度約為=2.5。

圖6 全地形車在搓板路上進(jìn)行扭轉(zhuǎn)工況試驗(yàn)

圖7 扭轉(zhuǎn)工況前輪沖擊加速度

圖8 扭轉(zhuǎn)工況后輪沖擊加速度

由此，通過載荷譜提取方法得到前懸架單側(cè)輪胎和后搖架單側(cè)輪胎的受力大小為：

=(2)×;

(21)

=(×)2。

(22)

2.6 坡道飛躍工況軸荷分析

全地形車在沙漠、森林、山區(qū)等惡劣路況下行駛，經(jīng)常會(huì)遇到坡道障礙或深坑障礙等復(fù)雜地形，此時(shí)車輛會(huì)受到較大沖擊。文中選取坡道飛躍工況來模擬車輛在坑洼路面上兩前輪或兩后輪同時(shí)抬起落下的狀況。

坡道飛躍試驗(yàn)過程中，測(cè)得前輪和后輪受沖擊最大加速度為和，如圖9和圖10所示。可以發(fā)現(xiàn)，前懸架單側(cè)輪胎最大加速度約為7，后搖架最大加速度約為3。前后輪胎受力，與扭轉(zhuǎn)工況類似，這里不再贅述。

圖9 坡道飛躍工況前輪沖擊加速度

圖10 坡道飛躍工況后輪沖擊加速度

該型號(hào)全地形車初始物理樣機(jī)滿載情況下的整車基本參數(shù)見表2。

表2 某全地形車初始物理樣機(jī)基本參數(shù)

將車輛參數(shù)及試驗(yàn)相關(guān)參數(shù)代入上述多種工況下的載荷分布計(jì)算公式(動(dòng)載系數(shù)取值2.0)，得到各種工況下輪胎接地點(diǎn)的受力情況(表3)?？梢园l(fā)現(xiàn)，扭轉(zhuǎn)工況和飛躍工況的載荷相對(duì)較大，此時(shí)車架承受的載荷也相應(yīng)最大。

表3 某全地形車多工況輪胎的受力情況 單位:N

3 車架失效模式分析

在扭轉(zhuǎn)工況和坡道飛躍工況試驗(yàn)中，副車架和主車架分別發(fā)生了斷裂失效現(xiàn)象。因此，有必要模擬特殊工況下該車架受沖擊情況，找到結(jié)構(gòu)薄弱地方進(jìn)行加強(qiáng)處理，從而提高車輛安全系數(shù)，以保證該車型的全地形使用需求。

將該全地形車虛擬樣機(jī)模型的仿真模式調(diào)整為動(dòng)力學(xué)模式，根據(jù)極限工況下輪胎接地點(diǎn)受力作為載荷輸入條件，提取懸架系統(tǒng)與車架連接點(diǎn)的載荷作為有限元模型的邊界條件。

3.1 主車架失效模式分析及改進(jìn)

針對(duì)初始樣機(jī)試驗(yàn)發(fā)生的車架斷裂問題，應(yīng)用虛擬樣機(jī)技術(shù)和有限元技術(shù)，模擬車輛飛躍受力情況，對(duì)該全地形車主車架前部進(jìn)行受力分析，如圖11所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，主車架前懸架后部(處)受力最大，其次是前懸架前部(處)，前懸架上部(處)受力相對(duì)最小。初步判斷主車架前端最先發(fā)生斷裂地方為處。為進(jìn)一步較準(zhǔn)確判斷主車架飛躍試驗(yàn)過程中主體結(jié)構(gòu)斷裂的先后次序，有針對(duì)性地對(duì)主車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)處理。結(jié)合樣車車架飛躍試驗(yàn)損壞情況(圖2)，假設(shè)圖11中的3處位置的某一處最先斷裂，分別再依次進(jìn)行模擬車架受力分析，判斷主車架真實(shí)的斷裂先后順序，如圖12所示。

圖11 全地形車模擬飛躍試驗(yàn)主車架受力分析(MPa)

圖12 全地形車飛躍試驗(yàn)主車架斷裂先后次序模擬分析(MPa)

由圖12(a)和圖12(b)可知，圖中的假設(shè)與實(shí)際飛躍車輛斷裂情況不符，圖12(c)中的假設(shè)與實(shí)際樣車飛躍斷裂情況相符。由此可判斷，在飛躍試驗(yàn)過程中，車架前懸架后部(處)位置受力最大，相對(duì)較薄弱，車架前懸架后部最先斷裂，然后導(dǎo)致車架前部(處)斷裂，最后導(dǎo)致車架前懸架上部(處)斷裂，與實(shí)際樣車失效模式情況比較符合。因此，對(duì)車架前懸架后部位置進(jìn)行加強(qiáng)處理、結(jié)構(gòu)改進(jìn)，并進(jìn)行相同條件下飛躍受力分析，如圖13所示。對(duì)比發(fā)現(xiàn)，改進(jìn)后的車架模擬飛躍試驗(yàn)最大應(yīng)力相比原始樣機(jī)車架受力降低33。對(duì)改進(jìn)后的樣機(jī)進(jìn)行相同試驗(yàn)考核，車架沒有發(fā)生斷裂異常情況，滿足使用需求。

圖13 優(yōu)化后主車架模擬飛躍試驗(yàn)受力分析(MPa)

3.2 副車架失效模式分析及改進(jìn)

針對(duì)物理樣機(jī)扭轉(zhuǎn)工況試驗(yàn)發(fā)生的副車架斷裂問題，應(yīng)用虛擬樣機(jī)技術(shù)和有限元技術(shù)，結(jié)合試驗(yàn)路況，模擬車輛顛簸受力情況，對(duì)該全地形車的副車架進(jìn)行受力分析和結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)。

改進(jìn)前的副車架模擬搓板路試驗(yàn)受力情況如圖14所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，副車架前端與車架連接處(點(diǎn))受力最大，其次是減振器安裝下點(diǎn)(點(diǎn))，然后是中間連接管的兩端(點(diǎn)和點(diǎn))。在處最先斷裂后，在扭轉(zhuǎn)工況、減振器沖擊作用下，中間連接管與側(cè)邊方管會(huì)承受較大扭轉(zhuǎn)力矩，假設(shè)處第二發(fā)生斷裂，此時(shí)副車架的受力情況如圖15所示，與實(shí)際車輛試驗(yàn)結(jié)果比較吻合。

圖14 初始樣機(jī)副車架模擬搓板路試驗(yàn)受力分析(MPa)

圖15 全地形車搓板路試驗(yàn)副車架斷裂先后次序模擬分析(MPa)

根據(jù)上述分析結(jié)果及車輛試驗(yàn)情況，對(duì)副車架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。綜合考慮強(qiáng)度、工藝和成本等因素，兩側(cè)40 mm×25 mm方管改為50 mm×25 mm方管，前端25 mm圓管改為30 mm圓管且穿過兩側(cè)方管，中間30 mm圓管穿過兩側(cè)方管。改進(jìn)后的副車架模擬顛簸試驗(yàn)受力情況如圖16所示。由圖可以看出，改進(jìn)后的副車架受力較大位置的集中應(yīng)力現(xiàn)象得到較大程度緩解，最大應(yīng)力降低了49%，提高了車輛安全系數(shù)。

圖16 樣機(jī)改進(jìn)后的副車架模擬搓板路試驗(yàn)受力分析(MPa)

在相同試驗(yàn)情況下對(duì)改進(jìn)后的副車架的樣車進(jìn)行搓板路試驗(yàn)，副車架沒有出現(xiàn)初始樣機(jī)發(fā)生的顛簸斷裂現(xiàn)象。試驗(yàn)結(jié)果表明改進(jìn)后的副車架整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，提高了副車架整體結(jié)構(gòu)的抗扭曲能力，降低了應(yīng)力集中，提高了安全系數(shù)和使用壽命，為類似車型結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

4 結(jié)語

使用多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論分析、虛擬樣機(jī)技術(shù)及有限元分析相結(jié)合的方法，對(duì)某型號(hào)全地形車物理樣機(jī)的多工況載荷分布及主副車架的強(qiáng)度進(jìn)行了分析，提出了優(yōu)化改進(jìn)方案，并通過重建優(yōu)化方案樣機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證了該優(yōu)化方案的可行性，具體如下：

(1)通過理論計(jì)算和虛擬樣機(jī)技術(shù)得到懸架系統(tǒng)與主、副車架連接點(diǎn)處的極限受力狀況，為進(jìn)一步車架強(qiáng)度分析奠定了基礎(chǔ)。

(2)利用有限元技術(shù)，模擬分析原始方案中主、副車架在顛簸試驗(yàn)過程中的失效模式和斷裂先后次序，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，主車架安全系數(shù)提升33%，副車架安全系數(shù)提升49%。

(3)通過重建物理樣機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性，為其他車型優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。