半挂牵引车车架强度的有限元分析
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2 载荷与工况的确定
2. 1 载荷条件的确定 车辆满载时作用于车架上的载荷包括动力总成
和驾驶室及乘员以及来自于挂车鞍座处的挂车载荷 。 在计算过程中 ,将车架质量平均分配到各单元上 ;其 中动力总成为 5 000 N、驾驶室及乘员共重 5 000 N ,这 两个力分别按照安装位置分配到相应的支承节点上 ; 挂车载荷为 227 500 N,此载荷通过挂车鞍座施加给 牵引车车架 ,应将其分解为两个集中力和力矩分别作 用到鞍座左右两孔中心处 ,如图 2所示。
D ong Z henguo, L iu D aw ei, Yan T iany i, Chen B ingcong (Automobile Engineering Department Q ingdao University , Q ingdao 266071, China)
A b s tra c t: In this study, the finite element model of the frame in a sem i2trailing tractor was realistically constructed,
4螺栓连接变成 6螺栓连接 ;将两边的外侧翼板向前 延长到第 3横梁前面 ,共加长 710 mm。 1. 2 模型的建立
传统的车架有限元分析一般将车架简化成空间 杆系结构 ,采用梁单元进行模拟 。该方法计算速度 快 ,所需计算机资源较少 ,能粗略地反映车架整体的 应力水平及其分布情况 ,适合初步选择设计方案 。 为能反映结构真实情况和分析精度 ,现大多采用板 壳单元 。该方法虽然前处理工作量大 ,所需的计算 机资源较大 ,但适合对于已经选定的设计方案进行 分析 。因本文是针对某半挂牵引车车架改进前后进 行分析 ,所以采用的是板壳单元进行模拟 。在划分 网格时 ,考虑到计算机效率和计算精度 ,对车架的纵 梁 、横梁和侧翼板等采用边长 30 mm 的四边形壳单 元 ;对于板簧吊耳则用边长为 20 mm 的四面体单元 进行划分 ;对车架的铆钉连接以及螺栓连接全部采 用刚性单元模拟 。
60
拖拉机与农用运输车 第 4期 2005年 8月
簧相比刚度很大 ,所以可以忽略它对结构分析的影 响 ,此时钢板弹簧可以用 2个弹簧单元模拟 ,再用刚 度较大的梁单元连接两个弹簧单元 。为了模拟钢板 弹簧与车架之间的装配关系 ,使之能够相互作用 ,形 成一个整体 ,梁单元与弹簧单元的连接全部用多点 约束模拟 。为了消除车架的刚性位移 ,还应将前后 钢板弹簧中心固定 。
the stress distribution of the frame in various conditions were analyzed by using NASTRAN software. Some suggestions were p resented to help further modification of the frame.
a 原始设计有限元模型 b 改进设计有限元模型 图 1 车架的有限元模型
1. 4 计算参数 半挂牵引车车架的主体结构所采用材料是车辆
大梁专用钢 16 M nReL ,材料的物理性能为 : 弹性模 量 E = 210 000 N /mm2 ,泊松比 μ = 0. 3;材料的机械 性能为 :最小屈服强度是 355 M Pa ,最小抗拉强度是 510 MPa ,最大抗拉强度是 610 MPa 。钢板弹簧的刚度 系数 :前钢板弹簧的垂直刚度系数 K前 = 200 N /mm,后 钢板弹簧的垂直刚度系数 K后 = 2 200 N /mm。
拖 拉 机 与 农 用 运 输 车
第 4期 2005年 8月 Tractor & Farm Transporter
59百度文库
半挂牵引车车架强度的有限元分析
董振国 刘大维 严天一 陈秉聪
(青岛大学车辆工程系 青岛 266071)
5)爬坡工况 。用来模拟车辆满载通过一段坡度 为 30°的道路时的工况 ,由于此时车辆一般要挂低挡 行驶 ,车速不是很快 ,所以动载系数取 1. 5。
3 计算结果与分析
半挂牵引车车架强度的有限元计算结果如图 3 所示 。由图 3可知 ,原始设计方案和改进设计方案 在不同工况下主要应力集中部位都在侧翼板前部的
Ke ywo rd s: Sem i2trailing tractor, Frame, Strength, Finite element analysis
半挂牵引车在公路运输中占有很大的份额 ,欧 美等发达国家长途货运几乎都由它完成 。目前在我 国半挂牵引车已成为重型专用汽车的第二大品种 。 半挂牵引车的车架不仅承担发动机 、底盘和牵引货 物的质量 ,而且还要承受汽车行驶过程中所产生的 各种力和力矩 。因此 ,其可靠性不仅关系到整车能 否正常行驶 ,而且还关系到整车的安全性 。本文针 对某半挂牵引车车架改进前后进行了研究 ,建立了 半挂牵引车车架的有限元模型 ,并采用 M SC公司的 大型有限元分析软件 NASTRAN 对半挂牵引车车架 进行了强度分析 ,为半挂牵引车车架的设计及改进 提供了参考依据 。
案对于车架的纵梁和车架的横梁强度都有加强 ,所 以使得各处的应力数值都有明显的降低 ,表 1 给出 了车架在上述 5种工况下的最大应力数值 。
表 1 车架在 5 种工况下的最大应力值 MPa
工况
原始设计方案 改进设计方案 应力减小幅度
静止弯曲工况
174
扭转工况
312
行驶弯曲工况
379
制动工况
4 结论
1)采用板单元建立半挂牵引车车架有限元模型
董振国等 :半挂牵引车车架强度的有限元分析
不仅可以反映车架纵梁和横梁的应力分布状况 ,而 且还可以反映车架纵梁和横梁连接部位的应力分布
61
状况 ,便于对车架结构和截面形状进行修改 ,以获得 合理的应力分布和刚度特性 。
a 原始设计方案 b 改进设计方案 图 3 车架应力分布图
3)行使弯曲工况 。在弯曲工况的基础之上 ,将 动载系数取 2. 0,此时可以用来计算车辆满载行驶 时车架的应力分布情况 。
4)制动工况 。用来模拟车辆在满载情况下的刹 车工况 ,制动距离规定为初速度为 30 km / s,制动时 间 ≤7 s ,计算得出制动加速度为 1. 2 m / s2 ,此时由 于车速不是太大 ,动载系数取 1. 5 。
2 邓楚南 ,何天明. 半挂车车架有限元强度分析. 武汉汽车工业大学 学报 , 1997 ( 2) : 10～13
3 李德信 ,吕江涛 ,应锦春. SX360 自卸车车架异常断裂原因分析. 汽车工程 , 2002 (4) : 348～352
4 周志革 ,王金刚. 轻型货车车架纵梁异常开裂原因的分析. 汽车工 程 , 2004 ( 2) : 229～232
(收稿日期 : 2005 - 04 - 08)
(编辑 姜洪君 )
(上接第 51页 )
表 4 柴油机匹配不同排气消声器时在标定工况下 各测点的声压级 dB (A )
方案 测点 ① 测点 ② 测点 ③ 测点 ④ 测点 ⑤
原消声器 100
99
101
99
101
新消声器 99. 5
2)对 5 种工况的车架强度有限元分析结果表 明 ,改进设计方案的应力分布情况较原始设计方案 更加合理 ,并且在各工况下的最大应力值都有较为 明显的减小 ,而且侧翼板向前延伸可以有效地降低 车架应力数值 。
参考文献
1 历辉. 货车车架的等效载荷简化. 汽车工程 , 1994 (5) : 310～314
图 2 车架鞍座处载荷
2. 2 计算工况的确定 在有限元分析过程中 ,为了能够全面地反映车
架在实际使用工况下应力分布情况 ,本文制定了以 下 5种工况条件 :
1)静止弯曲工况 。此工况用来计算车辆满载静 止时的应力分布 ,此时动载系数取 1. 0 。
2)扭转工况 。车辆满载匀速驶过一个有凸台的 路面 ,此时 1个前轮上凸台 ,其余 3个车轮处于同一 水平路面上 ,凸台高度按 50 mm 计算 ,此时应约束 处于同一水平路面上的 3 个车轮的竖直位移 ,给上 凸台的车轮加 50 mm 的竖直向上强制位移 。
摘要 :针对某半挂牵引车车架建立了有限元分析模型 ,并应用 NASTRAN 有限元分析软件对各种工况下的车架 强度进行了有限元分析 ,为半挂牵引车车架的设计及改进提供了参考依据 。
关键词 :半挂牵引车 车架 强度 有限元
F in ite E lem e n t Ana lys is fo r the F ram e o f a S em i2tra iling Tra c to r
整机声功率级 Lw / dB (A )
114
229. 9 4. 2
101 13 0. 38 2. 9 234. 1 3. 1 1. 8 100. 1 107. 9
99. 5 14. 5 0. 25 1. 9 233. 0
1. 3 98. 6 106. 4
图 3 ZH1110 型柴油机排气噪声频谱
2)新设计的消声器和原消声器相比 ,消声性能 明显提高 (标定工况下衰减量 15 dB (A )左右 ) ,整机 噪声下降 1. 6 dB (A ) ,大大低于 GB14097 - 1999《中 小功率柴油机噪声限值 》所规定的指标 ,其动力性经 济性也有所改善 ,功率损失 ≤2% ,燃油消耗率增加 ≤1. 3%。
97
99. 5
97. 5
99
表 5 ZH1110 柴油机消声器台架试验对比数据
项 目
无消声器 原消声器 新消声器
测点 ③处总的声压级 / dB (A ) 消声器的衰减量 ΔL / dB (A )
功率损失 / kW
功率损失百分比 / %
标定工况燃油消耗率 /〔g· ( kW ·h) - 1 〕 燃油消耗率增加值 /〔g· ( kW ·h) - 1 〕 燃油消耗率增加百分数 /% 整机噪声 5 点 加 权 平 均 声压级 / dB (A )
车架有限元模型如图 1 所示 ,图中原始设计方 案的节点数目为 157 218 个 , 单元数目为 159 317 个 ;改进设计方案的节点数目为 157 895个 ,单元数 目为 145 888个 。 1. 3 边界条件的处理
半挂牵引车车架是通过悬架 、车轮支撑在路面 上 ,为得到半挂牵引车在实际使用过程中的真实应 力分布状况 ,必须考虑悬挂系统的变形情况 ,将悬挂 系统与车架组合起来进行分析 。因为轮胎与钢板弹
1 有限元分析
1. 1 车架结构 半挂牵引车车架采用边梁式车架结构 ,主要由 2
根主纵梁、2根副纵梁、5根横梁组成 ,整个车架是一 个 前宽后窄的变宽结构 。原始设计方案主纵梁长为 6 750 mm ,高度为 300 mm,在主纵梁内部铆接有厚为 5 mm的副纵梁 ;横梁高为 220 mm,宽为 130 mm,采用 槽形截面 ,横梁与纵梁采用直径为 22 mm的铆钉进行 连接 。为了增加车架强度同时为了便于固定挂车鞍 座 ,在第 5横梁两侧纵梁上铆接有厚度为 8 mm 的侧 翼板 。改进设计方案在原方案的基础上将纵梁的高 度加大 20 mm ,将各横梁的高度加大 20 mm ,宽度加 大 35 mm ,并且第 3、第 4横梁与纵梁的连接由原来的
277
爬坡工况
275
116
33%
198
36%
262
31%
192
31%
189
31%
由表 1可知 ,在改进设计方案中 ,车架的危险部 位应力数值比原始设计方案应力数值减小幅度都在
30%以上 ,可见改进设计方案对于降低车架应力方 面有明显的的效果 。改进设计方案在不同工况下最
大应力都比材料的最小屈服强度小很多 ,可见车架 强度满足要求 。
第 1螺栓连接处 (危险位置 Ⅰ)和前钢板弹簧后吊耳 固定处 (危险位置 Ⅱ) ,并且改进设计中侧翼板前部 的第 1螺栓连接处的应力集中部位随着侧翼板向前 的延伸而前移 (图 3b) 。由图 3b可以看出改进设计 方案与原始设计方案相比 ,应力分布向前移动 ,使得 纵梁上的应力分布更加合理 。同时由于改进设计方
2. 1 载荷条件的确定 车辆满载时作用于车架上的载荷包括动力总成
和驾驶室及乘员以及来自于挂车鞍座处的挂车载荷 。 在计算过程中 ,将车架质量平均分配到各单元上 ;其 中动力总成为 5 000 N、驾驶室及乘员共重 5 000 N ,这 两个力分别按照安装位置分配到相应的支承节点上 ; 挂车载荷为 227 500 N,此载荷通过挂车鞍座施加给 牵引车车架 ,应将其分解为两个集中力和力矩分别作 用到鞍座左右两孔中心处 ,如图 2所示。
D ong Z henguo, L iu D aw ei, Yan T iany i, Chen B ingcong (Automobile Engineering Department Q ingdao University , Q ingdao 266071, China)
A b s tra c t: In this study, the finite element model of the frame in a sem i2trailing tractor was realistically constructed,
4螺栓连接变成 6螺栓连接 ;将两边的外侧翼板向前 延长到第 3横梁前面 ,共加长 710 mm。 1. 2 模型的建立
传统的车架有限元分析一般将车架简化成空间 杆系结构 ,采用梁单元进行模拟 。该方法计算速度 快 ,所需计算机资源较少 ,能粗略地反映车架整体的 应力水平及其分布情况 ,适合初步选择设计方案 。 为能反映结构真实情况和分析精度 ,现大多采用板 壳单元 。该方法虽然前处理工作量大 ,所需的计算 机资源较大 ,但适合对于已经选定的设计方案进行 分析 。因本文是针对某半挂牵引车车架改进前后进 行分析 ,所以采用的是板壳单元进行模拟 。在划分 网格时 ,考虑到计算机效率和计算精度 ,对车架的纵 梁 、横梁和侧翼板等采用边长 30 mm 的四边形壳单 元 ;对于板簧吊耳则用边长为 20 mm 的四面体单元 进行划分 ;对车架的铆钉连接以及螺栓连接全部采 用刚性单元模拟 。
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拖拉机与农用运输车 第 4期 2005年 8月
簧相比刚度很大 ,所以可以忽略它对结构分析的影 响 ,此时钢板弹簧可以用 2个弹簧单元模拟 ,再用刚 度较大的梁单元连接两个弹簧单元 。为了模拟钢板 弹簧与车架之间的装配关系 ,使之能够相互作用 ,形 成一个整体 ,梁单元与弹簧单元的连接全部用多点 约束模拟 。为了消除车架的刚性位移 ,还应将前后 钢板弹簧中心固定 。
the stress distribution of the frame in various conditions were analyzed by using NASTRAN software. Some suggestions were p resented to help further modification of the frame.
a 原始设计有限元模型 b 改进设计有限元模型 图 1 车架的有限元模型
1. 4 计算参数 半挂牵引车车架的主体结构所采用材料是车辆
大梁专用钢 16 M nReL ,材料的物理性能为 : 弹性模 量 E = 210 000 N /mm2 ,泊松比 μ = 0. 3;材料的机械 性能为 :最小屈服强度是 355 M Pa ,最小抗拉强度是 510 MPa ,最大抗拉强度是 610 MPa 。钢板弹簧的刚度 系数 :前钢板弹簧的垂直刚度系数 K前 = 200 N /mm,后 钢板弹簧的垂直刚度系数 K后 = 2 200 N /mm。
拖 拉 机 与 农 用 运 输 车
第 4期 2005年 8月 Tractor & Farm Transporter
59百度文库
半挂牵引车车架强度的有限元分析
董振国 刘大维 严天一 陈秉聪
(青岛大学车辆工程系 青岛 266071)
5)爬坡工况 。用来模拟车辆满载通过一段坡度 为 30°的道路时的工况 ,由于此时车辆一般要挂低挡 行驶 ,车速不是很快 ,所以动载系数取 1. 5。
3 计算结果与分析
半挂牵引车车架强度的有限元计算结果如图 3 所示 。由图 3可知 ,原始设计方案和改进设计方案 在不同工况下主要应力集中部位都在侧翼板前部的
Ke ywo rd s: Sem i2trailing tractor, Frame, Strength, Finite element analysis
半挂牵引车在公路运输中占有很大的份额 ,欧 美等发达国家长途货运几乎都由它完成 。目前在我 国半挂牵引车已成为重型专用汽车的第二大品种 。 半挂牵引车的车架不仅承担发动机 、底盘和牵引货 物的质量 ,而且还要承受汽车行驶过程中所产生的 各种力和力矩 。因此 ,其可靠性不仅关系到整车能 否正常行驶 ,而且还关系到整车的安全性 。本文针 对某半挂牵引车车架改进前后进行了研究 ,建立了 半挂牵引车车架的有限元模型 ,并采用 M SC公司的 大型有限元分析软件 NASTRAN 对半挂牵引车车架 进行了强度分析 ,为半挂牵引车车架的设计及改进 提供了参考依据 。
案对于车架的纵梁和车架的横梁强度都有加强 ,所 以使得各处的应力数值都有明显的降低 ,表 1 给出 了车架在上述 5种工况下的最大应力数值 。
表 1 车架在 5 种工况下的最大应力值 MPa
工况
原始设计方案 改进设计方案 应力减小幅度
静止弯曲工况
174
扭转工况
312
行驶弯曲工况
379
制动工况
4 结论
1)采用板单元建立半挂牵引车车架有限元模型
董振国等 :半挂牵引车车架强度的有限元分析
不仅可以反映车架纵梁和横梁的应力分布状况 ,而 且还可以反映车架纵梁和横梁连接部位的应力分布
61
状况 ,便于对车架结构和截面形状进行修改 ,以获得 合理的应力分布和刚度特性 。
a 原始设计方案 b 改进设计方案 图 3 车架应力分布图
3)行使弯曲工况 。在弯曲工况的基础之上 ,将 动载系数取 2. 0,此时可以用来计算车辆满载行驶 时车架的应力分布情况 。
4)制动工况 。用来模拟车辆在满载情况下的刹 车工况 ,制动距离规定为初速度为 30 km / s,制动时 间 ≤7 s ,计算得出制动加速度为 1. 2 m / s2 ,此时由 于车速不是太大 ,动载系数取 1. 5 。
2 邓楚南 ,何天明. 半挂车车架有限元强度分析. 武汉汽车工业大学 学报 , 1997 ( 2) : 10～13
3 李德信 ,吕江涛 ,应锦春. SX360 自卸车车架异常断裂原因分析. 汽车工程 , 2002 (4) : 348～352
4 周志革 ,王金刚. 轻型货车车架纵梁异常开裂原因的分析. 汽车工 程 , 2004 ( 2) : 229～232
(收稿日期 : 2005 - 04 - 08)
(编辑 姜洪君 )
(上接第 51页 )
表 4 柴油机匹配不同排气消声器时在标定工况下 各测点的声压级 dB (A )
方案 测点 ① 测点 ② 测点 ③ 测点 ④ 测点 ⑤
原消声器 100
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101
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101
新消声器 99. 5
2)对 5 种工况的车架强度有限元分析结果表 明 ,改进设计方案的应力分布情况较原始设计方案 更加合理 ,并且在各工况下的最大应力值都有较为 明显的减小 ,而且侧翼板向前延伸可以有效地降低 车架应力数值 。
参考文献
1 历辉. 货车车架的等效载荷简化. 汽车工程 , 1994 (5) : 310～314
图 2 车架鞍座处载荷
2. 2 计算工况的确定 在有限元分析过程中 ,为了能够全面地反映车
架在实际使用工况下应力分布情况 ,本文制定了以 下 5种工况条件 :
1)静止弯曲工况 。此工况用来计算车辆满载静 止时的应力分布 ,此时动载系数取 1. 0 。
2)扭转工况 。车辆满载匀速驶过一个有凸台的 路面 ,此时 1个前轮上凸台 ,其余 3个车轮处于同一 水平路面上 ,凸台高度按 50 mm 计算 ,此时应约束 处于同一水平路面上的 3 个车轮的竖直位移 ,给上 凸台的车轮加 50 mm 的竖直向上强制位移 。
摘要 :针对某半挂牵引车车架建立了有限元分析模型 ,并应用 NASTRAN 有限元分析软件对各种工况下的车架 强度进行了有限元分析 ,为半挂牵引车车架的设计及改进提供了参考依据 。
关键词 :半挂牵引车 车架 强度 有限元
F in ite E lem e n t Ana lys is fo r the F ram e o f a S em i2tra iling Tra c to r
整机声功率级 Lw / dB (A )
114
229. 9 4. 2
101 13 0. 38 2. 9 234. 1 3. 1 1. 8 100. 1 107. 9
99. 5 14. 5 0. 25 1. 9 233. 0
1. 3 98. 6 106. 4
图 3 ZH1110 型柴油机排气噪声频谱
2)新设计的消声器和原消声器相比 ,消声性能 明显提高 (标定工况下衰减量 15 dB (A )左右 ) ,整机 噪声下降 1. 6 dB (A ) ,大大低于 GB14097 - 1999《中 小功率柴油机噪声限值 》所规定的指标 ,其动力性经 济性也有所改善 ,功率损失 ≤2% ,燃油消耗率增加 ≤1. 3%。
97
99. 5
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表 5 ZH1110 柴油机消声器台架试验对比数据
项 目
无消声器 原消声器 新消声器
测点 ③处总的声压级 / dB (A ) 消声器的衰减量 ΔL / dB (A )
功率损失 / kW
功率损失百分比 / %
标定工况燃油消耗率 /〔g· ( kW ·h) - 1 〕 燃油消耗率增加值 /〔g· ( kW ·h) - 1 〕 燃油消耗率增加百分数 /% 整机噪声 5 点 加 权 平 均 声压级 / dB (A )
车架有限元模型如图 1 所示 ,图中原始设计方 案的节点数目为 157 218 个 , 单元数目为 159 317 个 ;改进设计方案的节点数目为 157 895个 ,单元数 目为 145 888个 。 1. 3 边界条件的处理
半挂牵引车车架是通过悬架 、车轮支撑在路面 上 ,为得到半挂牵引车在实际使用过程中的真实应 力分布状况 ,必须考虑悬挂系统的变形情况 ,将悬挂 系统与车架组合起来进行分析 。因为轮胎与钢板弹
1 有限元分析
1. 1 车架结构 半挂牵引车车架采用边梁式车架结构 ,主要由 2
根主纵梁、2根副纵梁、5根横梁组成 ,整个车架是一 个 前宽后窄的变宽结构 。原始设计方案主纵梁长为 6 750 mm ,高度为 300 mm,在主纵梁内部铆接有厚为 5 mm的副纵梁 ;横梁高为 220 mm,宽为 130 mm,采用 槽形截面 ,横梁与纵梁采用直径为 22 mm的铆钉进行 连接 。为了增加车架强度同时为了便于固定挂车鞍 座 ,在第 5横梁两侧纵梁上铆接有厚度为 8 mm 的侧 翼板 。改进设计方案在原方案的基础上将纵梁的高 度加大 20 mm ,将各横梁的高度加大 20 mm ,宽度加 大 35 mm ,并且第 3、第 4横梁与纵梁的连接由原来的
277
爬坡工况
275
116
33%
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36%
262
31%
192
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189
31%
由表 1可知 ,在改进设计方案中 ,车架的危险部 位应力数值比原始设计方案应力数值减小幅度都在
30%以上 ,可见改进设计方案对于降低车架应力方 面有明显的的效果 。改进设计方案在不同工况下最
大应力都比材料的最小屈服强度小很多 ,可见车架 强度满足要求 。
第 1螺栓连接处 (危险位置 Ⅰ)和前钢板弹簧后吊耳 固定处 (危险位置 Ⅱ) ,并且改进设计中侧翼板前部 的第 1螺栓连接处的应力集中部位随着侧翼板向前 的延伸而前移 (图 3b) 。由图 3b可以看出改进设计 方案与原始设计方案相比 ,应力分布向前移动 ,使得 纵梁上的应力分布更加合理 。同时由于改进设计方