果園電動履帶運輸車車架輕量化設計

范思宇， 陸華忠，2， 丘廣俊， 李　君，2， 荀　露， 王　浩

(1.華南農業大學工程學院，廣東廣州 510642； 2.華南農業大學南方農業機械與裝備關鍵技術教育部重點實驗室，廣東廣州 510642)

國內外不少學者開展了汽車、農用車的車架輕量化研究，提出了多種優化方法。趙韓等利用ANSYS軟件對半掛車車架進行輕量化研究，質量最大降幅可達25.5%[1]。吳偉斌等對輪式山地運輸機車架進行輕量化設計，通過改變橫梁結構及板厚，在滿足功能的條件下質量減輕12.4%[2]。也有文獻利用尺寸優化方法對空投越野車、手扶電力驅動車、賽車及礦用車等的車架進行輕量化設計，設計后的車架質量均有大幅減輕[3-6]。

履帶運輸車在果園有較好的通過性，采用電驅動的履帶運輸車相比傳統的內燃機履帶運輸車在振動噪聲控制、裝備智能化及生態環保等方面具有一定的優勢。因此，根據電動履帶運輸車的總體設計要求，對車架進行合理的輕量化設計具有重要的意義。

目前，對于電動履帶底盤車架的輕量化設計研究較少。本研究基于果園電動履帶運輸車的底盤設計要求，構建車架有限元分析模型，采用結構優化的方法對車架進行輕量化設計，以期為果園電動履帶運輸車的輕量化設計提供參考。

1　電動履帶底盤車架的有限元建模

1.1　有限元分析模型的建立

本研究以華南農業大學自主研發的果園電動履帶運輸車為研究對象，該車采用雙電動機(常州永沛機電技術有限公司生產的YP100-B5型永磁無刷直流電機，電壓72 V，額定功率3 kW)進行驅動，動力電池組由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，車架凈質量97 kg。該車有10個承重輪，為了防止行駛過程中承重輪脫軌，在承重輪的間隙添加8個防脫軌輪。45Mn 碳素鋼的力學特性如表1所示。

表1　45Mn碳素鋼的力學特性

采用SolidWorks軟件對該電動履帶運輸車的車架進行建模，按照實際測得的車架各部分尺寸建立的實體三維模型如圖1所示。將三維模型導入到ANSYS Workbench軟件中，導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：彎曲工況和扭轉工況[2，7-8]。彎曲工況是指車架在滿載狀態下靜止于水平路面，車架受到彎曲應力。扭轉工況是指車輛行駛過程中單邊車輪懸空時車架的受力情況，在本研究中指的是左側履帶接地而右側履帶只有1個承重輪接地。

本研究將車架所受外載荷，根據實際接觸面積簡化為等效面載荷加載到車架相應位置。車架凈質量通過設置車架材料為45 Mn碳素鋼及添加重力加速度的形式體現[9-10]。由于模型忽略了一些次要幾何特征，因此車身質量載荷為943.6 N，相較于實際的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　靜力學分析

根據該模型受力特點，選擇SOLID95單元[7]，該單元每個節點對應3個方向自由度，且允許有不規則形狀存在，對于曲線邊界的模型能很好地適應，可以較為準確地反映車架受

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個節點、77 056個單元。由圖3可知，滿載彎曲工況時，計算得出的最大應力為56.07 MPa，最大變形量為0.27 mm，均發生在連接車架與兩側履帶總承的橫梁截面處。由圖4可知，滿載扭轉工況時，計算得出的最大應力為266.27 MPa，最大變形量為1.35 mm，發生在連接車架與右側履帶總承橫梁處。反之，最大應力將出現在左側。

1.4　有限元分析模型的驗證

靜態電測試驗的原理為在構件表面粘貼電阻式應變片，當構件變形時使得應變片的電阻值發生變化，通過數據分析儀獲得電壓或電流的變化值，由記錄儀進行記錄即可獲得該處的應力值，通過該試驗可以驗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力圖，在應力較大處即車架左右2根橫梁處，選取6個測試點粘貼電阻式應變片[2，7]。試驗采用的主要儀器為由北京東方振動和噪聲技術研究所提供的DASP軟件，INV-1861應變調理儀、INV-3081C系統智能信號采集處理分析儀，以及規格為120-3AA的通用箔式電阻應變片。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力較大。因此，在圖5中所示的6個測試點處粘貼應變片。通過測得的應變值即可得到各測點的應力值。

由表3可知，各測試點應變的測試值與計算值的相對誤差均小于20%，證明了上述有限元模型的正確性。相對誤差較大的原因主要為有限元模型的簡化及網格劃分精度與實際車架受力存在一定誤差，測試點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的影響，使得第4、第5測試點處的應變片與梁的結合度較差，導致了這2個點的相對誤差較大。

2　車架輕量化設計

2.1　輕量化設計的結果

由靜力學分析結果可知，該果園電動履帶式運輸車的底層車架與頂層車架相比，除了在與兩側履帶總承連接橫梁處及梁焊接處應力較大外，其余大部分位置應力普遍較小，而頂層車架應力集中卻不明顯，表明底層車架存在應力分布不均勻的現象，其原因是電動履帶運輸車的動力電池組與電動機等驅動部件均放置于底層車架上。因此，將底層車架橫梁區域設置為優化區域，兩側縱梁設置為非優化區域[11-12]，把與底層區域大小相等的整塊板作為優化對象，以最大應力、應變為目標函數，一般選取減少優化區域體積比例的70%～80%為約束條件[2，8]，本研究選擇70%。同時考慮到輕量化設計前車架存在應力分布不均勻的現象，加載“1.3”節中滿載彎曲工況時相同載荷，設置收斂公差為0.000 1，整個優化過程經過21次迭代。

表3　各測試點應變的測試值與計算值

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

2.2　輕量化設計結果的有限元校核

在相同載荷條件下，對輕量化后的車架進行滿載彎曲工況及滿載扭轉工況時的有限元校核。由圖8可知，輕量化后車架在滿載彎曲工況下最大應力為121.47 MPa，最大形變為0.59 mm，均發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工況下最大應力為339.31 MPa，最大變形量為1.66 mm，發生在連接車架與右側履帶總承橫梁處。反之，最大應力將出現在左側。

由表4可知，輕量化后車架的整體體積減小8.22%、質量減輕8.82%。輕量化后車架在滿載彎曲工況及滿載扭轉工況下應力分布更加均勻，最大應力及最大應變比輕量化前均有大幅度提高。在滿載扭轉工況下的最大應力值為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，但其安全系數為1.10，仍在可以接受的范圍內。

2.3　輕量化前后車架模態分析及對比

車架是由無數個固有振型的多自由度彈性系統組成，對車架進行模態分析可以得到車架對激振力的響應效果，可以避免車架共振對行駛安全的影響，對車架進行模態分析在設計改進的過程中具有重要的指導意義[14-15]。由表5可知，經輕量化設計后，車架結構的各階模態頻率均有所提升，其原因是與原車架結構相比增加了梁的數量，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導致車架共振造成車架行駛性能下降現象的發生，且進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對比

注：變化率為正值表示增大，變化率為負值表示減小。下表同。

表5　輕量化前后車架頻率對比

3　結論與討論

建立了果園電動履帶底盤車架的有限元模型，靜態電測試驗結果驗證了所構建模型的可行性。通過對車架進行輕量化設計，使其在滿足強度、剛度的條件下，質量降幅為8.82%，較好地達到了輕量化的目標。運用有限元模態分析的方法對輕量化前后車架結構的各階頻率進行了對比分析，結果表明，經過輕量化設計后車架結構的各階頻率均有所提升。其中，一階頻率提高了 11.81%，進一步提升了底盤的行駛性能。

本研究僅基于靜力學及模態分析對電動履帶運輸車車架進行輕量化設計，由于果園作業條件較為惡劣，履帶車在實際行駛過程中易受到慣性動載荷的影響。后續可以結合動力學仿真，模擬實際行駛中受慣性動載荷的情況，進一步深入研究。

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