重型牽引車低貨臺車架結構及其受力分析

干奇銀

（北京福田戴姆勒汽車有限公司技術中心，北京 101400）

0 引言

低貨臺半掛牽引車，顧名思義其牽引鞍座承載面低，可用來匹配低承載面半掛車，主要運輸挖掘機、推土機等工程設備。近年來，隨著道路條件變好以及快遞物流業的迅猛發展，低貨臺牽引車被用于運輸體積大，質量輕的貨物，且路況多為高速和一級公路。因此低貨臺牽引車在運輸業的比重逐年增加。

1 車架設計方案

低貨臺牽引車，其外觀如圖1所示。

圖1 低貨臺半掛牽引車

目前我國的低貨臺牽引車多為4×2型重型卡車，而國內主流的重卡車架，車架截面高度均在270～320mm之間，如果將其在此基礎上設計為低貨臺運輸車，根據對貨臺高度的需求反推車架縱梁高度需求為200～250mm，因此必須將車架截面變窄至200～250mm之間。這勢必影響所有與車架相關聯的系統，車架縱梁高度整體變窄后將影響車架總成的剛度，同時需要重新規劃設計平臺，設計工作量及成本投入極大。

本文通過更改普通牽引車的車架結構，使其應用于低貨臺牽引車。并通過有限元分析，對車架的薄弱區域進行加強，優化設計[1-2]。

如果在原車架基礎上，對后橋處的車架縱梁，做局部弧面壓型處理，如圖2所示.縱梁的主體截面高度不變，僅對車架后部的模具作調整即可，投入小，設計和生產周期短。為普通的重卡車架轉為低貨臺車架提供技術支持。

圖2 車架弧面壓型

2 車架變更結構校核

做弧面壓型的目的是為后橋提供跳動空間。弧面壓型結構在設計時要避讓開前后空氣懸架，并保證后橋跳動至極限位置時，不會與弧面變形處產生干涉。

以某截面為285mm的車架為設計原型，在其后懸架處做弧面壓型設計。壓型深度為45mm，總行程h=90mm（氣囊懸架的跳動行程要求h≥65mm，h值較大可獲得較大的舒適性），完全可滿足后橋的跳動量，并為空氣懸架的設計提供了足夠的空間，此方案在結構上完全可行。此時，需要對車架的強度做有限元分析，并對其受力較強的區域做加強方案，以滿足整車工況的需求[3-5]。

3 車架受力有限元分析條件設定

采用Hypemesh軟件對車架做有限元前處理，劃分網格，采用軟件對車架做有限元分析。

3.1 CAE分析參數設定

將該結構經過CAE分析，并和原成熟結構相比較。材質及其參數設定如表1：

表1 車架材質及參數設定

3.2 CAE分析工況設定

根據笛卡爾坐標系，設定分析坐標：

車輛行進方向為X向，向后為正；

車輛左右側方向為Y向，右側為正；

高度方向為Z向，向上為正。

工況加載，對改進后的結構進行沖擊、極限轉向、扭轉、制動、疲勞等幾方面的分析。

其中設定參數為：

（1）沖擊及彎曲工況：Z=[-0.4g,-1.6g]；

（2）轉彎工況：Z=-1g，Y=[0.4g,0.4g]；

（3）扭轉工況：Z=[-150,150]，即車架左右側在-150mm至150mm，上下來回扭轉；

（4）其余同靜態工況。

4 CAE仿真結果分析

4.1 扭轉工況應力云圖

通過CAE分析，扭轉工況為其危險工況，其仿真分析為判定優化結果的關鍵依據。經過分析，應力最大出現在第三橫梁和弧面壓型后端處，仿真云圖如圖3所示：

圖3 車架及其應力較大處的仿真云圖

4.2 扭轉工況疲勞仿真云圖

經過計算，扭轉工況為其危險工況，根據設計原則，在該極端工況下，能承受30萬次以上的反復測試，可認定為符合設計要求。即車架能夠經受住，左右側在Z=-150mm至150mm來回扭轉的工況，30萬次以上。車架的最弱點亦出現在第三橫梁和弧面壓型后端處，如圖4所示：

圖4 車架扭轉工況下疲勞壽命云圖（圖中數值單位均為：百萬次）

針對以上分析結果，對應力較大處做加強處理。在車架薄弱點增加一層5mm厚的加強板。如圖5所示：

圖5 車架加強方案

4.3 仿真對比分析

經過加強之后，車架應力及壽命的仿真結果提升明顯。除此之外，該分析結果還和其基礎車架結構（未做弧面壓型）的受力相比較。仿真分析值應優于或不能明顯劣于原結構[5]。對比結構見表2和表3所示：

表2 扭轉工況，應力仿真分析對比結果

表3 扭轉工況，耐久仿真分析對比結果

5 結論

針對以上分析得到以下結論：

（1）該車架能夠在保留原車型平臺的基礎上，通過對車架的局部更改，就能將其改為低貨臺用車架。設計工作及整體投入成本大大降低。

（2）做弧面壓型之后的車架，弧面壓型的前后變為了薄弱區域，需要對此處做加強處理。理論上加強后的結構能滿足車架的強度要求。

至截稿日起，該車架結構在試驗場通過了整車耐久試驗，未出現結構性損壞。因此，經過仿真及試驗驗證，該型式的低貨臺車架有效可靠。