低平板半挂车车架及前悬支架的有限元分析*

侯培海

（中航工业安徽开乐专用车辆股份有限公司）

低平板运输半挂车工作环境恶劣，载荷复杂，一方面承受车身附件及货物质量，另一方面通过悬架装置接受不同道路系统的各种载荷及激励。当汽车以不同车速在不同路况下行驶时，车身承受着对称的垂直动载荷及非对称动载荷。当一侧车轮遇到障碍时，车架将产生扭曲变形加剧汽车各个部件的振动[1-2]。因此，对低平板半挂车车架及前悬支架进行深入地研究和探讨，有利于降低汽车的振动、改善行驶安全性、提高产品的设计水平及核心竞争力。文章基于已有研究成果[3]，考虑半挂车结构、载荷及路况等因素，借助有限元分析方法，详细介绍了低平板半挂车车架及前悬支架的断裂形式，并给出改进建议，为低平板半挂车的设计研发及安全运行提供了理论支持和保障。

1 车架强度分析

1.1 车架结构及特点

半挂车车架结构为低平凹梁式，挂车中部有凹槽停放工程设备，后尾设有爬梯装置，供工程车从后尾爬上半挂车。车架采用16Mn 低合金钢，悬架系统为串联式悬架，10 片钢板弹簧。车架纵梁总成采用工字型结构，边梁采用18#槽钢，横梁采用10#槽钢，底板采用3 mm花纹板。底板及爬梯上焊装防滑条，可以防止工程车履带在底板上打滑，半挂车结构，如图1所示。

1.2 边界条件及载荷

半挂车通过牵引销与牵引车连接，因此，约束牵引销座处X，Y，Z 方向的平移自由度、X，Z 方向的旋转自由度以及悬架系统的全部自由度。整车设计载荷为30 t，按照均布载荷的方式施加在底板上，分析工况为汽车满载匀速直线运行。

1.3 计算结果与分析

经计算得到半挂车车架结构的位移云图，最大位移17.6 mm，如图2所示。车架应力集中区域为鹅颈处、前后平台连接处以及前悬支架与下翼板连接处，最大应力值分别为 163.5，172.3，190.6 MPa，如图 3所示。

由分析结果可知，应力集中区域及车架薄弱处的最大应力为190.6 MPa，远小于材料屈服极限345 MPa。因此，满载工况下车架的强度满足设计要求。为防止应力集中区域的疲劳失效，在加工制造时，应着重关注这些区域的焊接质量。

2 悬挂支架强度分析

悬挂支架在交变载荷的反复作用下，会产生裂纹并导致断裂。因此，需要分析极限载荷工况下悬挂支架的强度及可能存在的断裂形式。由整车静强度分析可知，前悬支架处的应力值最大，因此，只需研究前悬支架的断裂形式。

2.1 前悬支架的载荷分析

GB-1589 规定半挂车三轴悬架单桥最大载荷不得超过13 000 kg。按此极限工况，由静力学原理可求得各支架弧形块处的载荷，由于每根桥上装有两套钢板弹簧，因此每套钢板弹簧承受的载荷为6 500 kg。钢板弹簧的两端分别连接前支架的弧形块和平衡梁的弧形块；因此可以得出前支架及平衡梁的弧形块所承受载荷分别为3 250 kg，方向为弧形块弧面的法向。图4 示出半挂车前悬支架结构图，图5 示出前悬支架有限元模型图。

在制动工况下，由文献[2]可知，车轮滑动率s=15%～20%时，所受制动力最大，拉杆对悬架支架的推力也最大，此时的附着系数μ=0.9。

悬挂支架所受拉杆的推力（F/N）方向为顺拉杆，大小为：

式中：m——整车质量，kg；

g——重力加速度，取9.8 m/s2；

b——载荷分配系数，取0.6；

n——拉杆个数，取6。

2.2 计算结果与分析

图6 示出半挂车前悬支架的应力云图。由图6 分析可知，前悬支架的最大应力为259.2 MPa，发生在前支架上端与下翼板的连接处；扭力杆座与侧板连接处的应力值为257.1 MPa。图7 示出半挂车前悬支架位移云图。最大位移发生在扭力杆座的下端，位移值为0.348 mm。

分析结果表明：前悬支架的最大应力低于钢材的屈服极限，位移也不大，因此不会发生强度和刚度的破坏。为防止局部结构的疲劳破坏，应重点检查应力集中区域的焊接质量及消除焊接残余应力。

3 结论

通过对低平板运输半挂车车架及前悬支架的有限元分析，找出设计、制造与使用过程中的薄弱环节，并提出相应改进建议和措施，消除了汽车运行过程中的安全隐患，为汽车安全稳定的运行提供保障。