SGA92150型半挂车车架的结构设计与强度和刚度分析

D01:10.13374.ism1001053x.2007.07.位1 第29卷第7期 北京科技大学学报 Vol.29 No.7 2007年7月 Journal of University of Science and Technology Beijing JuL 2007 SGA92150型半挂车车架的结构设计与 强度和刚度分析 张国芬)张文明) 孙玉亮) 董翠燕2) 1)北京科技大学土木与环境工程学院北京100032)北京首钢重型汽车制造厂，北京100043 摘要对SGA92150型半挂车车架的总体布置、纵梁、横梁，纵梁与横梁的连接等进行了设计.利用有限元软件Asys Workbench对车架进行应力和变形计算，利用Matb软件采用传统方法对纵梁进行受力分析和应力计算.结果表明车架强度 和刚度均满足要求. 关键词半挂车：车架：结构设计：强度分析：刚度分析：有限元法实体单元 分类号TD402:U469.5+3:U463.32 SGA92150型半挂车是笔者设计、北京首钢重 鹅颈式.为了具有足够的强度和刚度，所设计车架 型汽车制造厂2005年生产的重型运输车辆，它是迄 材料选用16Mn钢板，采用焊接式结构. 今为止国内载重量最大的半挂车，具有以下四大特 1.1总体布置 点：(1)属非公路平板运输车，适用于露天矿山运输 SGA92150型半挂车车架总体布置如图1所 大型设备，工作条件恶劣：(2)载重量大，额定载重 示，这里总体布置的几个总成是按照焊接次序分层 质量150t:(3)半挂车车架纵梁长(23m),支点跨距 的，牵引销座属于前部鹅颈总成，轮轴座属于后部轮 大(188m),货箱面积大(17mX6m):(4)半挂车车 轴座总成，牵引车通过牵引销与车架的牵引销座相 架采用变截面梁，质量轻（总质量31）.因而，半挂 连，车轮通过轮轴与车架轮轴座相连，在后面车架的 车车架的设计与普通车辆不同，需要考虑每部分应 强度和刚度计算中这两个位置是约束点.本车架纵 力和变形.而且尽可能减轻自身重量. 梁共有2根、横梁共有19根. 由于车架结构复杂，用经典力学方法分析其强 B-B 12 109 度和刚度不可能得到精确的结果.有限元法以离 13 IA可 散、逼近的灵活算法广泛地运用于结构强度和刚度 A向 分析，己成为一种常用的效果最好的结构强度和刚 度分析方法！.本文先利用有限元法计算车架的应 力和变形，然后用传统方法进行受力分析和应力计 算，并与实际使用情况对比分析车架的强度和刚度. 1 结构设计 1一前部鹅颈总成：2一前部横粱总成：3一纵梁总成：4一加强板： 5一后部轮轴座总成：6一后部横梁总成：7一尾座总成：8一尾部支 半挂车车架按纵梁形式.可分为平板式、鹅颈式 撑板：9一后部支撑板：10一轮轴座：11一前部支撑板：12一上盖 (阶梯式和凹梁式（桥式）冈.平板式承载面大、强 板：13一牵引销座 图1SG492150型半挂车车架总体布置图 度高，但车架重心高，对道路要求高：凹梁式车架重 Fig.I Layout sketch of SGA92150 semi-trailer's frame 心低，但需要一套起吊设备把物件放到半挂车上，所 以成本较高：鹅颈式具有两者的优点.可以兼顾重心 1.2纵梁 和道路两方面的要求. 纵梁是车架的主要承载部件，在半挂车行驶中 因为车架在矿山上运行，道路标准低，所以采用 受弯曲应力.为了满足半挂车非公路运输、道路条 件差等使用性能的要求，纵梁采用具有很好抗弯性 收稿日期：2006-02-12修回日期：2006-0912 能的箱形结构，纵梁断面如图2所示.上盖板是一 作者简介：张国芬(1975一），女，博士研究生：张文明(1955一），男， 块覆盖整个车架的大板，图中只截取一部分.为了 教授.博士生导师

SGA92150 型半挂车车架的结构设计与 强度和刚度分析 张国芬 1) 张文明 1) 孙玉亮 1) 董翠燕 2) 1) 北京科技大学土木与环境工程学院, 北京 100083 2) 北京首钢重型汽车制造厂, 北京 100043 摘 要 对 SGA92150 型半挂车车架的总体布置、纵梁、横梁、纵梁与横梁的连接等进行了设计.利用有限元软件 Ansys Workbench 对车架进行应力和变形计算, 利用 Matlab 软件采用传统方法对纵梁进行受力分析和应力计算.结果表明车架强度 和刚度均满足要求. 关键词 半挂车;车架;结构设计;强度分析;刚度分析;有限元法;实体单元 分类号 TD402 ;U 469.5 +3 ;U 463.32 收稿日期:2006-02-12 修回日期:2006-09-12 作者简介:张国芬( 1975—) , 女, 博士研究生;张文明( 1955—) , 男, 教授, 博士生导师 SGA92150 型半挂车是笔者设计、北京首钢重 型汽车制造厂 2005 年生产的重型运输车辆, 它是迄 今为止国内载重量最大的半挂车, 具有以下四大特 点:( 1) 属非公路平板运输车, 适用于露天矿山运输 大型设备, 工作条件恶劣;( 2) 载重量大, 额定载重 质量 150 t ;( 3) 半挂车车架纵梁长( 23 m) , 支点跨距 大( 18.8 m) , 货箱面积大( 17 m ×6 m) ;( 4) 半挂车车 架采用变截面梁, 质量轻( 总质量 31 t) .因而, 半挂 车车架的设计与普通车辆不同, 需要考虑每部分应 力和变形, 而且尽可能减轻自身重量. 由于车架结构复杂, 用经典力学方法分析其强 度和刚度不可能得到精确的结果 .有限元法以离 散、逼近的灵活算法广泛地运用于结构强度和刚度 分析, 已成为一种常用的效果最好的结构强度和刚 度分析方法[ 1] .本文先利用有限元法计算车架的应 力和变形, 然后用传统方法进行受力分析和应力计 算, 并与实际使用情况对比分析车架的强度和刚度 . 1 结构设计 半挂车车架按纵梁形式, 可分为平板式、鹅颈式 ( 阶梯式) 和凹梁式( 桥式) [ 2] .平板式承载面大 、强 度高, 但车架重心高, 对道路要求高 ;凹梁式车架重 心低, 但需要一套起吊设备把物件放到半挂车上, 所 以成本较高;鹅颈式具有两者的优点, 可以兼顾重心 和道路两方面的要求 . 因为车架在矿山上运行, 道路标准低, 所以采用 鹅颈式.为了具有足够的强度和刚度, 所设计车架 材料选用 16M n 钢板, 采用焊接式结构. 1.1 总体布置 SGA92150 型半挂车车架总体布置如图 1 所 示, 这里总体布置的几个总成是按照焊接次序分层 的, 牵引销座属于前部鹅颈总成, 轮轴座属于后部轮 轴座总成, 牵引车通过牵引销与车架的牵引销座相 连, 车轮通过轮轴与车架轮轴座相连, 在后面车架的 强度和刚度计算中这两个位置是约束点.本车架纵 梁共有 2 根 、横梁共有 19 根 . 1—前部鹅颈总成;2—前部横梁总成;3—纵梁总成;4—加强板; 5—后部轮轴座总成;6—后部横梁总成;7—尾座总成;8—尾部支 撑板;9—后部支撑板;10—轮轴座;11—前部支撑板;12—上盖 板;13—牵引销座 图 1 SGA92150 型半挂车车架总体布置图 Fig.1 Layout sketch of SGA92150 semi-trailer' s frame 1.2 纵梁 纵梁是车架的主要承载部件, 在半挂车行驶中 受弯曲应力.为了满足半挂车非公路运输、道路条 件差等使用性能的要求, 纵梁采用具有很好抗弯性 能的箱形结构, 纵梁断面如图 2 所示.上盖板是一 块覆盖整个车架的大板, 图中只截取一部分 .为了 第 29 卷 第 7 期 2007 年 7 月 北 京 科 技 大 学 学 报 Journal of University of Science and Technology Beijing Vol .29 No.7 Jul.2007 DOI :10.13374/j .issn1001 -053x.2007.07.021

第7期 张国芬等：$G492150型半挂车车架的结构设计与强度和刚度分析 745。 保证牵引装置足够的活动空间，此车架纵梁的前段 近增加了加强板；为减小局部应力集中，在一些拐角 较高，且鹅颈处设计成变截面；而后段的货箱较低， 处采用圆弧过渡.在轮轴座附近也增加了加强板 便于装卸货物，增加半挂车的稳定性.为了减轻车 (图1中轮轴座附近).由于半挂车较宽，为防止中 架的重量，纵梁后段下翼板也采用变截面. 间局部变形过大，车架的中间增加了倒T形的纵梁 加强板（图1中的加强板4）.同时还在每侧纵梁的 外侧与横梁位置对应的位置设置16对带通孔的立 板以便于穿绳固定货箱上的物品（图4(），(b)),在 两对立板之间以及车尾的纵梁外腹板与上盖板之间 增加了图4(c和(d所示的两类加强板.所有加强 板都采用点焊，以减小对纵梁和横梁的影响 1一外腹板：2一下翼板：3一内腹板：4一上盖板 图2纵梁截面示意图 Fig 2 Schematic sketch of the longitudlinal girder's cross section 纵梁鹅颈形状有平鹅颈和弧形（上翘）鹅颈两 种.平鹅颈结构适合普通公路的半挂车：而对于非 a (b) (c) (d) 公路用的半挂车，因道路条件差，半挂车相对牵引车 图4部分加强板示意图 有较大的纵向俯仰，采用弧形鹅颈较好).根据半 Fig.4 Schematic sketch of some reinforced plates 挂车的整体布局、强度和刚度计算和校核，车架采用 弧形鹅颈结构，在鹅颈下方设置了牵引板和专用的 在纵梁尾部采用图5所示的15斜面，并在横 牵引销.鹅颈形状如图3所示，上翘角Y=6°和过渡 梁焊接两对带有中100mm通孔的连接板，这样就可 圆弧R=500mm比一般非公路用半挂车的Y=4° 以在斜面搭接与之配合的专用搭接板，在圆柱销定 和R=250mm要大，从而可以保证车架有较大的俯 位车架和搭接板后，车辆等可以运动的物件就可以 通过尾部直接运动到货箱上，而不必另外使用起吊 仰和减小应力集中.美国MEGA公司生产的 ET200(载重量200t)和ET250(载重量250t)都是 设备 采用平鹅颈，纵梁采用等截面，质量大；美国 ☑1：5 T0WHAL公司生产的RGT-550(载重量550t)半 挂车是目前世界上载重量最大的半挂车，采用凹梁 式.鹅颈上翘弧度大，纵梁采用变截面.质量小：国内 120t凹式伸缩挂车采用凹梁式，在鹅颈与货台之间 图5纵梁尾部示意图 Fig 5 Schematic sketch of the longitudinal girder's end part 安装一对升降液压缸，实现货台的升高和降低，结构 复杂.总之，本车架采用变截面的鹅颈式纵梁，与 1.3横梁 国内外同类车型相比，具有重量轻、结构简单等 横梁是车架中用来连接左右纵梁，构成车架的 优点. 主要构件.横梁本身的抗扭性能及其分布直接影响 着纵梁的内应力大小及其分布 由于SGA92150型半挂车在采场运输道路上运 行，路面为砾石路面，所以必须考虑车架的抗扭能 R00 力.在车架扭转结构中，横梁是最主要的元件，采用 R500 轻而密的横梁，不但可以增加车架的扭转刚度，而且 还可以降低与横梁连接处的纵梁扭转应力？， 本车架的19根横梁，主要分为两种结构形状， 如图6所示.在鹅颈处采用箱形结构（图6(a),与 图3纵梁鹅颈示意图 鹅颈处纵梁对齐焊接：而其他的横梁采用倒T形的 Fig.3 Schematic sketch of the longitudinal girder's gooseneck 结构（图6(b).在轮轴座周围的横梁虽然形状与其 他部分一样都是倒T形，由于此处作用力大，所以 为了保证纵梁具有足够的强度，在牵引销座附 立板高度增大到与纵梁腹板一样.而且在轮轴座附

保证牵引装置足够的活动空间, 此车架纵梁的前段 较高, 且鹅颈处设计成变截面 ;而后段的货箱较低, 便于装卸货物, 增加半挂车的稳定性.为了减轻车 架的重量, 纵梁后段下翼板也采用变截面. 1—外腹板;2—下翼板;3—内腹板;4—上盖板 图 2 纵梁截面示意图 Fig.2 Schematic sketch of the longitudinal girder' s cross-section 纵梁鹅颈形状有平鹅颈和弧形( 上翘) 鹅颈两 种.平鹅颈结构适合普通公路的半挂车 ;而对于非 公路用的半挂车, 因道路条件差, 半挂车相对牵引车 有较大的纵向俯仰, 采用弧形鹅颈较好[ 3] .根据半 挂车的整体布局 、强度和刚度计算和校核, 车架采用 弧形鹅颈结构, 在鹅颈下方设置了牵引板和专用的 牵引销.鹅颈形状如图 3 所示, 上翘角 γ=6°和过渡 圆弧 R =500 mm 比一般非公路用半挂车的 γ=4° 和 R =250 mm 要大, 从而可以保证车架有较大的俯 仰和减 小应力 集中 .美国 M EGA 公司 生产 的 ET200( 载重量 200 t) 和 ET250( 载重量 250 t) 都是 采用 平 鹅颈, 纵 梁 采用 等 截 面, 质量 大 ;美 国 TOWHAL 公司生产的 RGT -550( 载重量 550 t) 半 挂车是目前世界上载重量最大的半挂车, 采用凹梁 式, 鹅颈上翘弧度大, 纵梁采用变截面, 质量小 ;国内 120 t 凹式伸缩挂车采用凹梁式, 在鹅颈与货台之间 安装一对升降液压缸, 实现货台的升高和降低, 结构 复杂[ 4] .总之, 本车架采用变截面的鹅颈式纵梁, 与 国内外同类车型相比, 具有重量轻、结构简单等 优点 . 图 3 纵梁鹅颈示意图 Fig.3 Schematic sketch of the longitudinal girder' s gooseneck 为了保证纵梁具有足够的强度, 在牵引销座附 近增加了加强板;为减小局部应力集中, 在一些拐角 处采用圆弧过渡 .在轮轴座附近也增加了加强板 ( 图 1 中轮轴座附近) .由于半挂车较宽, 为防止中 间局部变形过大, 车架的中间增加了倒 T 形的纵梁 加强板( 图 1 中的加强板 4) .同时还在每侧纵梁的 外侧与横梁位置对应的位置设置 16 对带通孔的立 板以便于穿绳固定货箱上的物品( 图 4( a) , ( b) ) , 在 两对立板之间以及车尾的纵梁外腹板与上盖板之间 增加了图 4( c) 和( d) 所示的两类加强板.所有加强 板都采用点焊, 以减小对纵梁和横梁的影响. 图 4 部分加强板示意图 Fig.4 Schematic sketch of some reinforced plates 在纵梁尾部采用图 5 所示的 1∶5 斜面, 并在横 梁焊接两对带有 100 mm 通孔的连接板, 这样就可 以在斜面搭接与之配合的专用搭接板, 在圆柱销定 位车架和搭接板后, 车辆等可以运动的物件就可以 通过尾部直接运动到货箱上, 而不必另外使用起吊 设备. 图 5 纵梁尾部示意图 Fig.5 Schematic sketch of the longitudinal girder' s end part 1.3 横梁 横梁是车架中用来连接左右纵梁, 构成车架的 主要构件.横梁本身的抗扭性能及其分布直接影响 着纵梁的内应力大小及其分布. 由于 SGA92150 型半挂车在采场运输道路上运 行, 路面为砾石路面, 所以必须考虑车架的抗扭能 力 .在车架扭转结构中, 横梁是最主要的元件, 采用 轻而密的横梁, 不但可以增加车架的扭转刚度, 而且 还可以降低与横梁连接处的纵梁扭转应力[ 5] . 本车架的 19 根横梁, 主要分为两种结构形状, 如图 6 所示.在鹅颈处采用箱形结构( 图 6( a) ) , 与 鹅颈处纵梁对齐焊接;而其他的横梁采用倒 T 形的 结构( 图 6( b) ) .在轮轴座周围的横梁虽然形状与其 他部分一样都是倒 T 形, 由于此处作用力大, 所以 立板高度增大到与纵梁腹板一样.而且在轮轴座附 第 7 期 张国芬等:SGA92150 型半挂车车架的结构设计与强度和刚度分析 · 745 ·

。746 北京科技大学学报 第29卷 近的两根横梁之间增加一块蝶形加强板（图4©）， 形状复杂，尺寸变化大，如果采用八面体或者其他精 从而轮轴座周围的应力也得到了改善 度较高的实体单元，计算开销太大，也无法适应模型 的复杂程度，而采用曲棱四面体不仅能较好适合不 a (b) 规则形状而且满足精度要求19.本车架采用10节 点二阶单元的Sold187,单元网格大小指定，此模型 共有207151个节点，116665个单元，鹅颈部分有限 元模型如图8所示. 图6横梁截面示意图 Fig.6 Schematic sketch of the crossgirder's cross-section 14纵梁与横梁的连接 纵梁与横梁的连接方式有分段焊接式和整体贯 穿式.分段焊接式结构对纵梁的强度影响不大可. 本车架有图7所示的两种分段焊接方式：横梁和纵 梁的腹板连接（图7(）)；横梁与纵梁腹板下翼板连 接（图7(b).在轮轴座前后各两根横梁采用 图8SGA92150型半挂车有限元模型 图7(b)的连接方式来提高车架的扭转刚度：其他处 Fig.8 FEA model of the SGA92150 semi-trailer 采用图7(a)的连接方式.因为采用横梁仅与纵梁的 2.2载荷和边界条件 腹板相连接，允许纵梁截面产生自由翘曲，不产生约 由于半挂车在正常使用时，前面部分经过支撑 束扭转)，满足该车架中部变形较大的要求. 在牵引销座上的牵引销和前端快换接头连接板上的 三根弹簧与牵引车相连，后面部分通过轮轴、车轮支 撑在路面上，所以对纵梁约束为：车架在对称面上采 用对称效应约束，在牵引销座孔和轮轴座孔均采用 圆柱约束 (b) 货物通过上盖板作用在车架上，因而采用上盖 板中部（即鹅颈与尾部斜面之间的部分）承受均匀载 图7横梁与纵梁的连接.(a)横梁与腹板：(b)横梁与下翼板 荷的加载方式，由于整车额定载重量为150t,所以 Fig.7 Joint of the crosgirder and longitudinal girder.(a)cross 此模型所承受的载荷为额定载重的1/2，方向垂直 girder and web:(b)crosgirder and wing plate 向下. 2.3计算结果与分析 2有限元计算和分析 分析结果包括等效应力和总变形的最大最小值 车架有限元计算大多采用梁单元和板单元网 以及其他部分点的值.对于16Mn钢，屈服极限 这种模型规模小，但计算结果不全面，也不精确，无 o,=360MPa,强度极限o=620MPa.根据文献[2] 法得到构件截面的压力分布.随着计算机性能的提 取安全系数k=1.4,所以车架的许用应力= 高及有限元软件的改进，利用三维实体单元(sod) 对车架进行全面精确的分析成为可能y.本文采用 ~257MPa. Solid单元，对SGA92150型半挂车进行分析，计算 图9是满载时车架的应力分布俯视图，图10是 出各部件的应力情况，找出薄弱环节，为车架设计提 应力分布仰视图.从图中可以看到，有限元计算得 供参考. 到的最大应力为229.106MPa,小于材料的许用应 21结构离散及有限元模型的建立 力，位置处于半挂车车架前部牵引销座附近纵梁下 由于SGA92150型半挂车车架结构左右对称， 翼板拐角处，而其他绝大部分的应力都小于 为了减小计算规模，取一半作为计算对象.首先用 100MPa,车架强度满足要求.最大应力出现在牵引 Unigra即hics建立实体模型，然后将此模型导入到 销座附近，是因为模型省略了牵引销，而模型受到扭 Ansys Workbench中建立有限元模型.由于车架的 转作用，在实际使用中此处应力会小一些

近的两根横梁之间增加一块蝶形加强板( 图 4( e) ) , 从而轮轴座周围的应力也得到了改善. 图 6 横梁截面示意图 Fig.6 Schemati c sketch of the crossgi rder' s cross-section 1.4 纵梁与横梁的连接 纵梁与横梁的连接方式有分段焊接式和整体贯 穿式.分段焊接式结构对纵梁的强度影响不大[ 6] . 本车架有图 7 所示的两种分段焊接方式:横梁和纵 梁的腹板连接( 图 7( a) ) ;横梁与纵梁腹板下翼板连 接( 图 7 ( b ) ) .在轮轴 座前后各 两根横梁采 用 图 7( b) 的连接方式来提高车架的扭转刚度 ;其他处 采用图 7( a) 的连接方式.因为采用横梁仅与纵梁的 腹板相连接, 允许纵梁截面产生自由翘曲, 不产生约 束扭转[ 7] , 满足该车架中部变形较大的要求 . 图 7 横梁与纵梁的连接.( a) 横梁与腹板;( b) 横梁与下翼板 Fig.7 Joint of the crossgirder and longitudinal girder:( a) cross￾girder and web;( b) crossgirder and wing plate 2 有限元计算和分析 车架有限元计算大多采用梁单元和板单元 [ 8] , 这种模型规模小, 但计算结果不全面, 也不精确, 无 法得到构件截面的压力分布.随着计算机性能的提 高及有限元软件的改进, 利用三维实体单元( solid) 对车架进行全面精确的分析成为可能[ 9] .本文采用 Solid 单元, 对 SGA92150 型半挂车进行分析, 计算 出各部件的应力情况, 找出薄弱环节, 为车架设计提 供参考. 2.1 结构离散及有限元模型的建立 由于SGA92150 型半挂车车架结构左右对称, 为了减小计算规模, 取一半作为计算对象.首先用 Unigraphics 建立实体模型, 然后将此模型导入到 Ansys Workbench 中建立有限元模型.由于车架的 形状复杂, 尺寸变化大, 如果采用八面体或者其他精 度较高的实体单元, 计算开销太大, 也无法适应模型 的复杂程度, 而采用曲棱四面体不仅能较好适合不 规则形状而且满足精度要求[ 10] .本车架采用 10 节 点二阶单元的 Solid187, 单元网格大小指定, 此模型 共有207 151 个节点, 116 665 个单元, 鹅颈部分有限 元模型如图 8 所示 . 图 8 SGA92150 型半挂车有限元模型 Fig.8 FEA model of the SGA92150 semi-trailer 2.2 载荷和边界条件 由于半挂车在正常使用时, 前面部分经过支撑 在牵引销座上的牵引销和前端快换接头连接板上的 三根弹簧与牵引车相连, 后面部分通过轮轴、车轮支 撑在路面上, 所以对纵梁约束为 :车架在对称面上采 用对称效应约束, 在牵引销座孔和轮轴座孔均采用 圆柱约束. 货物通过上盖板作用在车架上, 因而采用上盖 板中部( 即鹅颈与尾部斜面之间的部分) 承受均匀载 荷的加载方式, 由于整车额定载重量为 150 t, 所以 此模型所承受的载荷为额定载重的 1/2, 方向垂直 向下. 2.3 计算结果与分析 分析结果包括等效应力和总变形的最大最小值 以及其他部分点的值 .对于 16Mn 钢, 屈服极限 σs =360 M Pa, 强度极限 σb =620M Pa .根据文献[ 2] 取安全系数 k =1.4, 所以车架的许用应力[ σ] = σs k ≈257M Pa . 图 9 是满载时车架的应力分布俯视图, 图 10 是 应力分布仰视图 .从图中可以看到, 有限元计算得 到的最大应力为 229.106 MPa, 小于材料的许用应 力, 位置处于半挂车车架前部牵引销座附近纵梁下 翼板 拐角 处, 而 其 他绝 大部 分 的应 力 都小 于 100M Pa, 车架强度满足要求 .最大应力出现在牵引 销座附近, 是因为模型省略了牵引销, 而模型受到扭 转作用, 在实际使用中此处应力会小一些 . · 746 · 北 京 科 技 大 学 学 报 第 29 卷

第7期 张国芬等：$G492150型半挂车车架的结构设计与强度和刚度分析 ·747。 纵梁为支撑在前牵引销座（车架纵梁对应点）和轮轴 座中心线上的简支梁（没有考虑横梁和加强板等附 4 件)：(2)空车时簧载重量均布在左右纵梁的全长上， 满载时装载重量也均布在车架纵梁中间（与有限元 方法位置一样)：(3)所有作用力均通过截面的弯心 图9车架应力分布俯视图（单位：MP Fig.9 Up view of the frame s stress distribution unit MPa) (局部扭转的影响忽略不计)·在图13的受力图中， Fq为簧载重量时（即空车状态下）牵引销座所受的 力，N;Fh1为簧载重量时轮轴座所受的力，N;Fe为 装载重量引起的牵引销座受力，N;F2为装载重量 引起的轮轴座所受力，N;G,为簧载重量，N;Ge为 装载重量，N;q1为簧载重量的线密度，Nmm；q2 图10车架应力分布仰视图（单位：MP) 为装载重量的线密度，N·minl;L为车架总长， Fig.10 Bottom view of the frame's stress distribution unit: MPa) mm;L1为车架前端到牵引销座中心的距离，mm: L2为牵引销座中心到轮轴座中心的距离，mm;L3 为车架前端到加载位置前端的距离，mm;L4为牵引 销座中心到加载位置后端的距离，mm. 图11车架位移变形分布俯视图（单位：mm) Fig.11 Up view of the frame's total deformation distribution (u nit mm) L % L 10 15 20 图12车架位移变形分布仰视图 0 纵粱截面在纵架轴上的位置，xm Fig 12 Bottom view of the frame's total deformation distribution 图13纵梁受力图 图11是满载时车架的位移变形分布俯视图，图 Fig.13 Longitudinal girder's force diagram 12是位移变形分布仰视图.半挂车车架纵梁的弯 曲变形，取决于纵梁刚度.此车架轴距L=18800 3.2剪力和弯矩的计算 mm,在静载情况下，根据文献3引允许纵梁的最大 根据图13可以得到空车状态下即簧载重量引 变形量为ymax=0.003L=56.4mm.从图中可以看 起的剪力Q1和弯矩M1、满载时由装载重量引起的 到有限元计算得到最大位移变形为20.423mm,小 剪力Q2和弯矩M2,以及综合受力状态的剪力Q 于允许的最大变形量，位置处于车架中前部，车架满 和弯矩M(即空车状态下簧载重量和满载时装载重 足刚度要求.从现场使用情况看，纵梁纵向变形不 量对纵梁的剪力和弯矩叠加). 超过20mm,与有限元计算结果吻合 剪力图和弯矩图分别如图14和图15所示.从 图14中可以看到牵引销座和轮轴座处的剪力大，在 3传统方法计算和分析 结构设计时这两个位置都有加强板，与结构设计一 上利用M atlab采用传统方法（车架简化为杆 致.从图15中可以看到综合弯矩最大处在距前端 件)对纵梁进行受力分析和应力计算.传统方法快 面10m处，在车架的中前部. 捷明了，且可极大地提高效率.由于传统方法对模 3.3应力计算 型进行了简化，计算结果有些误差，但基本趋势是可 由于纵梁的截面为如图2所示的箱形结构.根 信的. 据文献6,1刂抗弯截面系数W和应力6： 3.1受力分析 W=BF-(b©)h3 为了简化计算，对车架作了以下几点假设：(1) 6H =0

图 9 车架应力分布俯视图( 单位:MPa) Fig.9 Up view of the frame' s stress distribution ( unit:MPa) 图 10 车架应力分布仰视图( 单位:MPa) Fig.10 Bottom view of the frame' s stress distribution ( unit : MPa) 图 11 车架位移变形分布俯视图( 单位:mm) Fig.11 Up view of the frame' s total deformation distribution ( u￾nit:mm) 图 12 车架位移变形分布仰视图 Fig.12 Bottom view of the frame' s total deformation distribution 图 11 是满载时车架的位移变形分布俯视图, 图 12 是位移变形分布仰视图.半挂车车架纵梁的弯 曲变形, 取决于纵梁刚度 .此车架轴距 L =18 800 mm, 在静载情况下, 根据文献[ 3] 允许纵梁的最大 变形量为 y max =0.003 L =56.4 mm .从图中可以看 到有限元计算得到最大位移变形为 20.423 mm, 小 于允许的最大变形量, 位置处于车架中前部, 车架满 足刚度要求 .从现场使用情况看, 纵梁纵向变形不 超过 20 mm, 与有限元计算结果吻合 . 3 传统方法计算和分析 上利用 M atlab 采用传统方法( 车架简化为杆 件) 对纵梁进行受力分析和应力计算.传统方法快 捷明了, 且可极大地提高效率 .由于传统方法对模 型进行了简化, 计算结果有些误差, 但基本趋势是可 信的 . 3.1 受力分析 为了简化计算, 对车架作了以下几点假设:( 1) 纵梁为支撑在前牵引销座( 车架纵梁对应点) 和轮轴 座中心线上的简支梁( 没有考虑横梁和加强板等附 件) ;( 2) 空车时簧载重量均布在左右纵梁的全长上, 满载时装载重量也均布在车架纵梁中间( 与有限元 方法位置一样) ;( 3) 所有作用力均通过截面的弯心 ( 局部扭转的影响忽略不计) .在图 13 的受力图中, Fq1为簧载重量时( 即空车状态下) 牵引销座所受的 力, N ;Fh1为簧载重量时轮轴座所受的力, N ;F q2为 装载重量引起的牵引销座受力, N ;F h2为装载重量 引起的轮轴座所受力, N ;Gs 为簧载重量, N ;Ge 为 装载重量, N ;q1 为簧载重量的线密度, N·mm -1 ;q2 为装载重量的线密度, N ·min -1 ;L 为车架总长, mm ;L1 为车架前端到牵引销座中心的距离, mm ; L2 为牵引销座中心到轮轴座中心的距离, mm ;L3 为车架前端到加载位置前端的距离, mm ;L4 为牵引 销座中心到加载位置后端的距离, mm . 图 13 纵梁受力图 Fig.13 Longitudinal girder' s force diagram 3.2 剪力和弯矩的计算 根据图 13 可以得到空车状态下即簧载重量引 起的剪力 Q1 和弯矩 M1 、满载时由装载重量引起的 剪力 Q2 和弯矩 M2, 以及综合受力状态的剪力 Q 和弯矩 M( 即空车状态下簧载重量和满载时装载重 量对纵梁的剪力和弯矩叠加) . 剪力图和弯矩图分别如图 14 和图 15 所示.从 图 14 中可以看到牵引销座和轮轴座处的剪力大, 在 结构设计时这两个位置都有加强板, 与结构设计一 致 .从图 15 中可以看到综合弯矩最大处在距前端 面 10 m 处, 在车架的中前部. 3.3 应力计算 由于纵梁的截面为如图 2 所示的箱形结构, 根 据文献[ 6, 11] 抗弯截面系数 W 和应力σ: W = BH 3 -( b -δ3) h 3 6 H , σ=M W . 第 7 期 张国芬等:SGA92150 型半挂车车架的结构设计与强度和刚度分析 · 747 ·

。748 北京科技大学学报 第29卷 400 160 x=10m 300 140 gn=139.281MPa 200 100 0 Q -100 -200 -300 -400 -20 -500L4 0 5 1015 20 25 0 5 1015 20 25 纵粱截面在纵梁轴上的位置，xm 纵梁截面在纵梁轴上的位置，xm 图16纵梁应力图 图14纵梁剪力图 Fig.16 Longitudinal girder's stress diagram Fig 14 Longitudinal girder's shear force diagram 梁采用19根轻而密的横梁增加了车架的扭转钢刚度， 2.5 降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力：纵梁与横梁 x=10m 2.0 M.m=2.033 MN.m 的连接采用分段焊接式，减小横梁对纵梁强度的影 M. 响：同时在牵引销座和轮轴座以及横梁中部等位置 1.5 增加了加强板来减小应力.与ET200、ET250和 1.0 RGT一550等国内外同类半挂车结构相比，本车架具 有纵梁长、货箱面积大、质量轻、结构简单等优点. 0.5 为了检验本车架结构设计的合理性，本文利用有限 元软件Ansys Workbench,采用曲棱四面体实体单 -0.5L 元Solid187对本车架计算应力和变形：同时利用 0 101520 纵梁截面在纵梁轴上的位置，xm Mtab软件进行传统方法的纵梁受力分析和应力 计算.计算结果都表明车架强度和刚度均满足 图15纵梁弯矩图 要求. Fig.15 Longitudinal girder's bending moment diagram 式中，。为正时表示拉应力，为负是时表示压应力， 参考文献 MPa;B为纵梁宽度，mm;H为纵梁整个高度，mm; 【】张红兵，杜建红，方勇，等.半挂车车架的三维有限元强度分析 h=H-G-d,mm;b=B-d-G,mm;G为上 与结构改进.苏州市职业大学学报，2000.11(3)：75 盖板厚度，mm;G为下翼板厚度，mm;G为外腹板 【习蒋崇贤，何明辉。专用汽车设计.武汉：武汉工业大学出版社 1994326 厚度，mm;G为内腹板厚度，mm. 【习徐达，蒋崇贤.专用汽车结构与设计.北京：北京理工大学出 纵梁各处的应力如图16所示.从图中可以看 版社.1998.320 到最大应力为139.281MPa大部分截面的应力小 【9韩志凌，孙占刚，许立民，等.120t凹式半挂车鹅颈结构设计与 于100MPa满足车架的强度要求.由于没有考虑横 有限元分析.起重运输机械，2006(3到：50 梁、加强板等.所以传统方法得到的结果比有限元计 【习朱德绵，王耀斌.半挂车车架设计的结构分析.汽车技术， 1999(7):11 算的结果偏大：同时由于传统方法没有考虑鹅颈部 【(雷琼红，赵晶，等.重型凹梁式半挂车车架的设计与计算.专 分以及纵梁受扭，实际最大应力值也没有体现出来， 用汽车，2001(2)：13 但大部分应力趋势与有限元方法得到的结果一致. 【7罗家兰.低平板半挂车车架设计.专用汽车，1999(1)：13 【习邓楚南，何天明.半挂车车架有限元强度分析.武汉汽车工业 4结论 大学学报，1997,19(2：11 SGA92150型半挂车是笔者自行设计、首钢重 【[身朱永强，王辉林，丛红，等。低货台半挂车车架静强度有限元分 析.专用汽车，2002(2)：7 汽2005年生产的迄今为止国内载重量最大的半挂 【10林程，陈思忠，吴志成.重型半挂车车架有限元分析.车辆与 车，它填补了国内大吨位矿用半挂车的空白.本半 动力技术.2004(4)：24 挂车车架纵梁采用鹅颈式来满足矿山道路要求：横 【1川刘鸿文.材料力学.上海：高等教有出版社，2001：174

图 14 纵梁剪力图 Fig.14 Longitudinal girder' s shear force diagram 图 15 纵梁弯矩图 Fig.15 Longitudinal girder' s bending moment diagram 式中, σ为正时表示拉应力, 为负是时表示压应力, M Pa ;B 为纵梁宽度, mm ;H 为纵梁整个高度, mm ; h =H -δ1 -δ2, mm ;b =B -δ3 -δ4, mm ;δ1 为上 盖板厚度, mm ;δ2 为下翼板厚度, mm ;δ3 为外腹板 厚度, mm ;δ4 为内腹板厚度, mm . 纵梁各处的应力如图 16 所示.从图中可以看 到最大应力为 139.281 M Pa, 大部分截面的应力小 于100MPa, 满足车架的强度要求 .由于没有考虑横 梁、加强板等, 所以传统方法得到的结果比有限元计 算的结果偏大;同时由于传统方法没有考虑鹅颈部 分以及纵梁受扭, 实际最大应力值也没有体现出来, 但大部分应力趋势与有限元方法得到的结果一致 . 4 结论 SGA92150 型半挂车是笔者自行设计、首钢重 汽2005 年生产的迄今为止国内载重量最大的半挂 车, 它填补了国内大吨位矿用半挂车的空白.本半 挂车车架纵梁采用鹅颈式来满足矿山道路要求;横 图 16 纵梁应力图 Fig.16 Longitudinal girder' s stress diagram 梁采用 19 根轻而密的横梁增加了车架的扭转刚度, 降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力;纵梁与横梁 的连接采用分段焊接式, 减小横梁对纵梁强度的影 响 ;同时在牵引销座和轮轴座以及横梁中部等位置 增加了加强板来减小应力.与 ET200 、ET250 和 RGT-550 等国内外同类半挂车结构相比, 本车架具 有纵梁长、货箱面积大 、质量轻 、结构简单等优点. 为了检验本车架结构设计的合理性, 本文利用有限 元软件 Ansys Workbench, 采用曲棱四面体实体单 元 Solid187 对本车架计算应力和变形;同时利用 M atlab 软件进行传统方法的纵梁受力分析和应力 计算 .计算结果都表明车架强度和刚度均满足 要求. 参 考 文 献 [ 1] 张红兵, 杜建红, 方勇,等.半挂车车架的三维有限元强度分析 与结构改进.苏州市职业大学学报, 2000, 11( 3) :75 [ 2] 蒋崇贤, 何明辉.专用汽车设计.武汉:武汉工业大学出版社, 1994:326 [ 3] 徐达, 蒋崇贤.专用汽车结构与设计.北京:北京理工大学出 版社, 1998:320 [ 4] 韩志凌, 孙占刚, 许立民, 等.120 t 凹式半挂车鹅颈结构设计与 有限元分析.起重运输机械, 2006 ( 3) :50 [ 5] 朱德绵, 王耀斌.半挂车车架设计的结构分析.汽车技术, 1999( 7) :11 [ 6] 雷琼红, 赵晶, 等.重型凹梁式半挂车车架的设计与计算.专 用汽车, 2001( 2) :13 [ 7] 罗家兰.低平板半挂车车架设计.专用汽车, 1999( 1) :13 [ 8] 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, 19( 2) :11 [ 9] 朱永强, 王辉林, 丛红,等.低货台半挂车车架静强度有限元分 析.专用汽车, 2002( 2) :7 [ 10] 林程, 陈思忠, 吴志成.重型半挂车车架有限元分析.车辆与 动力技术, 2004( 4) :24 [ 11] 刘鸿文.材料力学.上海:高等教育出版社, 2001:174 · 748 · 北 京 科 技 大 学 学 报 第 29 卷