果园电动履带运输车车架轻量化设计

范思宇， 陆华忠，2， 丘广俊， 李　君，2， 荀　露， 王　浩

(1.华南农业大学工程学院，广东广州 510642； 2.华南农业大学南方农业机械与装备关键技术教育部重点实验室，广东广州 510642)

国内外不少学者开展了汽车、农用车的车架轻量化研究，提出了多种优化方法。赵韩等利用ANSYS软件对半挂车车架进行轻量化研究，质量最大降幅可达25.5%[1]。吴伟斌等对轮式山地运输机车架进行轻量化设计，通过改变横梁结构及板厚，在满足功能的条件下质量减轻12.4%[2]。也有文献利用尺寸优化方法对空投越野车、手扶电力驱动车、赛车及矿用车等的车架进行轻量化设计，设计后的车架质量均有大幅减轻[3-6]。

履带运输车在果园有较好的通过性，采用电驱动的履带运输车相比传统的内燃机履带运输车在振动噪声控制、装备智能化及生态环保等方面具有一定的优势。因此，根据电动履带运输车的总体设计要求，对车架进行合理的轻量化设计具有重要的意义。

目前，对于电动履带底盘车架的轻量化设计研究较少。本研究基于果园电动履带运输车的底盘设计要求，构建车架有限元分析模型，采用结构优化的方法对车架进行轻量化设计，以期为果园电动履带运输车的轻量化设计提供参考。

1　电动履带底盘车架的有限元建模

1.1　有限元分析模型的建立

本研究以华南农业大学自主研发的果园电动履带运输车为研究对象，该车采用双电动机(常州永沛机电技术有限公司生产的YP100-B5型永磁无刷直流电机，电压72 V，额定功率3 kW)进行驱动，动力电池组由6块铅酸蓄电池(电压12 V，容量120 A·h)组成，锥齿轮减速器的减速比为1 ∶16，无线遥控控制，最高时速为5 km/h，最大爬坡度为20°，外形尺寸为1 530 mm×1 200 mm×58 mm，轨距900 mm。车架材料为45Mn碳素钢，车架净质量97 kg。该车有10个承重轮，为了防止行驶过程中承重轮脱轨，在承重轮的间隙添加8个防脱轨轮。45Mn 碳素钢的力学特性如表1所示。

表1　45Mn碳素钢的力学特性

采用SolidWorks软件对该电动履带运输车的车架进行建模，按照实际测得的车架各部分尺寸建立的实体三维模型如图1所示。将三维模型导入到ANSYS Workbench软件中，导入的模型去掉了一些不影响受力的次要几何特征，如车架中的倒角、圆角等。

1.2　载荷的处理

车架在行驶中有2种典型工况：弯曲工况和扭转工况[2，7-8]。弯曲工况是指车架在满载状态下静止于水平路面，车架受到弯曲应力。扭转工况是指车辆行驶过程中单边车轮悬空时车架的受力情况，在本研究中指的是左侧履带接地而右侧履带只有1个承重轮接地。

本研究将车架所受外载荷，根据实际接触面积简化为等效面载荷加载到车架相应位置。车架净质量通过设置车架材料为45 Mn碳素钢及添加重力加速度的形式体现[9-10]。由于模型忽略了一些次要几何特征，因此车身质量载荷为943.6 N，相较于实际的950.6 N偏小。车架各载荷定义及加载方式如表2所示，载荷分布及加载位置如图2所示。

1.3　静力学分析

根据该模型受力特点，选择SOLID95单元[7]，该单元每个节点对应3个方向自由度，且允许有不规则形状存在，对于曲线边界的模型能很好地适应，可以较为准确地反映车架受

表2　车架各载荷定义及加载方式

力情况，该模型划分为218 725个节点、77 056个单元。由图3可知，满载弯曲工况时，计算得出的最大应力为56.07 MPa，最大变形量为0.27 mm，均发生在连接车架与两侧履带总承的横梁截面处。由图4可知，满载扭转工况时，计算得出的最大应力为266.27 MPa，最大变形量为1.35 mm，发生在连接车架与右侧履带总承横梁处。反之，最大应力将出现在左侧。

1.4　有限元分析模型的验证

静态电测试验的原理为在构件表面粘贴电阻式应变片，当构件变形时使得应变片的电阻值发生变化，通过数据分析仪获得电压或电流的变化值，由记录仪进行记录即可获得该处的应力值，通过该试验可以验证上述有限元分析模型的合理性。参考满载弯曲工况下有限元模型的应力图，在应力较大处即车架左右2根横梁处，选取6个测试点粘贴电阻式应变片[2，7]。试验采用的主要仪器为由北京东方振动和噪声技术研究所提供的DASP软件，INV-1861应变调理仪、INV-3081C系统智能信号采集处理分析仪，以及规格为120-3AA的通用箔式电阻应变片。由图3可知，在满载弯曲工况下，连接车架与履带总承的横梁处应力较大。因此，在图5中所示的6个测试点处粘贴应变片。通过测得的应变值即可得到各测点的应力值。

由表3可知，各测试点应变的测试值与计算值的相对误差均小于20%，证明了上述有限元模型的正确性。相对误差较大的原因主要为有限元模型的简化及网格划分精度与实际车架受力存在一定误差，测试点位置受力与有限元模拟该位置受力有一定的误差。

特别地，由于加工平面的平整度较差及焊点的影响，使得第4、第5测试点处的应变片与梁的结合度较差，导致了这2个点的相对误差较大。

2　车架轻量化设计

2.1　轻量化设计的结果

由静力学分析结果可知，该果园电动履带式运输车的底层车架与顶层车架相比，除了在与两侧履带总承连接横梁处及梁焊接处应力较大外，其余大部分位置应力普遍较小，而顶层车架应力集中却不明显，表明底层车架存在应力分布不均匀的现象，其原因是电动履带运输车的动力电池组与电动机等驱动部件均放置于底层车架上。因此，将底层车架横梁区域设置为优化区域，两侧纵梁设置为非优化区域[11-12]，把与底层区域大小相等的整块板作为优化对象，以最大应力、应变为目标函数，一般选取减少优化区域体积比例的70%～80%为约束条件[2，8]，本研究选择70%。同时考虑到轻量化设计前车架存在应力分布不均匀的现象，加载“1.3”节中满载弯曲工况时相同载荷，设置收敛公差为0.000 1，整个优化过程经过21次迭代。

表3　各测试点应变的测试值与计算值

一般优化结果不能直接用于加工，但是可以为设计提供指导[13]。由图6可知，优化后增加了横梁，将中间的双纵梁变成了单纵梁，放置电池处的双纵梁长度由原来的38 mm降低到32 mm，其余结构按照优化后的尺寸进行了重新设计。另外，减少了原结构中放置蓄电池的角铁结构，直接用梁承载。底层车架轻量化后的效果如图7所示。

2.2　轻量化设计结果的有限元校核

在相同载荷条件下，对轻量化后的车架进行满载弯曲工况及满载扭转工况时的有限元校核。由图8可知，轻量化后车架在满载弯曲工况下最大应力为121.47 MPa，最大形变为0.59 mm，均发生在连接车架与履带总承的横梁上。由图9可知，轻量化后在满载扭转工况下最大应力为339.31 MPa，最大变形量为1.66 mm，发生在连接车架与右侧履带总承横梁处。反之，最大应力将出现在左侧。

由表4可知，轻量化后车架的整体体积减小8.22%、质量减轻8.82%。轻量化后车架在满载弯曲工况及满载扭转工况下应力分布更加均匀，最大应力及最大应变比轻量化前均有大幅度提高。在满载扭转工况下的最大应力值为339.31 MPa，与轻量化前相比增加明显，接近材料的屈服极限375 MPa，但其安全系数为1.10，仍在可以接受的范围内。

2.3　轻量化前后车架模态分析及对比

车架是由无数个固有振型的多自由度弹性系统组成，对车架进行模态分析可以得到车架对激振力的响应效果，可以避免车架共振对行驶安全的影响，对车架进行模态分析在设计改进的过程中具有重要的指导意义[14-15]。由表5可知，经轻量化设计后，车架结构的各阶模态频率均有所提升，其原因是与原车架结构相比增加了梁的数量，车架各阶频率有所升高。其中，一阶频率提高11.81%，这在一定程度上减小了因外部激励导致车架共振造成车架行驶性能下降现象的发生，且进一步证明了本次轻量化的合理性及可行性。

表4　轻量化前后车架参数对比

注：变化率为正值表示增大，变化率为负值表示减小。下表同。

表5　轻量化前后车架频率对比

3　结论与讨论

建立了果园电动履带底盘车架的有限元模型，静态电测试验结果验证了所构建模型的可行性。通过对车架进行轻量化设计，使其在满足强度、刚度的条件下，质量降幅为8.82%，较好地达到了轻量化的目标。运用有限元模态分析的方法对轻量化前后车架结构的各阶频率进行了对比分析，结果表明，经过轻量化设计后车架结构的各阶频率均有所提升。其中，一阶频率提高了 11.81%，进一步提升了底盘的行驶性能。

本研究仅基于静力学及模态分析对电动履带运输车车架进行轻量化设计，由于果园作业条件较为恶劣，履带车在实际行驶过程中易受到惯性动载荷的影响。后续可以结合动力学仿真，模拟实际行驶中受惯性动载荷的情况，进一步深入研究。

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