黃世偉，石 文，李 亮

(廣西大學機械工程學院，廣西 南寧 530004)

隨著國民經(jīng)濟的迅速發(fā)展，我國基礎(chǔ)建設的快速發(fā)展，水泥作為基礎(chǔ)建設的重要物資，需求量越來越大，對散裝水泥半掛運輸車要求也越來越高。散裝水泥半掛車所承受的外部載荷是隨時間變化的動態(tài)載荷，其中大部分是循環(huán)動態(tài)隨機載荷。在這種載荷作用下，散裝水泥半掛車的罐體和車架都會產(chǎn)生動態(tài)變化的應力，這些應力有可能遠遠超出材料的屈服應力。因此，很有必要對其進行動態(tài)分析。

本課題來源于對某汽車改制廠的LG9480GFL型散裝水泥半掛運輸車的設計改進。LG9480GFL型散裝水泥運輸車，為三軸半掛式專用汽車，原車罐體共分為四倉。根據(jù)廠方要求改進后罐體為三倉且輪距不能變動。因此，由原來的四倉改成三倉時，車身外部結(jié)構(gòu)和基本尺寸與改進前四倉大體相同，其改進前后整車模型如圖1所示。通過分析計算得改進前后的總質(zhì)量分別為12 527 kg和9 845 kg，質(zhì)量減小了21.4%，而且有效容積也有所增加，滿足了廠方提出的要求。但對于改進后半掛車的動態(tài)性能如何需進一步分析驗證，下面利用有限元分析軟件ANSYS，對改進前后的散裝水泥半掛車罐體和車架部分進行動態(tài)分析對比，為改進后模型結(jié)構(gòu)的繼續(xù)改進設計提出建議和可靠的理論依據(jù)。

圖1 散裝水泥車外形圖

2 模型有限元仿真分析

2.1 幾何模型建立

散裝水泥車罐體和車架，通過焊接連接在一起，它們分別由不同厚度的鋼板焊接而成，且這些鋼板較薄，用板殼單元就能很好地進行模擬。因此在建模時，采用曲面模型模擬各鋼板。建模時將焊縫和各部件看作一個連續(xù)體，用ANSYS建立的改進前、后罐體及車架整體實體模型，如圖2、圖3所示。

圖2 罐體及車架改進前實體模型

圖3 罐體及車架改進后幾何實體模型

2.2 建立有限元模型

在劃分網(wǎng)格之前，首先輸入各部位的材料屬性，然后指定單元類型。在實際工程應用中，由于罐體和車架均是由一系列薄壁件組成的結(jié)構(gòu)，所以指定單元類型為板殼單元SHELL63。劃分網(wǎng)格時，應合理地進行單元尺寸控制，控制單元數(shù)目，達到既節(jié)約計算機資源，又滿足計算精度的目的。不同部位采用不同的網(wǎng)格劃分控制，對非應力集中處，網(wǎng)格可劃得稀疏些；對應力集中處、厚度過度較大處等，網(wǎng)格則要細密些。為了避免應力集中，改進前后模型牽引座支撐處鋼板彈簧及輪胎的剛度，均用17個普通彈簧單元剛度來代替；半掛車部分的每個吊耳處的剛度，用5個彈簧單元剛度來代替；各支撐處彈簧單元的剛度(單位N/mm)及阻尼如表1所示，改進前后的有限元模型如圖4、圖5所示。

圖4 罐體及車架改進前有限元模型

圖5 罐體及車架改進后有限元模型

表1 彈簧單元的剛度及阻尼

2.3 模態(tài)分析

模態(tài)分析是確定結(jié)構(gòu)的振動特性的一種技術(shù)，對結(jié)構(gòu)的有限元模型進行模態(tài)分析，可以得到振動系統(tǒng)的固有頻率和振型。

首先選取計算頻率范圍。計算頻率的選擇，應考慮到半掛車在實際運行條件下可能的激振頻率范圍。通常認為，遠離振源頻帶的模態(tài)，對結(jié)構(gòu)的實際振動影響貢獻量較小，低頻激勵激不出高頻模態(tài)，高頻模態(tài)貢獻的大小，除與激振頻率有關(guān)外，還與激振力的分布狀態(tài)有關(guān)。因此，計算頻段應為略高于激勵力的頻帶，考慮到半掛車的運行速度與路面條件綜合分析的需要，選取0～2 Hz作為其計算頻率范圍，提取機體的前10階非剛體模態(tài)。在ANSYS中采用Lanczos求解法，對半掛車模型進行模態(tài)特性分析，得改進前后前10階固有頻率如表2所示。由于篇幅有限，現(xiàn)只給出改進前后第5階的振型圖，如圖6、圖7所示。

表2 改進前后前10階固有頻率 單位：Hz

圖6 改進前第5階振型

圖7 改進后第5階振型

由振型圖6、圖7可以看出：原模型第五階振型(f=1.642)為整體的二階彎曲振動及罐體的局部徑向振動，最大相對位移出現(xiàn)在罐體中部上端。改進后第五階振型(f=1.667)為罐體的局部徑向振動，最大相對位移出現(xiàn)在罐體中間的頂部。

2.4 諧響應分析

任何持續(xù)的周期載荷，將在結(jié)構(gòu)系統(tǒng)中產(chǎn)生持續(xù)的周期響應(諧響應)。諧響應分析，使設計人員能預測結(jié)構(gòu)的持續(xù)動力特性，從而使設計人員能夠驗證其設計能否成功的克服共振、疲勞及其他受迫振動引起的有害后果。

對半掛車諧響應分析是分析其在路面不平度的動態(tài)激勵下的響應，要對模型進行路面激勵、約束和載荷的施加。施加路面激勵是以位移載荷的形式對模型各吊耳施加位移激勵，以路面幅值10 mm、25 mm、50 mm的3種路面激勵(分別以路面1、路面2和路面3來命名這3種路面)來對汽車進行動態(tài)分析。在牽引座處和吊耳支撐處添加上彈簧單元，原始模型與改進后模型中彈簧單元的剛度及彈簧單元的阻尼如表1所示。對所有彈簧單元所有上部節(jié)點及下部節(jié)點，采用X向和Z向的約束，同時對Y向施加相應的位移激勵進行約束。施加的載荷是結(jié)構(gòu)自身的重力和水泥載荷的壓力。根據(jù)模態(tài)分析得到的半掛車罐體動態(tài)特性，以及實際工況下激勵頻率，設置強制頻率為0.8～2.0 Hz，選用完全法(Full Method)作為分析方法分析計算。這里僅提取在路面2行駛時整個模型改進前后應力最大點的應力幅頻圖以供結(jié)果分析。

在路面2下行駛時，改進前后整個模型應力最大點位置如圖8、圖9所示，相應的最大應力點應力幅頻圖10、圖11所示。

圖8 改進前應力最大位置點

圖9 改進后應力最大位置點

圖10 改進前應力最大點的應力幅頻圖

圖11 改進后應力最大點的應力幅頻圖

由以上圖10、圖11可知，改進前模型的激勵應力，在路面2中最大值達到664.654 MPa。改進后模型的激勵應力，在路面2中最大值達到518.53 MPa，這些數(shù)值主要出現(xiàn)在車架上和罐體前封頭與罐壁的連接處。均遠遠超過了鋼材的屈服極限(235 MPa)，是不安全的。

3 結(jié)束語

由模態(tài)分析可知，改進前半掛車的固有頻率為1.066～1.923 Hz，改進后的固有頻率為0.894～1.953 Hz。而大型運輸車結(jié)構(gòu)的固有頻率，應該在1.5～2 Hz之間，因此應該改變結(jié)構(gòu)的剛度或質(zhì)量，以提高低階頻率。由諧響應分析可知，結(jié)構(gòu)在動載荷的作用下，出現(xiàn)了局部的應力集中，比如原始模型的車架上節(jié)點25 281為一個應力集中點，改進后模型中的罐體上的節(jié)點48 666也是一個應力集中點，并且其應力最大值遠遠超出了鋼材的屈服極限值。

為了提高模型的固有頻率，可以考慮改變模型的結(jié)構(gòu)，比如在車架應力較大處增加車架板料厚度，或者添加橫梁，將罐體應力較大處增加厚度，以提高整體的剛度。為了消除局部應力集中可以在應力較大的罐體前封頭與罐壁連接處的板料加厚，并且加大兩者連接處的圓弧弧度，可以減小應力集中使結(jié)構(gòu)的應力達到安全欲度。

[1]王 彬.振動分析及應用[M].北京：海潮出版社，1992.

[2]傅志方.振動模態(tài)分析與參數(shù)識別[M].北京：機械工業(yè)出版社，1990.

[3]GB7031-1987，車輛振動輸入——路面平度表示方法[S].