王旭 朱愛平 熊建軍 胡志鵬

WANGXuetal

駐馬店中集華駿車輛有限公司 河南駐馬店 463000

基于Creo自卸車后傾翻軸受力分析及其優(yōu)化設(shè)計(jì)

王旭 朱愛平 熊建軍 胡志鵬

WANGXuetal

駐馬店中集華駿車輛有限公司 河南駐馬店 463000

建立自卸車舉升卸貨狀態(tài)的二維力學(xué)模型，針對(duì)自卸車在舉升卸貨過程中，其后傾翻轉(zhuǎn)軸的受力情況進(jìn)行逐階段分析；并建立基于Creo的自卸車整車的三維虛擬樣機(jī)，對(duì)其卸貨過程的各個(gè)階段進(jìn)行仿真模擬，以得到其后傾翻軸受力變化的動(dòng)態(tài)曲線；并據(jù)此對(duì)自卸車后傾翻軸進(jìn)行有限元分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)，為自卸車后傾翻軸的設(shè)計(jì)提供力學(xué)依據(jù)，以實(shí)現(xiàn)自卸車舉升機(jī)構(gòu)的快速設(shè)計(jì)，確保自卸車整體舉升機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性。

自卸車 舉升機(jī)構(gòu) 傾翻軸 Creo 仿真模擬 有限元分析

1 前言

常規(guī)自卸車貨箱均為后傾翻座，通過后傾翻軸與副車架的翻轉(zhuǎn)支座連接在一起；后傾翻座及副車架翻轉(zhuǎn)支座多為實(shí)心鑄鋼件，其強(qiáng)度安全富余，而起連接作用的后傾翻軸則為普通軸車加工件，故自卸車后傾翻軸便成為自卸車舉升機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵部件，其設(shè)計(jì)結(jié)果直接關(guān)系到自卸車的整車強(qiáng)度及其舉升性能。而在對(duì)自卸汽車后傾翻軸的設(shè)計(jì)中，最繁瑣的工作就是找出運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)對(duì)其所施加的最大力，并據(jù)此力對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方式有兩種，一是采用作圖法初步確定機(jī)構(gòu)的最大舉升位置，并假定在舉升最大位置時(shí)后傾翻軸受力最大，以此為前提對(duì)其進(jìn)行力學(xué)分析；這種方法不能檢查舉升機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程中是否發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，且實(shí)際上由于受舉升過程中貨物傾卸的影響，后傾翻軸所受最大壓力并非出現(xiàn)在舉升?最大位置，因此采用傳統(tǒng)作圖法計(jì)算出來的結(jié)果會(huì)有較大誤差。二是根據(jù)幾何約束條件找出油缸、貨物及舉升?相互間的關(guān)系，建立方程組進(jìn)行求解，這種方法能求出后傾翻軸所承受的最大壓力，但是計(jì)算工作量大且不能進(jìn)行動(dòng)態(tài)校核。

近年來，隨著計(jì)算機(jī)及CAE虛擬樣機(jī)技術(shù)的發(fā)展，衍生出

更多關(guān)于力學(xué)部件的設(shè)計(jì)分析新方法。本文從工程應(yīng)用中自卸車舉升卸貨過程的實(shí)際出發(fā)，根據(jù)二維力學(xué)模型中對(duì)自卸車后傾翻軸受力的初步分析情況，基于PTC公司旗下的Creo軟件建立雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)自卸車整車虛擬樣機(jī)，分別利用其Mechanism和Simulate模塊，并結(jié)合BMX技術(shù)，對(duì)自卸車舉升卸貨過程中的各個(gè)階段進(jìn)行仿真模擬，以得到其后傾翻軸受力變化的動(dòng)態(tài)曲線；并據(jù)此對(duì)雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)自卸車的后傾翻軸進(jìn)行有限元分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)，為自卸車舉升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供力學(xué)依據(jù)，以實(shí)現(xiàn)自卸車舉升機(jī)構(gòu)的快速設(shè)計(jì)，確保自卸車整體舉升機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性。

2 后傾翻軸受力的初步分析

2.1 二維力學(xué)運(yùn)動(dòng)模型的建立

運(yùn)用Creo運(yùn)動(dòng)?架設(shè)計(jì)方法建立運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)自頂向下的設(shè)計(jì)方案。首先根據(jù)自卸車舉升運(yùn)行原理建立主體機(jī)構(gòu)的草圖[1]，在草繪中，設(shè)定貨箱長(zhǎng)度為6.5 m，貨箱寬度為2.3 m，貨箱高度為1.5 m；并設(shè)定貨箱最大舉升?為50°，尾板在舉升6°時(shí)開啟；然后參照主體?架逐個(gè)建立舉升機(jī)構(gòu)的子?架模型，并在創(chuàng)建階段選擇定義各個(gè)部件間的連接方式，使其成為整個(gè)舉升機(jī)構(gòu)的完整運(yùn)動(dòng)?架；建立好的完整機(jī)構(gòu)?架草圖如圖1所示。

2.2 舉升卸貨過程分析

基于已建立的二維力學(xué)模型，拖動(dòng)貨箱?架模型，觀察其運(yùn)動(dòng)過程，依據(jù)貨箱內(nèi)貨物傾卸變化情況，并結(jié)合經(jīng)驗(yàn)，可將自卸車舉升卸貨過程大體分為以下三個(gè)階段。

a.油缸舉升，貨箱前端從0°被抬起到6°期間，尾板尚未開啟，貨箱內(nèi)貨物尚未傾卸；

b.隨著油缸的舉升，貨箱前端被抬起到大于6°時(shí)，貨箱尾板開啟，貨箱內(nèi)貨物在重力和安息?的影響下開始逐漸被傾卸出貨箱；

c.油缸繼續(xù)舉升，貨箱前端被繼續(xù)抬至更高，直至到達(dá)貨箱最大舉升?。

3 整車虛擬樣機(jī)的建立及仿真模擬

3.1 整車虛擬樣機(jī)的建立

為便于后續(xù)仿真分析，設(shè)定貨箱前后平板及邊平板厚度均為6 mm、貨箱底架平板厚度為8 mm；設(shè)定所有箱體部件的材質(zhì)密度均為7.86×10-6kg/mm3；設(shè)定貨箱內(nèi)滿平裝載的貨物為沙子，并設(shè)定其堆積密度為1.28×10-6kg/mm3。依據(jù)已建立的二維運(yùn)動(dòng)?架模型，再分別建立自卸車貨箱及主、副車架的雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)裝配模型。經(jīng)對(duì)該裝配模型進(jìn)行質(zhì)量測(cè)定，可知貨箱自重約5.4 t，沙子重約28.7 t；為便于后續(xù)分析說明問題，此處假設(shè)貨箱超載，超載的沙子重約5 t，此時(shí)貨箱連同沙子總重約39.2 t。為便于真實(shí)直觀地說明問題和展示仿真過程，本文將建立好的上裝貨箱模型和自卸車底盤一起裝配，進(jìn)行仿真模擬演示。雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)及其自卸車整車裝配三維虛擬樣機(jī)模型如圖2、3所示。

3.2 舉升卸貨過程中貨物狀態(tài)關(guān)系函數(shù)的設(shè)定

散狀顆粒物料在堆放時(shí)能夠保持自然穩(wěn)定狀態(tài)的最大?度稱為“安息?”，不同貨物的安息?不盡相同。經(jīng)查資料，本文設(shè)定

貨箱內(nèi)裝載的沙子的安息?為30°；依據(jù)對(duì)舉升卸貨過程的分析情況，建立舉升機(jī)構(gòu)的分析特征，并采用Creo語法規(guī)則，設(shè)定在舉升卸貨三個(gè)階段中貨物和舉升機(jī)構(gòu)分析特征之間的關(guān)系函數(shù)。

3.3 舉升卸貨過程的模擬仿真

為簡(jiǎn)化力學(xué)關(guān)系便于模擬分析，本文假定所建立的整車樣機(jī)均為非慣性系；基于此，進(jìn)入Mechanism模塊后，設(shè)定重力模g=9.8 m/s2，建立并運(yùn)行相應(yīng)的整車分析和受力測(cè)量；并利用BMX分析方法，建立并運(yùn)行以?度為變量，以后傾翻軸所受徑向力為目標(biāo)的函數(shù)曲線，點(diǎn)擊運(yùn)行后便可動(dòng)態(tài)地觀察到隨著油缸舉升，舉升?逐漸變大，貨箱內(nèi)的沙子隨之而發(fā)生地相應(yīng)地傾卸變化，如圖4所示。

3.4 獲取后傾翻軸受力變化函數(shù)圖線

對(duì)舉升卸貨過程仿真模擬的最終目的是為了獲得后傾翻軸所受徑向力在卸貨過程中的變化情況。在分析圖形窗口設(shè)置好舉升時(shí)間、最大舉升?度等參數(shù)后，便可得到圖5所示的在舉升卸貨過程中后傾翻軸受力隨舉升?度變化的函數(shù)曲線。由此可知在舉升卸貨過程中雙后傾翻軸共同承受最大徑向力約為211 kN。

4 有限元分析

進(jìn)入Simulate模塊進(jìn)行后傾翻軸的靜態(tài)分析。

4.1 材料添加、網(wǎng)格劃分、約束及載荷的設(shè)置

以目前市場(chǎng)上最常見的直徑90 mm后傾翻軸為分析對(duì)象，設(shè)定其材料屬性如表1所示[2]，編輯材料屬性參數(shù)，并將此材料分配給后傾翻軸。

表1 后傾翻軸材料屬性

由于后傾翻軸為軸車件，其形狀比較簡(jiǎn)單，此處運(yùn)用Creo自帶的AutoGEM模塊網(wǎng)格自動(dòng)劃分功能，對(duì)后傾翻軸進(jìn)行網(wǎng)格劃分；為使分析結(jié)果更為精準(zhǔn)，此處將最大元素尺寸控制為10 mm，劃分網(wǎng)格后的后傾翻軸模型如圖6所示。

結(jié)合圖2所示翻轉(zhuǎn)部件布置結(jié)構(gòu)及上述對(duì)貨箱舉升卸貨過程的觀察，不難得出以下分析：貨箱經(jīng)后傾翻座可繞后傾翻軸相對(duì)副車架進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)，后傾翻軸與副車架翻轉(zhuǎn)支座剛性地裝配在一起；后傾翻軸直徑與后傾翻座孔徑相同，兩者通過公差實(shí)現(xiàn)彼此間的僅有部分面接觸的間隙配合；箱體自重經(jīng)與其焊接在一起的后傾翻座，向后傾翻軸與翻轉(zhuǎn)支座傳遞擠壓載荷，其受力以集中力為主；基于此分析可，知后傾翻軸與后傾翻座間的連接為典型的銷軸類連接；據(jù)此將后傾翻軸與翻轉(zhuǎn)支座間的連接約束設(shè)置為剛性約束；將后傾翻座孔面向后傾翻軸施加的傳遞擠壓載荷設(shè)置為承載載荷，該載荷呈余弦壓力函數(shù)分布于與后傾翻座孔面接觸的后傾翻軸的半圓表面；依據(jù)3.4分析結(jié)果可知在雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)的自卸車中，其單個(gè)后傾翻軸所受的最大徑向載荷為106 kN。施加約束及載荷后的模型如圖7所示。

4.2 應(yīng)力分析

應(yīng)力分析用以模擬模型在受到約束的情況下，計(jì)算自然狀態(tài)下的模型形態(tài)，并能反映模型在載荷作用下的應(yīng)力分布情況[3]。通過剪應(yīng)力分析云圖可以得出單個(gè)后傾翻軸所受最大剪應(yīng)力為

221.8 MPa，有限元應(yīng)力分布云圖如圖8所示。根據(jù)[σ]=σs/ns，其中ns為安全系數(shù)，經(jīng)查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)等質(zhì)料，取安全系數(shù)ns=1.2[4]，則可知許用應(yīng)力[σ]=288 MPa，顯然該值遠(yuǎn)大于單個(gè)后傾翻軸所承受的最大剪應(yīng)力221.8 MPa，由此表明直徑為90 mm的雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)其強(qiáng)度安全，并略有富余。

5 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化及結(jié)果對(duì)比

依據(jù)4.2分析結(jié)果可知，直徑為90 mm的后傾翻軸強(qiáng)度完全可滿足超載5 t時(shí)總重約39.2 t的雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)自卸車舉升能力的需要。經(jīng)Creo質(zhì)量分析，該后傾翻軸的質(zhì)量為18.3 kg；基于自卸車輕量化設(shè)計(jì)的趨勢(shì)需求，對(duì)該后傾翻軸在保證其舉升強(qiáng)度的前提下，其舉升卸貨過程中所受最大應(yīng)力不超過288 MPa的前提下，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化、減重。

5.1 優(yōu)化分析

建立優(yōu)化研究分析類型，為考慮安全，此處將max_stress_vm的最大值設(shè)定為270 MPa；為使后傾翻軸與后傾翻座及翻轉(zhuǎn)支座配合長(zhǎng)度不變，故將后傾翻軸直徑尺寸作為優(yōu)化變量；設(shè)定好其他參數(shù)后運(yùn)行仿真，可得到優(yōu)化后的應(yīng)力分布云圖如圖9所示。由此圖可知優(yōu)化后的單個(gè)后傾翻軸所受最大剪應(yīng)力為266 MPa，表明優(yōu)化后此數(shù)值符合分析前的假定。

5.2 優(yōu)化對(duì)比

將上述5.1分析結(jié)果保存在模型中，經(jīng)模型再生后，測(cè)得此時(shí)后傾翻軸直徑變?yōu)?4 mm，質(zhì)量變?yōu)?3.6 kg；由此可知，即便在上述雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)自卸車貨箱超載5 t時(shí)，其后傾翻軸仍可優(yōu)化減重，較優(yōu)化前的直徑減少了16 mm，自重減少了4.7 kg。

6 結(jié)語

經(jīng)上述對(duì)自卸車舉升卸貨過程的仿真和分析，獲取了自卸車在舉升卸貨過程中其后傾翻軸相對(duì)于舉升?的受力變化函數(shù)曲線；對(duì)后傾翻軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)了對(duì)其減重優(yōu)化。由此表明，對(duì)本文中的貨箱連同貨物共重約35 t且超載5 t，總重約40 t的雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)自卸車而言，直徑為90 mm的后傾翻軸強(qiáng)度完全可以滿足其正常舉升卸貨的需要，甚至其直徑可以減重優(yōu)化至74 mm。

目前市場(chǎng)上自卸車后傾翻軸結(jié)構(gòu)種類不一，常見的除上述雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)外，也有個(gè)別自卸車廠家推出四后傾翻軸結(jié)構(gòu)、六后傾翻軸結(jié)構(gòu)等；依據(jù)上述對(duì)雙后傾翻軸結(jié)構(gòu)自卸車的后傾翻軸分析及優(yōu)化的結(jié)果，與之對(duì)比市場(chǎng)上所出現(xiàn)的四后傾翻軸及六后傾翻軸結(jié)構(gòu)的自卸車，其強(qiáng)度顯然過大；多后傾翻軸結(jié)構(gòu)多為一些自卸車經(jīng)銷商銷售模式的一種噱頭或是客戶對(duì)自卸車強(qiáng)度一味追求的一種心理安慰所致。該情況不僅造成了自卸車整車自重和成本的增加，更造成了自卸車常規(guī)配置標(biāo)準(zhǔn)和銷售競(jìng)爭(zhēng)模式的混亂。

[1] 徐達(dá).專用汽車結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì)[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,1998.

[2] 劉洪文.材料力學(xué)[M].上海:高等教育出版社,2001.

[3] 盧耀祖.機(jī)械與汽車結(jié)構(gòu)的有限元分析[M].上海:同濟(jì)大學(xué)出版社,1997.

[4] 王文斌.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2007.

Stress Analysis and Optimized Design of Tipper Tip-over Shaft Based on Creo

The two-dimensional mechanical model of lifting-unloaded state of tipper was Built, then the strain state of rear tip-over shaft stage by stage during this process was analyzed; furthermore , three-dimensional virtual sample of the whole tipper was built based on Creo, then each stage of unloaded process was simulated.toget the dynamic curve of drain-change of rear tip-over shaft; Finiteelement analysis and optimal design was carried on based on this, which provide mechanical proof for the design of lifting mechanism of tipper to achieve fast design of lifting mechanism of tipper, and the design of the whole lifting mechanism was guaranteed to be reasonable.

tipper ; lifting mechanism; tip-over shaft; Creo; simulation; finite element analysis

王旭，男，1985年生，工程師，主要從事自卸車產(chǎn)品的開發(fā)設(shè)計(jì)工作。

U469.4.02

A

1004-0226(2016)02-0100-04

2015-10-18