樊曉冬， 楊世文

(中北大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院， 山西 太原 030051)

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多工況下自卸車車架有限元分析與優(yōu)化

樊曉冬， 楊世文

(中北大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院， 山西 太原 030051)

針對(duì)一款自卸車車架重， 載重能力差的問題， 對(duì)其車架進(jìn)行了多工況下的有限元分析和試驗(yàn)， 并進(jìn)行了輕量化. 首先將三維模型導(dǎo)入HyperMesh中， 依據(jù)不同工況建立了車架的有限元模型. 計(jì)算了車架模態(tài)， 并采用DHDAS動(dòng)態(tài)信號(hào)采集分析系統(tǒng)得到了車架的模態(tài)參數(shù)， 驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性. 提取自卸車的彎曲、 扭轉(zhuǎn)、 制動(dòng)、 轉(zhuǎn)向， 0°和30°舉升工況， 對(duì)車架進(jìn)行了強(qiáng)度分析. 提出了車架的優(yōu)化方案， 并進(jìn)行了強(qiáng)度、 剛度校核. 最終使車架自重降低了3.19%， 扭轉(zhuǎn)剛度提升了3.94%， 為企業(yè)的后續(xù)設(shè)計(jì)提供了依據(jù).

自卸車； 車架； 有限元； 工況； 輕量化

0 引 言

自卸車一般作為工程裝卸車和短途運(yùn)輸車在市場(chǎng)上使用， 其行駛條件惡劣， 使用工況復(fù)雜， 在新車型設(shè)計(jì)時(shí)便需要考慮實(shí)際工況的惡劣程度， 盡可能保留設(shè)計(jì)裕量， 因此， 在多工況下對(duì)車架進(jìn)行靜力、 模態(tài)分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)便具有實(shí)際的意義. 目前國內(nèi)對(duì)自卸車的研究多基于典型工況， 劉懷銀在彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下對(duì)車架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析， 驗(yàn)證了有限元模型的準(zhǔn)確性， 并在此基礎(chǔ)上得到了車架的疲勞特性[1]； 鄭森則針對(duì)五種工況下的自卸車車架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析， 并以應(yīng)力低于屈服為約束條件對(duì)車架進(jìn)行了部分結(jié)構(gòu)優(yōu)化[2]； 霍俊杰以自卸車動(dòng)態(tài)性能為優(yōu)化目標(biāo)， 解決了自卸車車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度小， 質(zhì)量大的問題[3]； 王銳和蘇小平則以低階模態(tài)為優(yōu)化目標(biāo)方法實(shí)現(xiàn)了副車架結(jié)構(gòu)的最優(yōu)分布[4]. 這些研究實(shí)現(xiàn)了結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)， 但其未提到在適合自卸車實(shí)際使用工況的條件下建立恰當(dāng)?shù)姆治瞿Ｐ停?因此在未經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證的條件下， 其得到的應(yīng)力結(jié)果無法進(jìn)行準(zhǔn)確評(píng)價(jià).

本文分析的車型總質(zhì)量為40 t， 車輛整備質(zhì)量為14 t， 對(duì)比市場(chǎng)上同類型車， 發(fā)現(xiàn)其載貨能力偏低， 車架質(zhì)量較重. 本次分析選擇了符合自卸車的實(shí)際工況， 并建立相應(yīng)的有限元模型對(duì)車架進(jìn)行了靜力學(xué)分析， 在此基礎(chǔ)上對(duì)車架進(jìn)行了輕量化設(shè)計(jì)， 進(jìn)而得到車架的最優(yōu)結(jié)構(gòu).

1 8×4自卸車車架的有限元分析

1.1 車架有限元模型

8×4自卸車車架采用了邊梁式結(jié)構(gòu)， 使用了865 mm的等寬車架， 總長8 475 mm， 縱梁斷面尺寸參數(shù)為300×80×(8+4) mm， 并使用610L

結(jié)構(gòu)鋼作為材料， 其材料屬性如表 1 所示.

表 1 車架材料屬性

為提高分析精度， 采用的數(shù)學(xué)模型為企業(yè)提供的標(biāo)準(zhǔn)數(shù)模， 見圖 1. 將此數(shù)模保存為stp格式并導(dǎo)入到HyperMesh中.

圖 1 車架三維模型Fig.1 The 3D model of frame

為方便分析， 需對(duì)數(shù)學(xué)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理. 模型中鈑金件采用了shell殼單元， 單元大小為10 mm； 鑄造類實(shí)體件以四面體單元進(jìn)行劃分， 單元大小為8 mm.

1) 車架模態(tài)及剛度分析模型

在進(jìn)行車架結(jié)構(gòu)模態(tài)及剛度分析時(shí)， 模型均包含板簧支座、 平衡軸支座和車身前后支座. 經(jīng)過劃分， 模型共有882 915個(gè)網(wǎng)格， 417 084個(gè)節(jié)點(diǎn)， 模態(tài)及剛度分析模型如圖 2 所示. 圖中標(biāo)記為撓度測(cè)點(diǎn)位置.

圖 2 車架模態(tài)及剛度分析模型Fig.2 Modal and stiffness analysis model of frame

2) 車架強(qiáng)度分析模型

車架的強(qiáng)度分析在整車的環(huán)境下進(jìn)行， 其中支架類附件要用網(wǎng)格劃分， 發(fā)動(dòng)機(jī)、 變速箱、 車身及其他附件均采用質(zhì)量點(diǎn)模擬.

針對(duì)牽引車和礦用自卸車， 以往分析多以4個(gè)經(jīng)典工況來評(píng)價(jià)車架的強(qiáng)度[5-7]. 自卸車主要用于公路運(yùn)輸， 但同樣需要進(jìn)行舉升作業(yè)， 工況較復(fù)雜， 僅用4個(gè)經(jīng)典工況分析顯然不足以評(píng)價(jià)車架結(jié)構(gòu)的安全性. 除了4個(gè)經(jīng)典工況外， 自卸車還包含0°舉升和30°舉升兩個(gè)特殊工況， 按照工況的不同， 對(duì)貨箱分別進(jìn)行模擬. 在車架彎曲、 扭轉(zhuǎn)、 制動(dòng)、 轉(zhuǎn)向等4個(gè)經(jīng)典工況下， 貨箱質(zhì)量采用多個(gè)集中質(zhì)量點(diǎn)進(jìn)行配重模擬， 前后軸荷分配需滿足實(shí)際車型軸荷要求. 在車架0°和30°舉升工況， 貨箱采用實(shí)體網(wǎng)格進(jìn)行配重模擬， 如圖3(b)和3(c)所示.

圖 3 車架強(qiáng)度分析模型Fig.3 Strength analysis model of frame

1.2 自卸車車架模態(tài)分析

模態(tài)分析分為計(jì)算模態(tài)分析和試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析[8]. 從本質(zhì)上理解， 其原理是求解存在多個(gè)自由度(有限多個(gè))的無阻尼系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程， 其矩陣形式為

Mx″+Kx=0.

其對(duì)應(yīng)的特征方程為

式中：K為剛度陣；M為質(zhì)量陣；x為系統(tǒng)位移響應(yīng)；ωi為系統(tǒng)固有頻率.

通過有限元方法求解出上述ωi即可得到系統(tǒng)的固有頻率特性.

1.2.1 車架計(jì)算模態(tài)分析

車架與懸架、 發(fā)動(dòng)機(jī)相連， 主要受到前后懸架傳遞的路面激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率的共同作用[9]. 自卸車前懸架的偏頻為2～3 Hz， 后懸架的偏頻為4～6 Hz， 車輪的頻率為0～7 Hz， 發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率大于35 Hz. 車架低階頻率應(yīng)高于懸架偏頻， 低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率， 以免發(fā)生整體共振現(xiàn)象[10].

采用 Lanczos方法對(duì)車架進(jìn)行了自由模態(tài)分析， 得到了其前十階的模態(tài)參數(shù)， 并在表 2 中給出. 對(duì)車架影響較大的為低階模態(tài)頻率， 因此對(duì)其前六階模態(tài)振型進(jìn)行詳細(xì)分析， 結(jié)果如圖 4 所示.

圖 4 車架前六階模態(tài)振型Fig.4 Six modal shapes of frame

模態(tài)分析結(jié)果表明： 此車架的振型符合一扭二彎的規(guī)律， 且局部變形的模態(tài)均出現(xiàn)在五階以上， 說明車架設(shè)計(jì)整體基本合理； 一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率過低， 激勵(lì)點(diǎn)出現(xiàn)在車輪激勵(lì)頻率帶內(nèi)， 一階橫向彎曲和縱向彎曲均高于車輪及懸架頻率， 低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率， 車架整體無剛度突變； 第六階模態(tài)振型中， 安裝發(fā)動(dòng)機(jī)的位置處出現(xiàn)縱梁外翻現(xiàn)象， 說明此處剛度較其他位置薄弱.

1.2.2 車架模態(tài)試驗(yàn)

模態(tài)試驗(yàn)可以有效辨識(shí)系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)， 從而驗(yàn)證有限元模型的準(zhǔn)確性， 為分析系統(tǒng)振動(dòng)提供依據(jù)[11]. 車架上的測(cè)點(diǎn)共36個(gè)， 均布于縱梁上下翼面和橫梁中點(diǎn)位置， 并在車架關(guān)鍵點(diǎn)位置分布了應(yīng)變片. 利用力錘對(duì)車架進(jìn)行激勵(lì)， 激勵(lì)點(diǎn)選在了車架剛度較大的位置， 其中， 鴨嘴梁中點(diǎn)為X向激勵(lì)點(diǎn)； 飛行梁中點(diǎn)為Y向激勵(lì)點(diǎn)，Z向激勵(lì)點(diǎn)則選在了飛機(jī)梁與縱梁連接處下方位置. 試驗(yàn)通過DHDAS動(dòng)態(tài)信號(hào)采集分析系統(tǒng)得到了力錘的激勵(lì)信號(hào)和測(cè)點(diǎn)位置的響應(yīng)信號(hào)， 試驗(yàn)儀器如圖 5 所示.

圖 5 DHDAS動(dòng)態(tài)信號(hào)分析儀Fig.5 DHDAS analysis instrument of dynamic signal

試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析主要采用最小二乘復(fù)指數(shù)法及最小二乘復(fù)頻域法[12]. 本文則采用時(shí)域法對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理， 提取車架前十階模態(tài)參數(shù)， 有限元仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析結(jié)果對(duì)比如表 2 所示.

表 2 車架仿真與試驗(yàn)?zāi)B(tài)參數(shù)對(duì)比

由于測(cè)點(diǎn)位置分布較分散， 且測(cè)點(diǎn)較少， 激勵(lì)方式存在偏差， 使模態(tài)測(cè)試的結(jié)果存在多階參數(shù)的缺失. 但一階模態(tài)的試驗(yàn)結(jié)果與有限元分析結(jié)果誤差在7%以內(nèi)， 說明有限元模型基本準(zhǔn)確， 分析結(jié)果較為真實(shí)可靠.

1.3 車架強(qiáng)度分析

整車靜強(qiáng)度的分析原則是： 要求有足夠的約束條件以消除車架、 車身、 上裝等整體的剛體位移； 要求選取整車使用條件下的典型工況. 本文選取自卸車滿載狀態(tài)下的彎曲、 扭轉(zhuǎn)、 制動(dòng)、 轉(zhuǎn)向以及0°和30°舉升等6個(gè)工況對(duì)車架進(jìn)行了強(qiáng)度分析， 得到了主車架的應(yīng)力分布， 如圖 6 所示.

圖 6 6種工況下的主車架應(yīng)力云圖Fig.6 Stress analysis results of frame in six conditions

車架強(qiáng)度分析結(jié)果表明： 30°舉升工況， 車架縱梁與副車架連接位置的螺栓孔附近最大應(yīng)力為555.2 MPa， 超出材料屈服極限； 扭轉(zhuǎn)工況下， 車架縱梁的最大應(yīng)力接近材料屈服極限， 此處集中了駕駛室后懸置、 前一軸板簧支座， 且位于副車架與縱梁連接的斷面處， 總體布置不太合理； 用于固定車架與副車架連接的前兩組U型螺栓位置處的縱梁翼面邊緣存在大應(yīng)力區(qū).

2 車架優(yōu)化與分析

2.1 車架優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過對(duì)車架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)， 可以消除局部應(yīng)力過大， 解決材料浪費(fèi)的問題[13-14]. 由強(qiáng)度分析結(jié)論可知， 車架在舉升30°工況最大應(yīng)力超過了屈服極限， 在工程運(yùn)輸中可能會(huì)導(dǎo)致車架斷裂的情況出現(xiàn)； 平衡軸連接板、 飛機(jī)梁兩端、 尾梁在各個(gè)工況下應(yīng)力值均較低； 車架與副車架的連接板下部位置設(shè)計(jì)冗余. 現(xiàn)參照車架應(yīng)力云圖， 提出以下優(yōu)化方案：

1) 將平衡軸連接板、 尾梁由12 mm改為8 mm；

2) 將飛機(jī)梁兩端切除各50 mm；

3) 將用于固定車架與副車架聯(lián)接的前兩組U型螺栓改為彎板支架結(jié)構(gòu)；

4) 將用于固定車架與副車架的連接板沿x向延伸兩個(gè)螺栓孔并與鴨嘴梁共用， 切除連接板下端多余部分.

2.2 優(yōu)化前后方案對(duì)比分析

優(yōu)化后的車架質(zhì)量降低了34.74 kg， 實(shí)現(xiàn)了車架的輕量化. 為了驗(yàn)證優(yōu)化后方案對(duì)結(jié)構(gòu)的改進(jìn)效果， 還需要對(duì)兩個(gè)方案進(jìn)行模態(tài)、 剛度、 強(qiáng)度對(duì)比分析.

2.2.1 車架模態(tài)對(duì)比分析

對(duì)優(yōu)化后的車架進(jìn)行了自由模態(tài)分析， 得到的模態(tài)參數(shù)如表 3 所示.

表 3 優(yōu)化后的車架自由模態(tài)

將優(yōu)化后的車架模態(tài)參數(shù)與原方案進(jìn)行對(duì)比， 結(jié)果表明： 優(yōu)化后的車架前六階模態(tài)振型與原方案基本相同， 但優(yōu)化方案的一階模態(tài)頻率較原方案降低了1.66%. 后期進(jìn)行二次優(yōu)化分析時(shí)， 可著重以低階模態(tài)參數(shù)為優(yōu)化目標(biāo)， 以提高低階模態(tài)參數(shù)， 降低結(jié)構(gòu)共振風(fēng)險(xiǎn).

2.2.2 車架剛度對(duì)比分析

車架彎曲剛度

式中：Cw為車架彎曲剛度， N·m2；F為集中載荷， N；a為軸距， m；f為載荷作用點(diǎn)處的撓度， m.

車架扭轉(zhuǎn)剛度

式中：Cp為車架扭轉(zhuǎn)剛度， N·m2/°；T為扭轉(zhuǎn)力矩， N·m；l為前后懸置點(diǎn)的距離， m；θ為相對(duì)扭轉(zhuǎn)角， (°)；F為集中載荷， N；L為力臂， m；h為撓度值， m.

圖 7 優(yōu)化前后彎曲和扭轉(zhuǎn)狀態(tài)測(cè)點(diǎn)撓度Fig.7 Displacement of test points in bending and torsion conditions before and after optimization

因此， 要計(jì)算車架彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度， 需要首先計(jì)算車架彎曲狀態(tài)和扭轉(zhuǎn)狀態(tài)下的受力點(diǎn)的撓度. 圖 7 為測(cè)點(diǎn)位置的撓度變化曲線. 通過檢查車架彎曲和扭轉(zhuǎn)狀態(tài)下的撓度曲線是否有急劇變化和不連續(xù)的部分， 判定車架前后軸距間的剛度是否一致.

代入分析所測(cè)得受力點(diǎn)的撓度值， 可計(jì)算得到車架的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度. 車架優(yōu)化前后剛度對(duì)比結(jié)果如表 4 所示.

表 4 優(yōu)化前后車架剛度對(duì)比

結(jié)果表明， 優(yōu)化后的車架彎曲剛度比優(yōu)化前略降低， 但扭轉(zhuǎn)剛度有較大提升. 扭轉(zhuǎn)剛度的提升有利于發(fā)動(dòng)機(jī)及懸架的等的布置， 同時(shí)可以提高整車的操縱穩(wěn)定性及側(cè)傾穩(wěn)定性[15]， 因此， 優(yōu)化后的車架較優(yōu)化前性能略有提升.

2.2.3 車架強(qiáng)度對(duì)比分析

對(duì)自卸車車架進(jìn)行強(qiáng)度對(duì)比分析， 針對(duì)彎曲、 扭轉(zhuǎn)、 制動(dòng)、 轉(zhuǎn)向、 0°舉升和30°舉升等6個(gè)工況的最大應(yīng)力及其位置進(jìn)行分析， 得到車架的危險(xiǎn)位置和危險(xiǎn)工況， 從而為后續(xù)改進(jìn)提供依據(jù). 分析得到的車架最大應(yīng)力值及位置見表 5.

表 5 車架應(yīng)力最大值及位置

對(duì)比分析結(jié)果表明： 舉升工況應(yīng)力均有較大改善， 且30°舉升工況最大應(yīng)力不再超出屈服極限； 改進(jìn)方案的扭轉(zhuǎn)和轉(zhuǎn)向工況下應(yīng)力最大值仍接近屈服極限， 車架的安全系數(shù)仍較低.

3 結(jié) 論

本文針對(duì)自卸車進(jìn)行了有限元分析和優(yōu)化， 并對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行了強(qiáng)度、 剛度的校核， 對(duì)比改進(jìn)方案和原方案， 可得到以下結(jié)論：

1) 車架一階模態(tài)降低了1.66%， 仍在車輪頻率范圍內(nèi)；

2) 車架彎曲剛度降低了1.20%， 扭轉(zhuǎn)剛度提升了3.94%， 有利于整車布置；

3)優(yōu)化后車架在所有工況下均未超出屈服極限， 但車架扭轉(zhuǎn)和轉(zhuǎn)向工況應(yīng)力最大值均接近屈服極限， 安全性相對(duì)較差， 后續(xù)優(yōu)化須針對(duì)車架橫梁進(jìn)行優(yōu)化， 以提高車架抗扭特性.

優(yōu)化方案使車架總質(zhì)量降低了34.74kg， 降重約3.19%， 在保證強(qiáng)度和剛度的前提下， 實(shí)現(xiàn)了車架的輕量化， 節(jié)約了成本， 為企業(yè)后續(xù)優(yōu)化工作提供了依據(jù).

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Finite Element Analysis and Optimization for Frame of Dump Truck in Different Conditions

FAN Xiao-dong, YANG Shi-wen

(School of Mechanical and Power Engineering, North University of China， Taiyuan 030051, China)

In view of the heavy frame and bad ability of loading for a dump truck, the finite element analysis and experiment in different conditions were conducted for its frame, which was optimized for lightingweight. Firstly, 3D model of the frame was imported to HyperMesh in order to build the finite element model. Then, modal analysis was calculated for the frame. Dynamic signal collection and analysis system named DHDAS was used to do modal experiment, and the result shows the veracity of simulation model. The strength of the frame was analyzed in torsion, bending, turning, braking, 0 degree lifting and 30 degree lifting conditions with full load. Then an improved model project was put forward. The strength and stiffness has been checked to ensure the safety of frame. The weight of the frame has reduced by 3.19 percent, and torsion rigidity has improved by 3.94 percent in final. The result provides a reference for the coming design of company.

dump truck; frame; finite element analysis; wroking condition; lightweight

1673-3193(2016)06-0581-07

2015-12-09

樊曉冬(1992-)， 男， 碩士生， 主要從事車輛工程的研究.

U463.1

A

10.3969/j.issn.1673-3193.2016.06.006