周慶輝,劉李艷 ,沈明波

(1.北京建筑大學 機電與車輛學院,北京 100044; 2.北汽福田汽車,北京 102206)

前舉升式自卸汽車副車架輕量化優(yōu)化設計

周慶輝1,劉李艷1,沈明波2

(1.北京建筑大學 機電與車輛學院,北京 100044; 2.北汽福田汽車,北京 102206)

工程長貨箱自卸車副車架存在結構設計不合理、浪費材料、強度不均的問題,以前舉升式自卸汽車貨箱內7.2 m副車架為研究對象,采用等強度設計法與有限元分析法相結合.首先使用前處理器軟件HyperMesh建立副車架模型;其次用求解器軟件MSC.Nastran模擬計算;最后用后處理器軟件HyperView進行有限元強度、剛度、模態(tài)分析.結構優(yōu)化后,副車架的橫梁和內襯梁材料由A610L改成Q345,整車質量減輕142.6 kg,整車及零部件的整體強度和剛度提高,彎曲剛度降低3.2%,扭轉剛度降低6.1%.

自卸汽車; 輕量化; 優(yōu)化設計; 等強度; 有限元

自卸車產品主要用于工況、建筑、水利水電施工工地及港口物流等相關場合,具有廣泛的適應性[1].隨著國家對汽車超限超載的嚴格治理及環(huán)保節(jié)能等相關政策的頒布實施,對汽車總質量有著嚴格的要求，而客戶在追求經濟利益最大化的前提下,總是要求在汽車總質量確定的情況下,加載質量越大越好,故障率越低越好，因此,對系列自卸汽車上裝輕量化的優(yōu)化設計勢在必行[2].

目前，工程中大量使用的自卸汽車多為T式中舉自卸汽車及前舉升自卸汽車[3]，T式三角架放大舉升機構又叫前推式,舉升力系數(shù)小,省力,油壓特性好,但是由于其液壓舉升系統(tǒng)安裝于貨箱底部導致貨箱底板與副車架閉合高度較高,底板骨架及副車架的結構工藝性較差,副車架及貨箱底板骨架經常出現(xiàn)開裂等損壞，前頂舉升式自卸汽車結構簡單，貨箱底板與主車架上平面的閉合高度可以很小,整車穩(wěn)定性好,液壓系統(tǒng)壓力較小,貨箱底板骨架及副車架設計工藝性較好,故障率較低,但前頂多級缸行程較大,造價較高,適用于中重型自卸汽車，特別是長貨箱自卸車[4].問題是由于長貨箱自卸車副車架及貨箱一般較長,為適應用戶超載,許多自卸車改裝企業(yè)存在設計結構不合理,有大量浪費材料及強度不均的現(xiàn)象.

自卸汽車上裝輕量化的優(yōu)化設計方法，主要采用等強度設計法和有限元分析法[5].

(1) 等強度設計法即保持原構件的結構形式不變,用高強度鋼板代替普通鋼板后自卸汽車的質量得到大幅度下降，但強度保持不變.等強度設計法計算簡單,使用方便,在一般輕量化結構設計中被經常使用[6].

自卸汽車上裝的承載結構大部分為薄壁構件,構件受到的應力主要包括薄膜應力和彎曲應力兩部分.薄膜應力沿厚度均勻分布,彎曲應力關于中面反對稱設原構件普通鋼板的壁厚和屈服應力分別為t0和(σs)0,高強度鋼板構件的壁厚和屈服應力分別為t1和(σs)1.由于薄膜應力與板厚t成反比,假設替代前后構件的安全系數(shù)保持不變,對彎曲應力為零的薄壁構件,壁厚與應力的關系為

(1)

同理,彎曲應力與板厚t2成反比,對薄膜應力為零的薄壁構件,壁厚與應力的關系為

(2)

一般情況下薄壁構件同時存在薄膜應力和彎曲應力,原則上替換后的高強度鋼板的壁厚應介于兩者之間,即

(3)

由于自卸汽車涉及了彎曲、扭轉、制動、轉彎、舉升的各種工況,受力復雜,其關鍵部件的副車架縱梁、貨箱縱梁及三角形放大架等零部件的壁厚一般按式(3)的上限取值.

(2) 有限元分析法即用較簡單的問題代替復雜問題后,它將求解域看成是由許多稱為有限元的小互連子域組成,對每一單元假定一個合適的近似解,然后推導求解這個域總的滿足條件,從而得到問題的近似解[7].由于大多數(shù)實際問題難以得到準確解,而有限元計算精度高,能適應各種復雜形狀,成為有效的工程分析手段，它可分成3個階段:前處理、處理和后處理.前處理是建立有限元模型,完成單元網格劃分;后處理則是采集處理分析結果,使用戶能簡便提取信息,了解計算結果[8].

1 副車架的模型建立和強度分析計算

1.1 副車架有限元模型的建立

本文以前舉升式自卸汽車貨箱內7.2 m副車架為研究對象,進行有限元強度、剛度、模態(tài)分析及結構優(yōu)化.首先建立副車架的模型,然后進行網格劃分.根據副車架幾何模型,建立的副車架模型如圖1所示.副車架有限元網格大小按照10 mm進行劃分,單元類型為QUAD4及少量TRIA3板殼單元，模型中長度單位為mm,力單位為N,重力加速度取1g=9 800 mm/s2.

圖1 副車架模型Fig.1 Sub frame model

本文以副車架為研究對象,載荷主要包括兩個部分[9].

(1) 對于副車架的自重,根據軟件自身功能,在前處理程序中輸入對應材料的密度和重力加速度,程序便根據輸入單元截面形狀,計算出其面積、體積和質量.

(2) 對于整車的負載,根據力和力矩的等效原理,等效加載于副車架中.

1.2 副車架強度分析

為了清楚說明優(yōu)化方案和強度計算結果中各個橫梁的位置,需要對副車架的各個橫梁進行命名,如圖2所示.

圖2 副車架的橫梁說明Fig.2 Cross section description for sub frame

設計之前副車架材料均為Q345,等強度設計后，除第10橫梁及第1、第2交叉橫梁外均為A610L高強鋼,按照式(2)計算后第1～9橫梁壁厚均由6 mm變?yōu)? mm,縱梁厚度由8 mm變?yōu)? mm,縱梁內襯梁厚度由6 mm變?yōu)? mm,采用高強度鋼板代替后副車架減少質量約15%.

本次強度分析共涉及了彎曲、扭轉、制動、轉彎、舉升0°和舉升20° 6種工況,設定各種工況的額定載質量均為35 000 kg，材料參數(shù)及強度評價條件如下:

(1) 彎曲工況,參考以前重卡的電測結果,取動載系數(shù)1.7,疲勞系數(shù)1.4，則對于A610L材料,許用應力為500/1.7/1.4=210 MPa;Q345材料,許用應力為345/1.7/1.4=144 MPa.

(2) 扭轉、轉彎及制動工況,取動載系數(shù)1.2,疲勞系數(shù)1.2，則對于A610L材料,許用應力為500/1.2/1.2=347 MPa;Q345材料,許用應力為345/1.2/1.2=240 MPa.

(3) 舉升工況,取疲勞系數(shù)1.2，則對于A610L材料,許應力為500/1.2=417 MPa;Q345材料,許應力為345/1.2=288 MPa.

1.3 副車架強度計算結果及分析

通過有限元分析分別得出6種工況的強度計算結果，其分析結果如表1所示.

表1 各工況最大應力結果Tab.1 Maximum stress result under different working conditions MPa

根據計算結果發(fā)現(xiàn)副車架應力最惡劣的工況為扭轉工況及舉升20°工況,圖3為扭轉工況下副車架的Von-Mises應力云圖,圖4為舉升20°工況下副車架的Von-Mises應力云圖.

圖3 扭轉工況下副車架的Von-Mises應力云圖Fig.3 Von-Mises stress nephogram of sub frame under torsion

從圖3和圖4中可以看出:副車架應力總體分布比較均勻,但是在扭轉工況及舉升20°工況下,局部應力偏高,均發(fā)生在副車架的右前部.根據模擬分析,在保證該車運行的安全性能的情況下,降低副車架的局部應力成為結構優(yōu)化的主要內容.

圖4 舉升20°工況下副車架的Von-Mises應力云圖Fig.4 Von-Mises stress nephogram of sub frame under lifting 20° working condition

2 副車架優(yōu)化方案

從模擬分析中可以得出:副車架縱梁的前端扭轉工況及舉升20°工況下應力最高,為了降低該應力,對副車架可以采取了以下優(yōu)化方案:

(1) 橫梁的優(yōu)化方案將第1交叉橫梁前后的橫梁和第9橫梁去掉,剩余橫梁除圓管梁外厚度減至4 mm,圓管梁厚度減至7 mm,然后將原來的第3,4,7橫梁位置重新排布,同時將橫梁改成16 Mn材料,優(yōu)化前橫梁的總質量為137.4 kg,優(yōu)化后質量為57.4 kg,減少質量80.0 kg,如圖5所示.

(2) 第1交叉橫梁優(yōu)化方案將第1交叉橫梁去掉優(yōu)化前第1交叉橫梁的總質量為45.9 kg,優(yōu)化后質量為0 kg,減少質量45.9 kg.

(3) 縱梁前端增加角板在縱梁的前端局部增加角板,厚度4 mm,優(yōu)化前質量為0 kg,優(yōu)化后質量為0.8 kg,增加質量0.8 kg,如圖7所示.

(4) 第2交叉橫梁優(yōu)化方案如圖8所示,所有零件的厚度均修改為4 mm,優(yōu)化前質量為55.0 kg,優(yōu)化后質量為37.5 kg,減少質量17.5 kg.

(5) 內襯梁優(yōu)化方案如圖9所示,內襯梁的材料由A610L改成16 Mn,優(yōu)化前質量為94.9 kg,優(yōu)化后質量為94.9 kg,減少質量0 kg.梁前端增加角板在縱梁的前端局部增加角板,厚度4 mm,優(yōu)化前質量為0 kg,優(yōu)化后質量為0.8 kg,增加質量為0.8 kg,如圖7所示.

圖5 副車架橫梁優(yōu)化方案Fig.5 Sub frame cross beam optimization scheme

圖6 副車架第1交叉橫梁優(yōu)化方案Fig.6 The first cross beam optimization scheme of subprime

圖7 前端增加角板的優(yōu)化方案Fig.7 An optimization scheme for increasing the angle plate at the front

圖8 第2交叉橫梁的優(yōu)化方案Fig.8 Optimization scheme of second cross beam

圖9 內襯梁的優(yōu)化方案Fig.9 Optimization scheme of lining beam

采取上述優(yōu)化方案后,副車架減輕了142.6 kg,同時有152.3 kg的材料由A610L材料改成Q345材料(副車架的橫梁和內襯梁),也可以降低成本,優(yōu)化后最大應力處應力明顯降低,在各個工況下基本可滿足強度評價標準.

3 副車架優(yōu)化前后強度分析結果對比

6種工況中,扭轉工況和舉升20°工況優(yōu)化后，副車架總成的最大應力比優(yōu)化前明顯降低,其他工況優(yōu)化前后的最大應力相差不大,具體的對比結果如圖10所示.

圖10 舉升20°工況下副車架總成Von-Mises應力云圖對比Fig.10 Comparison of Von-Mises stress nephogram of sub frame assembly under lifting 20° working condition

根據前面的計算結果,將副車架各部分在各工況下優(yōu)化前后的最大應力值統(tǒng)計出來,如表2所示.優(yōu)化后各工況的最大應力均滿足強度評價要求,所以能夠滿足該車的正常使用,并且整車的性能大幅度提高了.

4 副車架優(yōu)化前后剛度對比

利用有限元分析法,優(yōu)化設計前后分別進行副車架的剛度計算,包括彎曲剛度和扭轉剛度.

(1) 彎曲剛度:縱梁前端yz方向的自由度和后端xyz方向的自由度,在兩個縱梁的前后懸置中點處分別施加一個500 N的力,彎曲剛度的計算公式為

(4)

式中:F為施加載荷;a為軸距;f為撓度.

根據式(3)計算,優(yōu)化前的彎曲剛度:F=1 000 N,a=6 686 mm,f=(0.999 9+0.999 6)/2=0.999 75,EI=Fa3/(48f)=1 000×6 6863/(48×0.999 75)=6.23×106N·m2.

優(yōu)化后的彎曲剛度:F=1 000 N,a=6 686 mm,f=(1.034+1.032)/2= 1.033,EI=Fa3/(48f)=1 000×6 6863/(48×1.033)=6.03×106N·m2.

優(yōu)化前車架彎曲位移如圖11所示，優(yōu)化后車架彎曲位移如圖12所示.

表2 優(yōu)化前后副車架在各個工況下的最大應力對比

(2) 扭轉剛度:車架的扭轉剛度分析邊界條件,約束縱梁后端xyz方向的平動自由度和y方向的轉動自由度;在縱梁前端施加一對1 000 N方向相反的力,扭轉剛度的計算公式為

(5)

式中:L為力臂長;θ為扭轉角(°).

圖12 優(yōu)化后車身彎曲位移圖Fig.12 Bending displacement diagram of car body after optimization

將優(yōu)化前后的剛度計算結果匯總成表格,如表3所示.通過對比發(fā)現(xiàn),優(yōu)化后車架的彎曲剛度和扭轉剛度都有所降低,但是降低范圍在許可范圍之內.

表3 優(yōu)化前后剛度結果對比Tab.3 Comparison of stiffness results before and after optimization

5 結論

本文針對前舉升自卸車副車架,通過等強度設計與有限元分析相結合的方法進行優(yōu)化設計.

(1) 等強度設計之前副車架材料均為Q345,等強度設計后除第10橫梁及第1、第2交叉橫梁外均為A610L高強鋼,計算后第1～9橫梁壁厚均由6 mm變?yōu)? mm,縱梁厚度由8 mm變?yōu)? mm,縱梁內襯梁厚度由6 mm變?yōu)? mm,采用高強度鋼板代替后副車架減少質量約15%.

(2) 利用有限元分析法,優(yōu)化設計前彎曲剛度為6.23×106N·m2,優(yōu)化后為6.03×106N·m2,降低3.2%,優(yōu)化前扭轉剛度為13 650 N·m2/deg,優(yōu)化后扭轉剛度為12 816 N·m2/deg,降低6.1%.

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Lightweight optimization design for sub-frame of front lifting dump truck

ZHOUQinghui1,LIULiyan1,SHENMingbo2

(1.Institute of Electrical and Mechanical and Vehicle,Beijing University of Civil Engineering and Architecture,Beijing 100044,China;
2.Beiqi Futian Automobile,Beijing 102206,China)

The vice frame of engineering dump truck has unreasonable structure design,waste material and uneven strength.This paper used a 7.2 m sub-frame of the front lifting dump truck as the research object,combine strength design method and the finite element analysis method.Firstly,the sub-frame model is set up by commercial software HyperMesh,and then use solver software MSC.Nastran simula-tion,finally,the post processing software HyperView is subjected to finite element strength,stiffness,and modal analysis.After the optimization of the structure,change cross member and lining beamof sub-frame from A610L to Q345,the weight of the whole vehicle is reduced by 142.6 kg.The overall strength and stiffness of the vehicle and its components are improved.The bending stiffness is reduced by 3.2%,6.1% reduction in torsional rigidity.

dump truck; lightweight; optimal design; equal strength; finite element

周慶輝(1973—),男,副教授,博士.E-mail:qhzhou@yeah.net

TG 156

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1672-5581(2017)05-0409-06