丁福生，張瑞，呂紅明，郭旭，劉基岡

（224051 江蘇省 鹽城市 鹽城工學院 汽車工程學院）

0 引言

重型自卸車具有裝載量大、裝卸方便等優(yōu)點，因而被廣泛應用于礦山或土建工地等場所。由于其工作環(huán)境較惡劣，自卸車結構件容易發(fā)生彎曲、扭轉等變形損壞[1]。副車架是重型自卸車的最重要的承載部件之一，其結構強度等性能直接影響自卸車的性能、使用壽命及安全狀況。

近年來，國內(nèi)很多學者對自卸車副車架的強度及輕量化設計進行了研究。李海崗等[2]聯(lián)合應用ADAMS 和ANSYS 兩大軟件對自卸車汽車副車架進行卸載工況下的強度分析；陳自云等[3]利用動態(tài)信號采集分析系統(tǒng)采集車架的模態(tài)參數(shù)，驗證仿真模型的準確性，針對車廂位于0°和30°兩個位置的工況，對車架進行強度分析，提出了車架的優(yōu)化方案?，F(xiàn)有研究都是取車廂的一兩個極限位置時的載荷進行仿真分析，對自卸汽車副車架在車廂舉升和卸載全過程中的動態(tài)變化載荷研究較少?；诖耍疚尼槍ψ孕镀嚫避嚰軓姸刃：怂┘拥妮d荷邊界條件難以精確測量的問題，以有限元理論和多體系統(tǒng)運動學為基礎，研究某自卸汽車副車架的結構強度及輕量化的問題。根據(jù)仿真結果，對薄弱位置進行尺寸優(yōu)化，使副車架在滿足強度要求的前提下，用料最少、質(zhì)量最輕、經(jīng)濟性最好，并提出改進設計方案。

1 重型自卸車結構及參數(shù)分析

本文所研究的重型中頂式自卸車的車廂尺寸為5.60 m×2.35 m×1.50 m，設計承載能力為35 t，適用于6×4 底盤。以設計圖紙為基礎，通過三維建模軟件UG 對副車架、舉升裝置和車廂進行建模，該模型結構如圖1 所示。

圖1 重型自卸車模型結構Fig.1 Model structure of heavy dump truck

重型自卸車的車架一般分為2 部分：主車架和副車架，其中主車架和底盤為一個總成結構，而副車架是獨立的，其作用是連接車廂和底盤，并裝有舉升機構。貨車的副車架類型有邊梁式、中梁式和綜合式，本文所研究的重型自卸車采用的是邊梁式副車架，其結構如圖2 所示。

圖2 副車架模型Fig.2 Sub-frame model

2 運動仿真分析

在產(chǎn)品的設計中，首先，進行三維模型的創(chuàng)建，并根據(jù)零部件的位置關系進行裝配；其次，確定其功能是否能實現(xiàn)。對于運動機構的設計，還要考慮各部件是否存在運動干涉、運動是否平穩(wěn)可靠、受力的變化是否對整體部件有影響以及是否滿足整體設計的要求等。通過對舉升機構進行運動學仿真，查看零件間是否存在運動干涉，同時計算出車廂處于不同位置時，舉升油缸所需提供的推力，為后續(xù)的副車架進行強度校核提供精確的載荷邊界條件。

2.1 自卸車的力學模型

通過對自卸車工作原理的分析，工作力學模型進行簡化處理如圖3 所示，以車廂翻轉支撐座軸承O為原點建立坐標系，以△ABC表示三角臂結構，線段AF 表示拉桿，線段BE 表示液壓缸。副車架分別與拉桿鉸鏈連接F 點，與舉升油缸鉸鏈連接于點E；三角臂與車廂鉸鏈連接為C 點，同時和拉桿鉸鏈連接于A 點，與舉升液壓缸鉸鏈連接于B點。舉升機構舉升前和舉升后時的兩種狀態(tài)分別為ABCEF、A1B1C1EF 所組成的機構。

圖3 二維力學模型Fig.3 2D mechanical model

2.2 運動仿真模型建立及結果

利用UG 軟件中的運動仿真模塊功能，根據(jù)自卸車卸載的運動原理，將活塞推桿設置為驅動體，自卸車滿載為35 t，設置解決方案對模型進行計算。計算結束后，零件之間不存在干涉現(xiàn)象，驗證了該模型的約束是正確的。通過運動仿真的分析結果，可以得到活塞推桿的作用力隨時間變化的曲線圖，如圖4 所示，在滿載初始舉升時活塞桿的作用力為2.276×106N，車廂傾斜45°進行卸載時，活塞推桿的作用力為1.982×106N。

圖4 活塞推桿作用力隨時間變化曲線Fig.4 The curve of piston push rod force by time

3 自卸車副車架強度分析

副車架的強度分析是指在各種工況受到載荷作用下，運用有限元單元法得到副車架的應力分布和變形情況。副車架的受力狀況比較復雜，并且在卸載工況時受力不均勻，可能會由于局部應力集中導致副車架斷裂或變形，因而會使自卸車無法正常工作，甚至引起重大事故，因此在重型自卸車設計階段必須對副車架進行運動校核和強度校核。

3.1 副車架有限元模型

將副車架的三維模型導入HyperMesh 軟件，劃分網(wǎng)格，建立有限元模型，如圖5 所示。在構建自卸車副車架有限元模型時，不僅要考慮模型與實際的緊密結合程度，還要考慮模型計算的可行性，所以對副車架三維模型進行合理簡化，忽略模型中的非承載件，省略需要特別關注的細節(jié)（如橫梁倒角、細小螺栓孔）[4]。副車架主要是由型材焊接而成，本文主要考慮型材應力過大引起的破壞，不考慮零件間焊縫強度，因此利用剛性單元模擬焊縫；副車架的型材是較規(guī)則的零件，具有長度、寬度方向尺寸大，厚度薄的特點，因此，對型材進行抽中性面，將三維薄壁實體模型轉換為二維面體模型實現(xiàn)降維簡化[5]。定義單元長度為10 mm，利用四邊形平面網(wǎng)格把副車架模型離散化為103.7 k 個單元。副車架的材料為Q345A，其彈性模量E=2.1×105MPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.85×10-6kg/mm3，屈服強度σs=345 MPa，抗拉強度σb=590 MPa。

圖5 副車架的有限元模型Fig.5 Finite element model of sub-frame

3.2 邊界條件和載荷工況的確定

由圖4 可知，液壓油缸在驅動車廂運動過程中，不同位置的油缸推力是不同的。在初始舉升時，油缸推桿對副車架的最大作用力為2.276×106N，活塞推桿與水平面的夾角為10°。在貨物下滑臨界工況時，車廂繞翻轉軸被舉升到與平面夾角45°時，油缸推桿對副車架的反作用力為1.982×106N?；钊茥U與水平面的夾角為80°。

將液壓油缸提供最大推力的2 個位置分別是車廂初始舉升位置和車廂舉升到最高位置。將這2 個位置的分析工況分別定義為初始舉升工況和貨物下滑臨界工況，設置載荷和位移邊界條件，對副車架總成進行有限元分析。

3.3 強度分析結果

在初始舉升工況時，應力云圖和位移云圖如圖6 和圖7 所示，最大應力為477.2 MPa，最大位移為0.38 mm。

圖6 初始舉升工況應力云圖Fig.6 Stress of initial lifting condition

圖7 初始舉升工況的位移云圖Fig.7 Displacement of initial lifting condition

在貨物下滑臨界工況時，應力云圖和位移云圖如圖8 和圖9 所示。貨物下滑臨界工況時最大應力為314.4 MPa，最大位移為0.54 mm。

圖8 貨物下滑臨界工況的應力云圖Fig.8 Stress of critical condition of cargo sliding

圖9 貨物下滑臨界工況的位移云圖Fig.9 Displacement of critical condition of cargo sliding

3.4 強度分析結果的研究

判斷該重型自卸車副車架能否安全使用，需要計算安全系數(shù)。如果安全系數(shù)≥1，則說明該機構能夠正常安全地使用；安全系數(shù)<1，則需要對該機構的部分零件進行優(yōu)化，使其能夠達到安全使用。副車架所采用的材料Q345A 的屈服極限應力為345 MPa。2 種工況靜力分析如表1 所示。

表1 2 種工況靜力分析Tab.1 Static analysis of two working conditions

4 重型自卸車副車架的結構優(yōu)化

在滿載初始舉升工況時，舉升機構支撐梁螺栓孔周圍出現(xiàn)應力集中的狀況，如圖10 所示。該情況容易導致零件出現(xiàn)變形、破裂等危險狀況，因此，必須對該部件進行優(yōu)化，使其能達到安全使用范圍。由于該應力集中于螺栓孔周圍，因此無法改變其結構，只能通過對支撐梁進行尺寸優(yōu)化改善其強度。

圖10 舉升機構支撐梁應力集中Fig.10 Stress concentration of lifting mechanism support beam

優(yōu)化設計有3 個要素，即設計變量Xi、目標函數(shù)f（X）和約束條件hk（X）[6]。優(yōu)化數(shù)學模型可以描述為

（1）設計變量Xi

設計變量參數(shù)一般取模型中的主要幾何參數(shù)，是優(yōu)化設計中的自變量[7]。設計變量參數(shù)的數(shù)量與迭代次數(shù)直接相關，為了提高設計效率，通常選擇盡量少的變量參數(shù)。本文選擇副車架舉升機構支撐梁的厚度參數(shù)作為設計變量。設計變量的初始值，最小值為10 mm，最大值。

（2）約束條件hk（X）

約束函數(shù)對副車架結構最大應力進行限制。首先對原參數(shù)化模型進行有限元分析，然后提取最大應力值σmax[8]，本車副車架材料的屈服極限[σs]=345 MPa，從而構成完整的強度約束hk（X）≤345 MPa。

（3）目標函數(shù)f（X）

目標函數(shù)值隨著設計變量的變化而變化，它是設計變量的函數(shù)，目標函數(shù)是優(yōu)化設計過程中要盡量減小的數(shù)值。本研究的目的是在保證副車架在正常裝載和卸載工作的前提下，盡量降低副車架的自重，因此將車架的總質(zhì)量作為優(yōu)化目標函數(shù)。

經(jīng)過對舉升機構支撐梁進行多次優(yōu)化迭代，當支撐梁厚度為13 mm 時滿足安全要求，對比多次迭代結果中支撐梁厚度為整數(shù)的優(yōu)化結果，如表2 所示。

表2 優(yōu)化結果對比Tab.2 Comparison of optimization results

5 結語

重型自卸車副車架是整車的承載部件，是影響自卸車安全性能的重要因素。以有限元理論為基礎，采用三維設計軟件UG 從零部件建模和裝配開始，再進行舉升結構運動仿真分析，得到支撐油缸的推力曲線，最后根據(jù)裝配模型和載荷曲線進行有限元分析。使用OptiStruct 軟件分析計算了車廂滿載的情況下的初始舉升工況和貨物下滑臨界工況。計算發(fā)現(xiàn)，初始舉升工況下，梁螺栓孔周圍最大應力為477.2 MPa，遠超過材料的屈服強度，需要對副車架的支撐梁進行重新設計。采用尺寸優(yōu)化技術進行優(yōu)化，得到板厚為13 mm 時，最大應力為313.6 MPa，低于選用材料的屈服強度345 MPa，安全系數(shù)為1.1。優(yōu)化后的副車架結構符合強度要求，為產(chǎn)品的后續(xù)設計提供了依據(jù)。