重型自卸車車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析與改進(jìn)研究*

郝明剛，王鐵，陳峙，褚玉鋒，劉倫倫，姚鵬華

(太原理工大學(xué)車輛工程系，山西太原030024)

0 引言

自卸車工作環(huán)境復(fù)雜、行駛工況惡劣且承載質(zhì)量大，車架作為自卸車的承載基體，承受著汽車行駛過程中所產(chǎn)生的各種力和力矩［1-2］。由于車架性能直接影響整車的安全性能，車架必須要有足夠的強(qiáng)度和剛度以抵抗外力引起的變形和破壞［3］。

有限元分析方法作為一種先進(jìn)的分析手段，在車輛結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中發(fā)揮著越來越重要的作用。目前，有限元技術(shù)在車架分析中大多集中在有限元建模方法［4］、結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)［5］以及動(dòng)態(tài)特性預(yù)測(cè)與分析［6］等方面。

本研究以6×4型工程專用重型自卸車車架為研究對(duì)象，建立車架結(jié)構(gòu)的有限元模型，并分析多工況下車架的受力情況，最后，針對(duì)車架結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)提出合理的改進(jìn)方案。

1 車架結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

該TY型自卸車車架采用邊梁式主副一體式車架結(jié)構(gòu)，主要由2根縱梁、5根橫梁、管梁、連接板、加強(qiáng)筋以及翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)等組成。縱梁采用直通梁，車架全長(zhǎng)7 557 mm，寬為897 mm?？v梁為工字型變截面結(jié)構(gòu)，前低后高，最大截面高度為370 mm。

車架結(jié)構(gòu)的三維模型如圖1所示。

圖1 主副一體式車架三維模型

本研究使用Hypermesh軟件建立整車的有限元模型，為了保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，建模時(shí)先設(shè)定單位制。長(zhǎng)度單位為“mm”，力的單位為“N”，重力加速度g取9800mm/s2。

車架總成所有零部件材料均采用WL510，其力學(xué)性能如表1所示。

表1 WL510材料力學(xué)性能

早期的車架結(jié)構(gòu)分析受計(jì)算機(jī)水平的限制，通常采用梁?jiǎn)卧M車架縱梁和橫梁等結(jié)構(gòu)，此類有限元模型能夠較好地反映出結(jié)構(gòu)的剛度特性，但卻無法準(zhǔn)確地反映出結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布狀況［7］。由于該自卸車車架縱梁、橫梁以及各連接板均為一系列形狀復(fù)雜的薄壁型板材組成，故在Hypermesh中采用板殼單元對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格離散，能在保證分析結(jié)果精度的前提下適當(dāng)減小計(jì)算規(guī)模;車架翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、平衡軸和板簧座等部件采用四面體實(shí)體單元離散;車架各處連接螺栓和焊縫可采用剛性單元來模擬。

懸架結(jié)構(gòu)的模擬是車架有限元建模分析的關(guān)鍵所在。3根車橋均采用直徑為100 mm的圓形截面梁?jiǎn)卧M。前板簧剛度為450 N/mm，采用彈簧單元來模擬;為了使計(jì)算分析中的車架支撐邊界符合實(shí)際情況，筆者將后鋼板彈簧(剛度4000 N/mm)等效為一根等剛度水平放置的矩形截面梁，等效梁截面高H通過下式計(jì)算求得［8］:

式中:K—后鋼板彈簧垂直剛度;B—簧片截面寬度;E—材料彈性模量;L—鋼板彈簧兩吊耳間的水平距離。

為更加真實(shí)地反映自卸車車架的受力情況，建模時(shí)筆者將輪胎的變形也考慮在內(nèi)。自卸車前、后輪胎均采用彈簧單元(Spring)模擬，前一橋輪胎平均剛度為1300 N/mm，后一橋和后二橋輪胎平均輪胎剛度為2600 N/mm。

前、后懸架簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 前、后懸架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化模型

車架承受的載荷包括自身載荷和有效載荷。自身載荷主要是車架自重、駕駛室900 kg、發(fā)動(dòng)機(jī)875 kg、變速箱290 kg、油箱435 kg、蓄電池110 kg等載荷;有效載荷主要指貨物質(zhì)量，該自卸車額定載重30 t，但考慮到實(shí)際運(yùn)輸中車輛超載現(xiàn)象，所以分析時(shí)按45 t進(jìn)行。

本研究只對(duì)車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行分析，對(duì)其他部件不進(jìn)行具體分析，故建模時(shí)除車架之外的其他部件均采用外廓尺寸和質(zhì)量相同的方形實(shí)體代替。各部件與車架的連接處采用梁?jiǎn)卧B接。車架承受的外部重力和自身重力由系統(tǒng)加速度自動(dòng)計(jì)入，設(shè)置整體重力加速度為g，方向豎直向下。根據(jù)初算結(jié)果，本研究對(duì)縱梁與橫梁連接部位、縱梁變截面部位等應(yīng)力較高區(qū)域進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化，以保證重點(diǎn)關(guān)心區(qū)域的計(jì)算精度。

裝配后的整車結(jié)構(gòu)有限元模型如圖3所示，總共包含346 995個(gè)節(jié)點(diǎn)，689 846個(gè)單元。

圖3 整車結(jié)構(gòu)有限元模型

2 典型工況下車架強(qiáng)度分析

車架材料WL510為合金鋼，其結(jié)構(gòu)的失效形式一般為塑性屈服失效，因此可采用第4強(qiáng)度理論對(duì)其進(jìn)行von mises應(yīng)力評(píng)價(jià)［9］。

依據(jù)第4強(qiáng)度理論定義，在任意應(yīng)力狀態(tài)下，材料不發(fā)生破壞的條件為:

式中:σ1，σ2，σ3—第一、第二、第三主應(yīng)力;［σ］—許用應(yīng)力。

該車架材料的許用應(yīng)力［σ］為:

式中:n—安全系數(shù)。

根據(jù)自卸車實(shí)際工作時(shí)的受力狀態(tài)和車輛試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)車架的分析包括滿載彎曲工況、滿載扭轉(zhuǎn)工況、貨箱舉升開始瞬間(舉升0°)及貨箱舉升45°工況。

2.1 滿載彎曲工況分析

彎曲工況用于模擬自卸車滿載條件下在平直良好路面上勻速行駛的狀態(tài)，該工況車速較高，動(dòng)載系數(shù)取2.0［10］。按照車輛坐標(biāo)系，此時(shí)前一橋輪胎下端約束y、z方向的平動(dòng)自由度，上端約束y方向平動(dòng)自由度。后一橋和后二橋輪胎下端約束x、y、z方向的平動(dòng)自由度，上端約束x、y方向平動(dòng)自由度。

應(yīng)力分布如圖4所示，彎曲工況下最大應(yīng)力為289 MPa，出現(xiàn)在第4橫梁上連接板連接處。該工況經(jīng)強(qiáng)度校核，安全系數(shù)為1.62。

圖4 彎曲工況應(yīng)力圖

2.2 滿載扭轉(zhuǎn)工況分析

扭轉(zhuǎn)工況指自卸車滿載在崎嶇不平的路面上低速行駛狀態(tài)，這種工況下的動(dòng)載在時(shí)間上變化的緩慢，慣性載荷很小，故動(dòng)載荷系數(shù)取1.3。取右前輪懸空的極限狀態(tài)模擬，此時(shí)釋放右前輪的所有自由度，其他輪胎的約束情況同彎曲工況時(shí)的約束。

應(yīng)力結(jié)果如圖5所示。該工況下車架最大應(yīng)力為192.2 MPa，出現(xiàn)在第四橫梁上連接板處，經(jīng)強(qiáng)度校核安全系數(shù)為2.43。

2.3 舉升0°工況分析

舉升0°工況用于模擬舉升機(jī)構(gòu)舉升瞬間，貨箱底面剛要脫離縱梁上翼面的狀態(tài)，該工況也是可能的危險(xiǎn)工況。將貨箱底面與縱梁上翼面之間的連接全部取消，貨箱作用于車架的載荷通過舉升缸支座和翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)后鉸鏈的兩個(gè)端點(diǎn)(共3點(diǎn))傳遞至車架，此時(shí)釋放舉升機(jī)構(gòu)和翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)與貨箱鉸接處繞y方向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，約束情況同扭轉(zhuǎn)工況應(yīng)力圖。

圖5 彎扭工況應(yīng)力圖

應(yīng)力分布如圖6所示。該工況下車架最大應(yīng)力為339.7 MPa，出現(xiàn)在第四橫梁下連接板處，自卸車長(zhǎng)期卸載作業(yè)時(shí)，此處容易疲勞破壞。

圖6 舉升0°工況應(yīng)力圖

2.4 舉升45°工況分析

該工況用于模擬貨箱舉升至45°即將卸貨的狀態(tài)。冬季，由于天氣寒冷或其他原因，車廂有時(shí)不能正常打開，極易造成自卸車側(cè)翻并對(duì)車架造成破壞。將貨箱繞翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)旋轉(zhuǎn)45°，貨箱載荷通過舉升缸支座和翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)后鉸鏈點(diǎn)傳遞至車架，此時(shí)同樣釋放舉升機(jī)構(gòu)和翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)與貨箱鉸接處繞y方向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，約束情況同滿載彎曲工況。應(yīng)力分布如圖7所示。舉升45°時(shí)車架最大應(yīng)力達(dá)到426.4 MPa，出現(xiàn)在第四橫梁下連接板處，局部應(yīng)力過大存在開裂風(fēng)險(xiǎn)。

圖7 舉升45°工況應(yīng)力圖

3 車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)

由上述分析可知，雖然各工況下車架最大應(yīng)力均小于材料的屈服極限，能夠滿足正常使用需求。但該自卸車經(jīng)常用于礦山、建筑工地等，使用情況極其復(fù)雜，且各工況下車架的最大應(yīng)力值均出現(xiàn)在第四橫梁區(qū)域，尤其是舉升工況下最大應(yīng)力值已接近材料的屈服極限，存在疲勞斷裂風(fēng)險(xiǎn)，極有必要對(duì)該處結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)以降低局部應(yīng)力。

3.1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

第四橫梁區(qū)域應(yīng)力集中比較嚴(yán)重，現(xiàn)對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，主要有以下3個(gè)方面:

(1)由于第四橫梁上連接板距縱梁上翼面還有一定間距，故可增加第四橫梁高度，將其由原來的245 mm加高至318 mm，以增加其強(qiáng)度。

(2)第四橫梁上連接板也相應(yīng)的加高73 mm，以增加其抗彎扭能力。

(3)增加第四橫梁上連接板與車架縱梁腹板之間螺栓連接數(shù)目，并重新布局螺栓連接位置。下連接板高度不變，改進(jìn)前、后第四橫梁組件對(duì)比圖如圖8所示。

圖8 改進(jìn)前、后第四橫梁組件對(duì)比圖

3.2 改進(jìn)方案強(qiáng)度分析

重新對(duì)結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的車架總成進(jìn)行強(qiáng)度分析，其中載荷施加和約束方式與改進(jìn)前的模型完全一致，車架改進(jìn)前、后主要參數(shù)對(duì)比如表2所示。

表2 車架改進(jìn)前后主要參數(shù)對(duì)比

由表2可知，改進(jìn)后各工況下車架的最大應(yīng)力均有所減少。彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下，改進(jìn)后車架的最大應(yīng)力均出現(xiàn)在第四橫梁上連接板處。舉升0°工況下，改進(jìn)后車架最大應(yīng)力由原來的339.7 MPa減小到267.9 MPa，減小了71.8 MPa，出現(xiàn)在板簧座連接板處。舉升45°工況下，改進(jìn)后車架最大應(yīng)力由原來的426.7 MPa減小到371.2 MPa，減小了55.2 MPa，出現(xiàn)在板簧座連接板處。

舉升0°工況，改進(jìn)后第四橫梁連接板處的最大應(yīng)力減小到232.7 MPa;舉升45°工況，改進(jìn)后第四橫梁連接板處的最大應(yīng)力減小為327.8 MPa。改進(jìn)后第四橫梁區(qū)域的應(yīng)力明顯減小，驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性。雖然改進(jìn)后車架總質(zhì)量有所增加，但增加的質(zhì)量?jī)H占車架自重的1.5%，在可接受的范圍內(nèi)。

4 結(jié)束語

本研究利用有限元技術(shù)對(duì)重型自卸車車架強(qiáng)度進(jìn)行了分析。首先建立了整車的有限元模型，并分析了在滿載彎曲、扭轉(zhuǎn)、舉升0°和舉升45°工況下車架的受力情況;針對(duì)舉升工況下第四橫梁區(qū)域應(yīng)力過大的問題，將第四橫梁及其上連接板的高度適當(dāng)加高，并重新布局該處的螺栓連接孔;對(duì)改進(jìn)后的車架重新進(jìn)行強(qiáng)度分析。

研究結(jié)果顯示，舉升0°工況下該區(qū)域最大應(yīng)力由原來的339.7 MPa減小為232.7 MPa，舉升45°工況下該區(qū)域的最大應(yīng)力由原來的426.4 MPa減小為327.8 MPa，彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下該區(qū)域的最大應(yīng)力也有所有減小，從而驗(yàn)證了改進(jìn)方案的可行性，為后續(xù)車架的進(jìn)一步改進(jìn)提供了參考依據(jù)。

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