多工況下自卸車(chē)車(chē)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)

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多工況下自卸車(chē)車(chē)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(chē)車(chē)架重， 載重能力差的問(wèn)題， 對(duì)其車(chē)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(chē)架的有限元模型. 計(jì)算了車(chē)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(chē)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(chē)的彎曲、 扭轉(zhuǎn)、 制動(dòng)、 轉(zhuǎn)向， 0°和30°舉升工況， 對(duì)車(chē)架進(jìn)行了強(qiáng)度分析. 提出了車(chē)架的優(yōu)化方案， 并進(jìn)行了強(qiáng)度、 剛度校核. 最終使車(chē)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(chē)； 車(chē)架； 有限元； 工況； 輕量化

0 引 言

自卸車(chē)一般作為工程裝卸車(chē)和短途運(yùn)輸車(chē)在市場(chǎng)上使用， 其行駛條件惡劣， 使用工況復(fù)雜， 在新車(chē)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(chē)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(guó)內(nèi)對(duì)自卸車(chē)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(chē)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(chē)架的疲勞特性[1]； 鄭森則針對(duì)五種工況下的自卸車(chē)車(chē)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(chē)架進(jìn)行了部分結(jié)構(gòu)優(yōu)化[2]； 霍俊杰以自卸車(chē)動(dòng)態(tài)性能為優(yōu)化目標(biāo)， 解決了自卸車(chē)車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度小， 質(zhì)量大的問(wèn)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(chē)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(chē)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(wú)法進(jìn)行準(zhǔn)確評(píng)價(jià).

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

1 8×4自卸車(chē)車(chē)架的有限元分析

1.1 車(chē)架有限元模型

8×4自卸車(chē)車(chē)架采用了邊梁式結(jié)構(gòu)， 使用了865 mm的等寬車(chē)架， 總長(zhǎng)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(chē)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(jiàn)圖 1. 將此數(shù)模保存為stp格式并導(dǎo)入到HyperMesh中.

圖 1 車(chē)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(lèi)實(shí)體件以四面體單元進(jìn)行劃分， 單元大小為8 mm.

1) 車(chē)架模態(tài)及剛度分析模型

在進(jìn)行車(chē)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(chē)身前后支座. 經(jīng)過(guò)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(chē)架模態(tài)及剛度分析模型Fig.2 Modal and stiffness analysis model of frame

2) 車(chē)架強(qiáng)度分析模型

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

針對(duì)牽引車(chē)和礦用自卸車(chē)， 以往分析多以4個(gè)經(jīng)典工況來(lái)評(píng)價(jià)車(chē)架的強(qiáng)度[5-7]. 自卸車(chē)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(chē)架結(jié)構(gòu)的安全性. 除了4個(gè)經(jīng)典工況外， 自卸車(chē)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(chē)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(mǎn)足實(shí)際車(chē)型軸荷要求. 在車(chē)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(chē)架強(qiáng)度分析模型Fig.3 Strength analysis model of frame

1.2 自卸車(chē)車(chē)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(wú)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(guò)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(chē)架計(jì)算模態(tài)分析

車(chē)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(chē)前懸架的偏頻為2～3 Hz， 后懸架的偏頻為4～6 Hz， 車(chē)輪的頻率為0～7 Hz， 發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率大于35 Hz. 車(chē)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(chē)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(chē)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(chē)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(chē)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(shuō)明車(chē)架設(shè)計(jì)整體基本合理； 一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率過(guò)低， 激勵(lì)點(diǎn)出現(xiàn)在車(chē)輪激勵(lì)頻率帶內(nèi)， 一階橫向彎曲和縱向彎曲均高于車(chē)輪及懸架頻率， 低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率， 車(chē)架整體無(wú)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(shuō)明此處剛度較其他位置薄弱.

1.2.2 車(chē)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(chē)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(chē)架關(guān)鍵點(diǎn)位置分布了應(yīng)變片. 利用力錘對(duì)車(chē)架進(jìn)行激勵(lì)， 激勵(lì)點(diǎn)選在了車(chē)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(guò)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(chē)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(chē)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?xún)?nèi)， 說(shuō)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(chē)架強(qiáng)度分析

整車(chē)靜強(qiáng)度的分析原則是： 要求有足夠的約束條件以消除車(chē)架、 車(chē)身、 上裝等整體的剛體位移； 要求選取整車(chē)使用條件下的典型工況. 本文選取自卸車(chē)滿(mǎn)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(chē)架進(jìn)行了強(qiáng)度分析， 得到了主車(chē)架的應(yīng)力分布， 如圖 6 所示.

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

車(chē)架強(qiáng)度分析結(jié)果表明： 30°舉升工況， 車(chē)架縱梁與副車(chē)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(chē)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(chē)架與縱梁連接的斷面處， 總體布置不太合理； 用于固定車(chē)架與副車(chē)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(chē)架優(yōu)化與分析

2.1 車(chē)架優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過(guò)對(duì)車(chē)架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)， 可以消除局部應(yīng)力過(guò)大， 解決材料浪費(fèi)的問(wèn)題[13-14]. 由強(qiáng)度分析結(jié)論可知， 車(chē)架在舉升30°工況最大應(yīng)力超過(guò)了屈服極限， 在工程運(yùn)輸中可能會(huì)導(dǎo)致車(chē)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(chē)架與副車(chē)架的連接板下部位置設(shè)計(jì)冗余. 現(xiàn)參照車(chē)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(chē)架與副車(chē)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(chē)架與副車(chē)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(chē)架質(zhì)量降低了34.74 kg， 實(shí)現(xiàn)了車(chē)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(chē)架模態(tài)對(duì)比分析

對(duì)優(yōu)化后的車(chē)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(chē)架自由模態(tài)

將優(yōu)化后的車(chē)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(chē)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(chē)架剛度對(duì)比分析

車(chē)架彎曲剛度

式中：Cw為車(chē)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(chē)架扭轉(zhuǎn)剛度

式中：Cp為車(chē)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(chē)架彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度， 需要首先計(jì)算車(chē)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(xiàn). 通過(guò)檢查車(chē)架彎曲和扭轉(zhuǎn)狀態(tài)下的撓度曲線(xiàn)是否有急劇變化和不連續(xù)的部分， 判定車(chē)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(chē)架的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度. 車(chē)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(chē)架剛度對(duì)比

結(jié)果表明， 優(yōu)化后的車(chē)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(chē)的操縱穩(wěn)定性及側(cè)傾穩(wěn)定性[15]， 因此， 優(yōu)化后的車(chē)架較優(yōu)化前性能略有提升.

2.2.3 車(chē)架強(qiáng)度對(duì)比分析

對(duì)自卸車(chē)車(chē)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(chē)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(chē)架最大應(yīng)力值及位置見(jiàn)表 5.

表 5 車(chē)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(chē)架的安全系數(shù)仍較低.

3 結(jié) 論

本文針對(duì)自卸車(chē)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(chē)架一階模態(tài)降低了1.66%， 仍在車(chē)輪頻率范圍內(nèi)；

2) 車(chē)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(chē)布置；

3)優(yōu)化后車(chē)架在所有工況下均未超出屈服極限， 但車(chē)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(chē)架橫梁進(jìn)行優(yōu)化， 以提高車(chē)架抗扭特性.

優(yōu)化方案使車(chē)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(chē)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(chē)輛工程的研究.

U463.1

A

10.3969/j.issn.1673-3193.2016.06.006