周慶輝,劉李艷 ,沈明波

(1.北京建筑大學(xué) 機(jī)電與車輛學(xué)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(shè)計(jì)

周慶輝1,劉李艷1,沈明波2

(1.北京建筑大學(xué) 機(jī)電與車輛學(xué)院,北京 100044; 2.北汽福田汽車,北京 102206)

工程長(zhǎng)貨箱自卸車副車架存在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理、浪費(fèi)材料、強(qiáng)度不均的問題,以前舉升式自卸汽車貨箱內(nèi)7.2 m副車架為研究對(duì)象,采用等強(qiáng)度設(shè)計(jì)法與有限元分析法相結(jié)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(jì)算;最后用后處理器軟件HyperView進(jìn)行有限元強(qiáng)度、剛度、模態(tài)分析.結(jié)構(gòu)優(yōu)化后,副車架的橫梁和內(nèi)襯梁材料由A610L改成Q345,整車質(zhì)量減輕142.6 kg,整車及零部件的整體強(qiáng)度和剛度提高,彎曲剛度降低3.2%,扭轉(zhuǎn)剛度降低6.1%.

自卸汽車; 輕量化; 優(yōu)化設(shè)計(jì); 等強(qiáng)度; 有限元

自卸車產(chǎn)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(guān)場(chǎng)合,具有廣泛的適應(yīng)性[1].隨著國(guó)家對(duì)汽車超限超載的嚴(yán)格治理及環(huán)保節(jié)能等相關(guān)政策的頒布實(shí)施,對(duì)汽車總質(zhì)量有著嚴(yán)格的要求，而客戶在追求經(jīng)濟(jì)利益最大化的前提下,總是要求在汽車總質(zhì)量確定的情況下,加載質(zhì)量越大越好,故障率越低越好，因此,對(duì)系列自卸汽車上裝輕量化的優(yōu)化設(shè)計(jì)勢(shì)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(jī)構(gòu)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(dǎo)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(jié)構(gòu)工藝性較差,副車架及貨箱底板骨架經(jīng)常出現(xiàn)開裂等損壞，前頂舉升式自卸汽車結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(shè)計(jì)工藝性較好,故障率較低,但前頂多級(jí)缸行程較大,造價(jià)較高,適用于中重型自卸汽車，特別是長(zhǎng)貨箱自卸車[4].問題是由于長(zhǎng)貨箱自卸車副車架及貨箱一般較長(zhǎng),為適應(yīng)用戶超載,許多自卸車改裝企業(yè)存在設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)不合理,有大量浪費(fèi)材料及強(qiáng)度不均的現(xiàn)象.

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

(1) 等強(qiáng)度設(shè)計(jì)法即保持原構(gòu)件的結(jié)構(gòu)形式不變,用高強(qiáng)度鋼板代替普通鋼板后自卸汽車的質(zhì)量得到大幅度下降，但強(qiáng)度保持不變.等強(qiáng)度設(shè)計(jì)法計(jì)算簡(jiǎn)單,使用方便,在一般輕量化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中被經(jīng)常使用[6].

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

(1)

同理,彎曲應(yīng)力與板厚t2成反比,對(duì)薄膜應(yīng)力為零的薄壁構(gòu)件,壁厚與應(yīng)力的關(guān)系為

(2)

一般情況下薄壁構(gòu)件同時(shí)存在薄膜應(yīng)力和彎曲應(yīng)力,原則上替換后的高強(qiáng)度鋼板的壁厚應(yīng)介于兩者之間,即

(3)

由于自卸汽車涉及了彎曲、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎、舉升的各種工況,受力復(fù)雜,其關(guān)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(jiǎn)單的問題代替復(fù)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(duì)每一單元假定一個(gè)合適的近似解,然后推導(dǎo)求解這個(gè)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(shí)際問題難以得到準(zhǔn)確解,而有限元計(jì)算精度高,能適應(yīng)各種復(fù)雜形狀,成為有效的工程分析手段，它可分成3個(gè)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(wǎng)格劃分;后處理則是采集處理分析結(jié)果,使用戶能簡(jiǎn)便提取信息,了解計(jì)算結(jié)果[8].

1 副車架的模型建立和強(qiáng)度分析計(jì)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(nèi)7.2 m副車架為研究對(duì)象,進(jìn)行有限元強(qiáng)度、剛度、模態(tài)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化.首先建立副車架的模型,然后進(jìn)行網(wǎng)格劃分.根據(jù)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(wǎng)格大小按照10 mm進(jìn)行劃分,單元類型為QUAD4及少量TRIA3板殼單元，模型中長(zhǎng)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(duì)象,載荷主要包括兩個(gè)部分[9].

(1) 對(duì)于副車架的自重,根據(jù)軟件自身功能,在前處理程序中輸入對(duì)應(yīng)材料的密度和重力加速度,程序便根據(jù)輸入單元截面形狀,計(jì)算出其面積、體積和質(zhì)量.

(2) 對(duì)于整車的負(fù)載,根據(jù)力和力矩的等效原理,等效加載于副車架中.

1.2 副車架強(qiáng)度分析

為了清楚說明優(yōu)化方案和強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果中各個(gè)橫梁的位置,需要對(duì)副車架的各個(gè)橫梁進(jìn)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(shè)計(jì)之前副車架材料均為Q345,等強(qiáng)度設(shè)計(jì)后，除第10橫梁及第1、第2交叉橫梁外均為A610L高強(qiáng)鋼,按照式(2)計(jì)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(nèi)襯梁厚度由6 mm變?yōu)? mm,采用高強(qiáng)度鋼板代替后副車架減少質(zhì)量約15%.

本次強(qiáng)度分析共涉及了彎曲、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎、舉升0°和舉升20° 6種工況,設(shè)定各種工況的額定載質(zhì)量均為35 000 kg，材料參數(shù)及強(qiáng)度評(píng)價(jià)條件如下:

(1) 彎曲工況,參考以前重卡的電測(cè)結(jié)果,取動(dòng)載系數(shù)1.7,疲勞系數(shù)1.4，則對(duì)于A610L材料,許用應(yīng)力為500/1.7/1.4=210 MPa;Q345材料,許用應(yīng)力為345/1.7/1.4=144 MPa.

(2) 扭轉(zhuǎn)、轉(zhuǎn)彎及制動(dòng)工況,取動(dòng)載系數(shù)1.2,疲勞系數(shù)1.2，則對(duì)于A610L材料,許用應(yīng)力為500/1.2/1.2=347 MPa;Q345材料,許用應(yīng)力為345/1.2/1.2=240 MPa.

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

1.3 副車架強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果及分析

通過有限元分析分別得出6種工況的強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，其分析結(jié)果如表1所示.

表1 各工況最大應(yīng)力結(jié)果Tab.1 Maximum stress result under different working conditions MPa

根據(jù)計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)副車架應(yīng)力最惡劣的工況為扭轉(zhuǎn)工況及舉升20°工況,圖3為扭轉(zhuǎn)工況下副車架的Von-Mises應(yīng)力云圖,圖4為舉升20°工況下副車架的Von-Mises應(yīng)力云圖.

圖3 扭轉(zhuǎn)工況下副車架的Von-Mises應(yīng)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(yīng)力總體分布比較均勻,但是在扭轉(zhuǎn)工況及舉升20°工況下,局部應(yīng)力偏高,均發(fā)生在副車架的右前部.根據(jù)模擬分析,在保證該車運(yùn)行的安全性能的情況下,降低副車架的局部應(yīng)力成為結(jié)構(gòu)優(yōu)化的主要內(nèi)容.

圖4 舉升20°工況下副車架的Von-Mises應(yīng)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(zhuǎn)工況及舉升20°工況下應(yīng)力最高,為了降低該應(yīng)力,對(duì)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(shí)將橫梁改成16 Mn材料,優(yōu)化前橫梁的總質(zhì)量為137.4 kg,優(yōu)化后質(zhì)量為57.4 kg,減少質(zhì)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(zhì)量為45.9 kg,優(yōu)化后質(zhì)量為0 kg,減少質(zhì)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(zhì)量為0 kg,優(yōu)化后質(zhì)量為0.8 kg,增加質(zhì)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(zhì)量為55.0 kg,優(yōu)化后質(zhì)量為37.5 kg,減少質(zhì)量17.5 kg.

(5) 內(nèi)襯梁優(yōu)化方案如圖9所示,內(nèi)襯梁的材料由A610L改成16 Mn,優(yōu)化前質(zhì)量為94.9 kg,優(yōu)化后質(zhì)量為94.9 kg,減少質(zhì)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(zhì)量為0 kg,優(yōu)化后質(zhì)量為0.8 kg,增加質(zhì)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(nèi)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(shí)有152.3 kg的材料由A610L材料改成Q345材料(副車架的橫梁和內(nèi)襯梁),也可以降低成本,優(yōu)化后最大應(yīng)力處應(yīng)力明顯降低,在各個(gè)工況下基本可滿足強(qiáng)度評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn).

3 副車架優(yōu)化前后強(qiáng)度分析結(jié)果對(duì)比

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

圖10 舉升20°工況下副車架總成Von-Mises應(yīng)力云圖對(duì)比Fig.10 Comparison of Von-Mises stress nephogram of sub frame assembly under lifting 20° working condition

根據(jù)前面的計(jì)算結(jié)果,將副車架各部分在各工況下優(yōu)化前后的最大應(yīng)力值統(tǒng)計(jì)出來,如表2所示.優(yōu)化后各工況的最大應(yīng)力均滿足強(qiáng)度評(píng)價(jià)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(duì)比

利用有限元分析法,優(yōu)化設(shè)計(jì)前后分別進(jìn)行副車架的剛度計(jì)算,包括彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)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(gè)縱梁的前后懸置中點(diǎn)處分別施加一個(gè)500 N的力,彎曲剛度的計(jì)算公式為

(4)

式中:F為施加載荷;a為軸距;f為撓度.

根據(jù)式(3)計(jì)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(gè)工況下的最大應(yīng)力對(duì)比

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

(5)

式中:L為力臂長(zhǎng);θ為扭轉(zhuǎn)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(jì)算結(jié)果匯總成表格,如表3所示.通過對(duì)比發(fā)現(xiàn),優(yōu)化后車架的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度都有所降低,但是降低范圍在許可范圍之內(nèi).

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

5 結(jié)論

本文針對(duì)前舉升自卸車副車架,通過等強(qiáng)度設(shè)計(jì)與有限元分析相結(jié)合的方法進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).

(1) 等強(qiáng)度設(shè)計(jì)之前副車架材料均為Q345,等強(qiáng)度設(shè)計(jì)后除第10橫梁及第1、第2交叉橫梁外均為A610L高強(qiáng)鋼,計(jì)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(nèi)襯梁厚度由6 mm變?yōu)? mm,采用高強(qiáng)度鋼板代替后副車架減少質(zhì)量約15%.

(2) 利用有限元分析法,優(yōu)化設(shè)計(jì)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(zhuǎn)剛度為13 650 N·m2/deg,優(yōu)化后扭轉(zhuǎn)剛度為12 816 N·m2/deg,降低6.1%.

[1] 向師欣,申晉憲,王鐵,等.工程自卸車剛?cè)狁詈辖＜翱蛰d板簧剛度優(yōu)化[J].現(xiàn)代制造工程,2015(10):22-26.

XIANG S X,SHEN J X,WANG T,et al.Building the rigid flexible coupling model of engineering dump truck and ride comfort simulation optimization based on ADAMS[J].Modern Manufacturing Engineering,2015(10):22-26.

[2] 徐元棟,王鐵,谷豐收,等.工程專用自卸車車架動(dòng)態(tài)響應(yīng)研究[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù),2016(2):309-314.

XU Y D,WANG T,GU F S,et al.The research on the dynamic response of special engineering dump truck frame[J].Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering,2016(2):309-314.

[3] 曹芳,范元?jiǎng)?關(guān)于連桿組合式舉升機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型的探討[J].現(xiàn)代機(jī)械,2010(5):23-25.

CAO F,FAN Y X.The discussion about the connecting rod composite lifting mechanism optimize design of the mathematical model[J].Modern Mechanical，2010(5):23-25.

[4] 孫旭.基于仿真的工程自卸車舉升機(jī)構(gòu)有限元優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].工程機(jī)械,2009,40(7):44-48.

SUN X.Finite element optimization design of lifting mechanism for engineering dump truck based on simulation[J].Engineering Machinery,2009,40(7):44-48.

[5] 王野,岳峰麗,徐勇,等.專用汽車底盤零件輕量化設(shè)計(jì)與優(yōu)化[J].鍛壓技術(shù),2015,40(12):151-153.

WANG Y,YUE F L,XU Y,et al.Lightweight design and optimization of chassis parts for special purpose vehicles[J].Forging and Stamping Technology,2015,40(12):151-153.

[6] 涂艷豐,楊兵,高永生,等.耐磨板自卸車車廂的輕量化仿真設(shè)計(jì)[J].科技視界,2014(27):5-7.

TU Y F,YANG B,GAO Y S,et al.Lightweight design for wear-resistant steel car-body of dumper by FEM[J].Technology Horizon,2014(27):5-7.

[7] 林吉靚,朱峰.YJ3128 型自卸車副車架有限元分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].煤礦機(jī)械,2011,32(8):29-30.

LIN J L,ZHU F.Finite element analysis and optimal design for YJ3128 dump truck’s sub-frame[J].Coal Mine Machinery,2011,32(8):29-30.

[8] 黨國(guó)梁.工程自卸車車架模態(tài)分析[J].科技信息,2010(19):483.

DANG G L.Modal analysis of engineering dump truck frame[J].Technology Information,2010(19):483.

[9] 歷輝,李萬瓊.貨車車架的等效載荷簡(jiǎn)化[J].汽車工程,1994(5):310-314.

LI H,LI W Q.Simplified equivalent load of freight car frame[J].Automotive Engineering,1994(5):310-314.

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

A

1672-5581(2017)05-0409-06