中型自卸車主車架設計與靜力學分析

魏文濤，周盼

（211167 江蘇省 南京市 南京工程學院 汽車與軌道交通學院）

0 引言

公路運輸自卸車有著非常多的應用場合，在建筑業和運輸業中擔任著不可或缺的重要角色。主車架作為整車的框架結構，連接起自卸車的各部件，承擔著全部的載荷，故其力學性能對整車的承載能力與安全性有重要影響。國內學者對其進行了諸多相關研究。銀俊鷹[1]使用SolidWorks Simulation 有限元分析軟件對3304 礦用自卸車的車架進行了不同工況下的強度分析計算。馬娜[2]等人運用拓撲優化方法對自卸車車架結構進行優化，降低了車架最大應力。劉斌[3]對礦用自卸車車架進行有限元分析，對存在的問題進行優化改進，提出了新車架結構。劉倫倫[4]等人創建了一種輕量化車架結構，對其靜應力進行計算以及模態特性分析。

本文首先設計了一款中型自卸車主車架，并根據設計參數進行建模。然后對主車架進行了彎曲工況、扭轉工況下的靜強度校核與結構優化，最后進行了輕量化設計。

1 主車架設計

采用邊梁式車架，該車架結構由2 根縱梁與連接2 根縱梁的若干橫梁組成，其上安裝各種附件十分簡便，車輛的改裝變形也很容易[5]。

設計車架前部寬度應考慮車輛總寬、發動機的安裝和前輪空間，車架后部寬度主要受限于后輪的寬度，車架寬度還影響著車輛的橫向穩定性。我國規定邊梁式中型載貨汽車車架寬度應為864±5 mm。本車車架寬度取866 mm。

根據本車的設計要求，同時考慮各種截面的特點，確定該車主車架縱梁選用上下翼面平直等高等寬的“C”型Q235 鋼，該結構抗彎剛度較高，同時便于安裝其他部件。

橫梁的作用不僅是將2 根橫梁用鉚釘加以連接，每根橫梁具有各自作用。第1 根為前橫梁，用于支撐車頭和水箱；第2 根為工字梁，用于支撐前車橋；第3 根為向下凹陷的元寶梁，用于降低發動機的安裝高度；第4 根既需要降低發動機的安裝高度，同時要支撐前車橋，故設計為比第3 根更粗的元寶梁；第5 根和第6 根為工字梁，分布于上裝機構前后，用于支撐上裝機構；第7根和第8 根為工字梁，用于支撐后橋；第9 根為工字梁，用于支撐貨箱后鉸點。

2 主車架建模

主車架總長6 690 mm，縱梁高300 mm，寬866 mm，為“C”型槽鋼，厚度7 mm。前后橫梁為厚度10 mm 包裹住縱梁的“C”型槽鋼，中間橫梁均為厚度5 mm 的“工”字型槽鋼；第3、4根梁為向下凹陷的元寶梁；第1 根橫梁前方布置安裝車頭的鉸支座；第2 根和第5 根橫梁中間布置車頭后支撐點和發動機支撐點。在第2、第4、第7、第8 根橫梁左右兩側縱梁腹板外部布置懸架支撐座。主車架模型見圖1。

圖1 主車架模型圖Fig.1 Model of main frame

3 靜力學特性分析

3.1 主車架有限元模型的建立

本文以HyperWorks 有限元軟件為分析平臺進行靜力學分析。對主車架主要采用六面體單元建立有限元模型，共劃分763 246 個單元，見圖2 和圖3。

圖2 主車架有限元模型Fig.2 Finite element model of main frame

圖3 主車架有限元模型局部圖Fig.3 Local display of finite element model of main frame

3.2 材料屬性

主車架使用B610L 鋼，楊氏模量為2.1×105 MPa，泊松比0.3，密度7 890 kg/m3。材料屈服極限為500 MPa。

為防止車架在使用過程中遇到特殊情況導致應力過大而造成結構破壞，在設計時應使其最大應力不超過許用應力。許用應力等于屈服極限除以安全系數。彎曲工況下，安全系數取2，計算許用應力為250 MPa。由于自卸車不常在扭轉工況下工作，故扭轉工況時安全系數取1.5，許用應力為333 MPa。

3.3 主車架彎曲工況靜力學分析

主車架是整車最主要的承載構件，本文校核其靜載荷。主車架下方由車橋和鋼板彈簧支撐，上方承載車頭、動力與傳動總成、副車架及其上的貨物以及其他零件。忽略一些影響較小的部件以及自重，剩余的載荷以節點力的形式加載在主車架對應位置上。車頭按照1 000 kg 估算，由主車架上的2 個支撐點和前部2 個鉸支座支撐，各加載2 450 N 的力，平均分布在每個節點上，其中鉸支座的力只分布在內孔下半圓內表面上；根據選型結果，發動機、離合器和變速器按照總質量1 000 kg 估算，在主車架4 個支撐點加載各2 450 N 的力，平均分布在每個節點上；副車架總長4 160 mm，對主車架以均布載荷的方式加載在主車架后半部分上面每個節點上，其額定裝載量8 805 kg，貨箱和副車架總質量2 000 kg，故總載荷105 889 N。中間4 個車橋支撐點下地面全約束，前后4 個車橋支撐點約束5 個自由度，沿縱梁方向的移動不約束。主車架的自重以重力卡片形式添加。主車架載荷與約束見圖4。

圖4 主車架載荷與約束圖Fig.4 Load and constraint of main frame

求解完成后，查看主車架的應力云圖和位移云圖見圖5 和圖6。

圖5 主車架應力云圖Fig.5 Stress of main frame

圖6 主車架位移云圖Fig.6 Displacement of main frame

可以看出，主車架上應力較大區域主要發生在中后部，主要由副車架的載荷造成，出現在第5，6 根橫梁與縱梁連接位置附近的縱梁上，以及后橋支撐座與縱梁連接處的縱梁上，最大應力值189.8 MPa，最大位移2.36 mm。局部應力圖見圖7 和圖8。

圖7 主車架局部應力圖Fig.7 Local stress of main frame

圖8 主車架局部應力圖Fig.8 Local stress of main frame

經過分析，主車架橫梁與縱梁連接處應力過大是主車架橫梁末端應力突變導致，這是由結構引起的應力集中現象。車橋支撐座根部應力過大是因為車橋支撐著整車的重量，載荷極大，而力均由連接車橋支撐座的縱梁承擔，該處縱梁腹板內外側也均沒有設置加強板，故外側與車橋支撐座連接處出現應力過大的現象。不過，主車架上最大應力低于許用應力很多，因此，彎曲工況下結構強度滿足要求。

3.4 主車架扭轉工況靜力學分析

自卸車行駛時，可能會遇到凹凸不平的路面，導致一個車輪懸空，此時主車架會受到扭轉。由于后軸的軸荷分配大于前軸，滿載時貨物質量很大且主要由后軸承受，故應當研究某一側后輪懸空時的扭轉工況。

主車架受扭時，載荷均不發生改變，但由于一側后輪懸空，故該車輪對應懸架支撐座處的約束會發生改變。本文選取左后輪懸空，將左后輪對應的懸架支撐座處約束改變為不約束，即該處釋放全部自由度[6]。

求解完成后，查看應力云圖和位移云圖，見圖9 和圖10。

圖9 主車架應力云圖Fig.9 Stress of main frame

圖10 主車架位移云圖Fig.10 Displacement of main frame

從圖9 中可以看出，主車架最大應力達到493.3 MPa，遠超出了許用應力，最大位移為3.56 mm。研究發現，第6 根、第7 根、第8 根橫梁和右側縱梁連接處應力極高，其次右側懸架支撐座與縱梁連接處應力也較高。原因是后縱梁與橫梁較薄，失去左側支撐后，右側車架結構無法承受后橋傳來的巨大載荷，從而在橫梁與縱梁連接處以及懸架支撐座與縱梁連接處產生極大的應力。最大應力位置的局部圖見圖11 和圖12。

圖11 主車架局部應力圖Fig.11 Local stress of main frame

圖12 主車架局部應力圖Fig.12 Local stress of main frame

4 主車架優化設計

針對主車架扭轉工況分析結果，針對薄弱結構進行結構優化，把第6，7，8 根橫梁換成腰厚15 mm 的工字鋼，同時，在應力最大的第7 根橫梁所在位置的縱梁外側安裝厚度5 mm，高度300 mm，長度600 mm 的加強板，見圖13。

圖13 主車架優化后局部模型圖Fig.13 Local part of optimized main frame

結構改進之后再次對扭轉工況進行分析。施加相同的載荷與約束進行求解，得到車架優化后的應力和位移云圖見圖14 和圖15。

圖14 主車架優化后應力圖Fig.14 Stress of optimized main frame

圖15 主車架優化后位移圖Fig.15 Displacement of optimized main frame

由圖14 可以看到，最大應力已經降至270.1 MPa，最大位移降至3.07 mm，最大應力位置與優化前基本一致，但最大應力降低了45.2%。該車架扭轉工況下的最大應力已經低于許用應力333 MPa，故結構強度滿足要求。

5 主車架輕量化設計

從圖14 可以看出，主車架的橫梁中部應力很小，甚至小于10 MPa，但該處使用了大量的材料，所以考慮在每根橫梁中央開2 個圓孔，以減小主車架的質量，如圖16 所示。

圖16 主車架輕量化模型圖Fig.16 Lightweight model of optimized main frame

為了驗證主車架的結構強度是否因為輕量化嚴重下降，將輕量化后的模型重新進行力學分析，包括彎曲工況和扭轉工況，建立有限元模型后添加相同的載荷與約束，得到彎曲、扭轉工況下的應力與應變結果，分別如圖17-圖20 所示。

圖17 彎曲工況下輕量化主車架應力圖Fig.17 Stress of lightweight main frame under bending condition

圖18 彎曲工況下輕量化主車架位移Fig.18 Displacement of lightweight main frame under bending condition

圖19 扭轉工況下輕量化主車架應力圖Fig.19 Stress of lightweight main frame under torsion condition

圖20 扭轉工況下輕量化主車架位移圖Fig.20 Displacement of lightweight main frame under torsion condition

可以看出，主車架輕量化后，彎曲工況時最大應力增加為235.5 MPa，最大位移降至2.27 mm，扭轉工況時最大應力增加至281.0 MPa，最大位移減小為3.10 mm。最大應力值均小于許用應力，故輕量化后結構強度仍滿足要求。

6 主車架優化結果評價

主車架結構優化與輕量化后應力與位移變化情況見表1。

表1 主車架優化結果表Tab.1 optimization results of main frame

主車架結構優化與輕量化后，不論彎曲工況還是扭轉工況，強度均低于許用應力。彎曲工況時，由于強度滿足要求，則沒有針對該工況進行結構優化，故輕量化后最大應力有所上升，但仍低于許用應力，同時扭轉時的最大應力和兩種工況下的最大位移均有下降,說明主車架優化設計合理，結構強度滿足要求，同時降低了車重，并且節約了材料。

7 結語

本文首先對自卸車主車架進行了設計以及三維模型的建立。隨后對設計主車架分別進行彎曲工況和扭轉工況下的靜力學分析，分析結果可知，扭轉工況下主車架最大應力超過了許用應力。對車架上的應力分布情況進行分析，找出最大應力位置并研究產生應力過大的原因。根據分析結果進行結構優化設計，增加薄弱位置的材料厚度并增加加強板。再次分析可以看出最大應力下降明顯，低于許用應力。當彎曲工況和扭轉工況均滿足強度要求后再進行輕量化設計，在主車架縱梁中心的應力極小區域開孔，以減少材料使用量，并對其進行彎曲工況和扭轉工況的靜力學分析，結果顯示強度仍然滿足要求，從而完成了主車架的結構優化和輕量化。