基于有限單元法車輛車體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

杜少杰，李 揚(yáng)，王少英

（黃河交通學(xué)院汽車工程學(xué)院，河南 焦作 454950）

1 引言

鉸接車在前后車體通過中央鉸接相互連接，可以提升車輛的轉(zhuǎn)向性能，以較小的轉(zhuǎn)彎半徑實(shí)現(xiàn)車輛的轉(zhuǎn)向，有利提升重載式車輛在巷道內(nèi)的運(yùn)行能力，鉸接式車輛被廣泛應(yīng)用于地下礦山運(yùn)輸中[1]。由于鉸接點(diǎn)的存在，使得車體的受力情況出現(xiàn)一定的變化，通過在典型工況下的受力分析，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，提升車輛的承載能力和安全性。

國內(nèi)外學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了一定研究：文獻(xiàn)[2]采用有限元建模分析，對(duì)車體的模態(tài)進(jìn)行分析，在此基礎(chǔ)上對(duì)車架設(shè)計(jì)方案進(jìn)行修正；文獻(xiàn)[3]基于板殼單元建立某車架的有限元模型，根據(jù)車輛的實(shí)際運(yùn)載情況，進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析；文獻(xiàn)[4]針對(duì)車體不同的子結(jié)構(gòu)法，對(duì)車體進(jìn)行有限元?jiǎng)討B(tài)響應(yīng)分析，在此基礎(chǔ)上對(duì)不同的子結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化；文獻(xiàn)[5]利用Nastran對(duì)車間進(jìn)行動(dòng)態(tài)建模，獲得車體的共有振動(dòng)特性和模態(tài)結(jié)果。

針對(duì)鉸接車進(jìn)行整體受力分析，對(duì)不同的子結(jié)構(gòu)重力分析進(jìn)行分析，獲取整車的重力點(diǎn)，在此基礎(chǔ)上對(duì)前后車體在插入工況、前輪離地工況等進(jìn)行受力分析；基于有限單元法建立前后車體的有限元模型，分析在整車滿載前輪離地工況，前后車體的強(qiáng)度和變形分析，獲取應(yīng)力分布極值點(diǎn)，對(duì)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行檢驗(yàn)；根據(jù)分析結(jié)果，對(duì)車體結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化；采用直角應(yīng)變片法，對(duì)優(yōu)化后的車體應(yīng)力分布進(jìn)行測(cè)試，在后車體極值點(diǎn)粘貼應(yīng)變片，獲取應(yīng)力變化曲線，對(duì)比測(cè)試值與仿真值之間的差異，以檢驗(yàn)分析的可靠性。

2 整車受力模型

2.1 鉸接車整體受力模型

鉸接車的整車結(jié)構(gòu)由工作裝置、前車體和后車體三部分組成，其中前車體和后車體之間采用中央鉸接式結(jié)構(gòu)[6]。鉸接車的前車體和后車體要求具有較強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度，以支撐發(fā)動(dòng)機(jī)、驅(qū)動(dòng)裝置等各部件，以及承受各種載荷作用，前車體和后車體設(shè)計(jì)的合理與否直接決定著鉸接車的使用壽命。

以鉸接車為參考模型建立整車坐標(biāo)系，取鉸接車縱向?qū)ΨQ面與地面交線為X軸，方向指向車輛前進(jìn)方向；Z軸穿過車輛質(zhì)心垂直于地面，方向指向上方；Y軸由右手規(guī)則確定[7]。鏟裝作業(yè)時(shí)鉸接車的工作阻力，如圖1所示。主要有插入阻力RX、鏟取阻力Rz和旋轉(zhuǎn)阻力My組成。此外，圖中GS為整車的重力；Z1、Z2為作用在鉸接車前、后車輪上地面對(duì)車輪的法向反作用力；PK1、PK2作用在鉸接車前、后車輪上的地方切向反力（驅(qū)動(dòng)力）；Pf1、Pf2為地面對(duì)車輪輪胎的摩擦阻力。

圖1 鉸接車整體受力Fig.1 Overall Force of the Scraper

2.2 整機(jī)重心位置

鉸接車上整車和各部件的重量以及重心位置對(duì)鉸接車上前后車體的受力影響很大，因此，在對(duì)前后車體分析計(jì)算之前應(yīng)先分別求出不同工況下的合成重量及重心位置。重心合成公式如下：

坐標(biāo)原點(diǎn)為前橋中心，Y軸為車的左右方向，向左為正，Z軸為車的上下方向，向上為正，X軸為車的前后方向，向后為正。選取鉸接車的插入工況、鏟崛過程中前輪翹起的前輪離地工況作為典型工況進(jìn)行力學(xué)分析[8]。在以上牽引工況下鉸接車各部件的重心位置基本相同，為了簡便計(jì)算三種牽引工況下鉸接車上個(gè)各部件的重心位置都與鏟斗插入料堆的牽引工況一致。

2.3 水平插入的牽引工況

此工況下，鉸接車沿水平面運(yùn)動(dòng)，鏟斗插入料堆，工作裝置液壓油缸閉鎖[9]。此時(shí)料堆對(duì)鏟斗沿y向的轉(zhuǎn)矩My=0；料堆對(duì)鉸接車上鏟斗的垂直阻力RZ=0，Rz=0，如圖2所示。

圖2 插入工況下受力分析Fig.2 Force Analysis under Insertion Condition

對(duì)后輪與地面接地點(diǎn)取矩：

這種工況下，由發(fā)動(dòng)機(jī)所能提供的最大轉(zhuǎn)矩傳到驅(qū)動(dòng)輪上的切向牽引力必定大于鏟斗插入料堆的阻力以及滾動(dòng)阻力之和，因此牽引力按照輪胎和地面的附著條件（取附著系數(shù)φ=0.6）確定：

2.4 前輪離開地面的牽引工況

此工況下，鉸接車沿水平面運(yùn)動(dòng)，鏟斗插入料堆RZ方向向上，前輪離開地面[10]，此時(shí)，My=0，Z2=0，如圖3所示。

圖3 前輪離開地面牽引工況Fig.3 Front Wheel Leaving the Ground Traction Condition

3 車體結(jié)構(gòu)有限元分析

3.1 有限元模型

對(duì)車體結(jié)構(gòu)的前車體、后車體在solidworks 中進(jìn)行模型簡化，并把簡化的模型導(dǎo)入ANSYS Workbench 中，前車體、后車體導(dǎo)入workbench中的三維有限元分析圖，如圖4所示。

圖4 車體有限元模型Fig.4 Car Body Finite Element Model

3.2 前輪離地工況分析

前車體的應(yīng)力云和變形云圖，如圖5所示。

圖5 前車體分析結(jié)果Fig.5 Front Car Body Analysis Result

從圖5（a）應(yīng)力云圖上看，在該工況下前車體上整體的應(yīng)力值較小，前車體在該工況下應(yīng)力較大的點(diǎn)主要集中在上、下鉸接板和舉升油缸支座、大臂支座以及左右側(cè)板上，該工況下前車體的局部放大圖，如圖6所示。應(yīng)力較大位置的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值，如表1所示。

圖6 局部放大圖Fig.6 Partial Enlarged View

表1 應(yīng)力較大點(diǎn)應(yīng)力值列表Tab.1 List of Stress Value at Larger Stress Points

前車體采用的是Q345低碳合金鋼，其屈服極限為345MPa，根據(jù)安全系數(shù)的計(jì)算公式求得整體的應(yīng)力值都在安全許可的范圍內(nèi)。

此外，前車體在大臂安裝支座和舉升油缸安裝支座邊緣都出現(xiàn)了應(yīng)力集中，最大變形也發(fā)生在這些區(qū)域，這與前車體受力狀況是一致的。

后車體的應(yīng)力云和變形云圖，如圖7所示。

圖7 后車體分析結(jié)果Fig.7 Rear Car Body Analysis Result

圖7（a）可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在下鉸接板上，最大應(yīng)力為125.2MPa。由圖7（b）變形云圖可知，最大變形出現(xiàn)在后車體上與前車體的鉸接處，最大變形量位1.67mm。

后車體擺動(dòng)架前車軸承板上也出現(xiàn)了應(yīng)力集中現(xiàn)象。后車體上下鉸接處和擺動(dòng)架前側(cè)軸承板處局部的放大圖，如圖8 所示。應(yīng)力較大位置的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值，如表2所示。

圖8 局部放大圖Fig.8 Partial Enlarged View

表2 應(yīng)力較大點(diǎn)的應(yīng)力值列表Tab.2 List of Stress Value at Larger Stress Points

由分析可知，此工況下，前車體基本無較大應(yīng)力集中，而后車體的擺動(dòng)架前側(cè)擺動(dòng)軸承板、下鉸接處上側(cè)板等出現(xiàn)了應(yīng)力集中點(diǎn)，最大值為125.7MPa，滿足Q345材料的使用要求，不需要做大幅度修改，采取部分優(yōu)化措施即可。

3.3 設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)分析結(jié)果，車體整體滿足材料的使用要求，但部分區(qū)域出現(xiàn)了應(yīng)力集中，因此對(duì)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整，具體如下：

（1）在尖角位置處采用較大的圓弧過渡，以避免應(yīng)力集中；

（2）將原來的鑄件和焊接件的組合體改為全焊接件；

（3）提高焊縫的厚度和焊接的質(zhì)量；

（4）根據(jù)整車的設(shè)計(jì)要求，將原來6°的內(nèi)傾角改為3°。

4 試驗(yàn)測(cè)試

采用應(yīng)變測(cè)試系統(tǒng)對(duì)車架的應(yīng)力變化進(jìn)行測(cè)試。

無線應(yīng)變傳感裝置主要由節(jié)點(diǎn)、無線網(wǎng)關(guān)和BeeData 數(shù)據(jù)處理軟件構(gòu)成，結(jié)構(gòu)緊湊，體積小巧，測(cè)量精度高，憑借龐大的無線傳感器網(wǎng)絡(luò)，可支持上千個(gè)測(cè)點(diǎn)同時(shí)對(duì)大型結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)變、載荷、位移等測(cè)試，所采集的應(yīng)變-時(shí)間曲線（圖譜），配以計(jì)算機(jī)軟件處理，直觀地表征了結(jié)構(gòu)的靜態(tài)/動(dòng)態(tài)應(yīng)力水平及波動(dòng)幅值，可為計(jì)算機(jī)仿真提供真實(shí)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，輔助用戶綜合評(píng)估結(jié)構(gòu)的安全性，應(yīng)變測(cè)試系統(tǒng)中節(jié)點(diǎn)，網(wǎng)關(guān)和處理軟件圖片，如圖9所示。

圖9 應(yīng)變測(cè)試設(shè)備Fig.9 Strain Test Equipment

應(yīng)變測(cè)試采用直角平面應(yīng)變片[12]，尺寸，如圖10所示。

圖10 直角應(yīng)變片F(xiàn)ig.10 Right Angle Strain Gaug e

根據(jù)分析結(jié)果，在后車體的下鉸接處上側(cè)板、擺動(dòng)架前側(cè)軸承板等兩處粘貼應(yīng)變片，車輛以35km/h的速度運(yùn)行，測(cè)點(diǎn)位置應(yīng)變變化，如圖11所示。應(yīng)力極值，如表3所示。

圖11 測(cè)試曲線Fig.11 Test Curve

表3 測(cè)量點(diǎn)極值表Tab.3 Measurement Point Extreme Table

由分析結(jié)果可知，整個(gè)測(cè)試過程中，應(yīng)力值呈現(xiàn)波動(dòng)性變化，兩處測(cè)點(diǎn)的最大值分別為121MPa和63MPa，與仿真值相比誤差分別為3.45%和6.10%，均小于仿真值，表明優(yōu)化方案是可行的，降低了極值點(diǎn)的應(yīng)力值，同時(shí)也表明仿真分析是可靠的。

5 結(jié)論

（1）在插入工況和前輪離地工況，前車體和后車體的強(qiáng)度滿足要求，但局部位置存在應(yīng)力集中的現(xiàn)象，其中應(yīng)力值較大的部位主要集中在后車體的上、下鉸接板處；

（2）后車體的擺動(dòng)架前側(cè)擺動(dòng)軸承板、下鉸接處上側(cè)板等出現(xiàn)了應(yīng)力集中點(diǎn)，通過多種方法進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)：在尖角位置處采用較大的圓弧過渡，以避免應(yīng)力集中；將原來的鑄件和焊接件的組合體改為全焊接件；提高焊縫的厚度和焊接的質(zhì)量；根據(jù)整車的設(shè)計(jì)要求，將原來6°的內(nèi)傾角改為3°；

（3）采用直角應(yīng)變片方法進(jìn)行優(yōu)化后方案測(cè)試，兩處測(cè)點(diǎn)的最大值分別為121MPa 和63MPa，與仿真值相比誤差分別為3.45%和6.10%，均小于仿真值，表明優(yōu)化方案是可行的，降低了極值點(diǎn)的應(yīng)力值，同時(shí)也表明仿真分析是可靠的。為此類設(shè)計(jì)提供參考方案。