基于有限單元法鉸接式車身結構輕量化分析

任曉路，姚新港

（1.九州職業技術學院機電工程系；江蘇 徐州 221116；2.中國礦業大學，江蘇 徐州 221116）

1 引言

現有礦山防塵灑水車已不能滿足需要，礦山急需一種載重量大、動力性能完善和作業效率高的灑水車來滿足工作的需要，鉸接式灑水車解決了這一問題。為了減輕車體重量，降低質心，提高穩定性，鉸接式灑水車的罐體是無底架的，即沒有后車架，罐體容器兼做支撐的作用[1]。罐體是鉸接式灑水車的主要結構單元，整車的外載荷主要是水體作用在罐體上的載荷。罐體不但承受著自身的重力、水的壓力及沖擊力，還承受著縱向力。在這些力的作用下，罐體既不能破裂，也不能產生過大的變形，質量還不能太大，所以罐體的設計不但要保證強度和剛度的要求，還要滿足經濟性的要求。但是這兩者之間是矛盾的，前者是需要增加材料的，而后者則是需要減少材料的。這里所研究的問題就是來解決這對矛盾的。國內外學者對罐體式車輛進行了一定研究：文獻[2]應用NASTRAN 對散裝水泥罐車罐體受力分析方法進行研究；文獻[3]應用ANSYS對超重型特種無梁半掛罐車罐體進行有限元分析，獲得罐體的自振頻率和振型；文獻[4]應用ANSYS對無底架輕型油罐車罐體結構進行設計分析，獲得較為精確的結構性能參數和受載結果參數；文獻[5]利用ANSYS/LS-DYNA對有后車架的灑水車進行動力學分析。

2 罐體結構受力分析

所研究鉸接式灑水車采用后橋驅動，發動機總功率為392kW，最高車速50km/h，最小轉彎半徑為6.5m，載重50t。整車受力，如圖1所示。

圖1 滿載運行時受力分析Fig.1 Force Analysis During Full-Load Operation

2.1 整車受力

此時作用在整機上的力有整機以及物料的總重量W，作用在重心C；地面對車輪的支反力Z1和Z2；hc—重心高度；L1—作用點距離前軸的距離；L2—作用點距離后軸的距離[6]。Pk1，Pk2—作用在前后輪的驅動力，與整車的運動方向相同，則：

2.2 擺動架受力分析

擺動架是整個自卸卡車中的關鍵部位，它使卡車的前后車架連接在一起。左右兩側轉向角達到42°，前車架的大型回轉支撐可使前后車架繞車體縱軸線橫向擺動15°，鉸接處的前車架的特殊結構設計，可以使卡車在路面部平時候產生橫向擺動，保證了車輪與地面之間的附著牽引性能，避免車架產生附載載荷[7]。受力分析，如圖2所示。

圖2 擺動架受力分析Fig.2 Force Analysis of Awing Frame

圖中：R1，R2，P1，P2—與上面求得的擺動架處的力是互為反作用力；G—擺動架的重力。由擺動架力系的平衡方程，可求得M，Fx，Fy。由于擺動架的質量相對整車質量來說很小，計算時他將它的質量加到前車體里面[8]。受力分析中，擺動架兩個面上的內力很大，而擺動架本身質量對截面內力的貢獻很小，故可以忽略。而用有限單元法計算應力時，可以用命令將重力加載到模型上。

2.3 回轉支承受力分析

回轉支承結構實現了前、后車架間的相對擺動，使得輪胎與地面更好的附著[9]。卡車回轉支承部分的受力分析是整個分析中關鍵的部分，對回轉支承的軸承整體進行受力分析，如圖3所示。

圖3 回轉軸承受力分析圖Fig.3 Force Analysis Diagram of Slewing Bearing

由于軸承質量與整車質量相比很小，在進行計算時忽略了軸承質量。

Rx1是上圖Fx的反作用力，Ry1和Ry2是反作用力，可知：

式中：H—軸承的寬度。

3 基于輕量化罐體結構優化設計

優化設計的數學模型即為在約束的范圍內獲取最優值。求設計變量向量x=［x1，x2，Λ，xn］，使目標函數滿足：

式（11）中包括了等式和不等式約束。分析中以結構總質量m最小為目標函數。將底板的厚度x1、前擋板的厚度x2、后擋板的厚度x3、隔板的厚度x4、上蓋板的厚度x5、橋板的厚度x6和側板的厚度x7選為設計變量。設計變量的范圍為（5～20）mm，確保得到良好的設計空間，避免了因范圍過小而造成排除好的設計的可能性。基于ANSYS建立罐體的有限元模型，如圖4所示。

圖4 罐體結構有限元模型Fig.4 Finite Element Model of Tank Structure

在優化過程中，用ANSYS優化模塊可得到各優化參數曲線變化趨勢。板厚度優化曲線，如圖5所示。

圖5 各參數優化曲線Fig.5 Optimization Curve for Each Parameter

圖中，橫軸代表迭代次數，縱軸代表板的厚度值。

圖5可知，由底板優化曲線可知，迭代進行3次后，底板厚度收斂于7.18mm；由前擋板優化曲線可知，迭代進行14 次后，前擋板厚度收斂于8.82mm；由后擋板優化曲線可知，迭代進行14 次后，后擋板厚度收斂于7.75mm；由隔板優化曲線可知，迭代進行10 次后，隔板厚度收斂于5.08mm；由上蓋板優化曲線可知，迭代進行3次后，底板厚度收斂于5mm；由側板優化曲線可知，在優化過程中，迭代進行7 次后，底板厚度收斂于5mm；經過上述優化后，板的厚度和罐體的總體積有所減少，根據體積的減少量和材料的密度值，計算可得出總質量由原來的10.5t減少到了8.65 t。在優化過程中，最大應力隨著以上參數的變化而變化，最大應力控制在設定參數范圍內。

通過不斷的調整各優化參數，總的質量降低17.61%。優化效果非常明顯，而優化目標的實現是各優化參數不斷調整的結果，各優化參數，如表1所示。

表1 優化參數變化Tab.1 Optimize Parameter Change

4 優化后罐體結構動力學分析

4.1 加載工況

對滿載車輛在三種典型工況下罐體的瞬態動力學進行分析。工況的數據，如表2所示。

表2 各工況數據Tab.2 Data for Each Case

4.2 工況1分析結果

車輛在制動行駛工況下，罐體中的水在慣性作用下會對罐體的前壁及隔板產生沖擊。為了模擬實際道路狀況，t=（0～0.005）s時間段內是由重力單獨作用的，以后的時間是由重力和制動加速度共同作用的[10]。通過計算，罐體中部分受力較大結構件的應力、變形結果，如圖6所示。

圖6 工況1前擋板分析結果Fig.6 Case 1 Front Baffle Analysis Results

由圖6（a）知，應力較大的部位出現在前擋板形狀突變的焊接部位、擋板與隔板及底板的焊接部位等應力集中的部位，應力值也比靜態時的要大，大部分應力值的范圍在（50～150）MPa 之間，相對于材料的許用應力來說，還由較大的安全系數。

局部的尖角處最大應力值達到了269MPa，設計時應采取加強措施；由圖6（b）知，前擋板在受到水的沖擊后，在t=0.005時刻，制動加速度加載時刻應力值迅速達到最大值，此后，隨著水受到前擋板和罐體內部的隔板的阻擋后來回的反彈，水的能量逐漸的減小，結果是應力值減小并在一個穩定的范圍內變化。所以從t=（0.005～0.012）s這段時間內總的趨勢是趨于穩定的，接近靜態時的應力值。車輛在實際行駛狀況中，水的運行狀態和曲線反應出來的趨勢類似，具有可信性。

由圖6（c）知，擋板中間的部位變形較大，屬于薄弱環節，但最大變形量為11.8mm，屬于小變形，不會對結構造成破壞。但是，這個結果告訴我們，這些部位的變形容易引起應力集中部位的應力值過大，所以在這些部位應采取防止變形的措施，以便減小其它部位的應力；由圖6（d）知，在水的沖擊作用下，變形值達到最大值后也在一個穩定的范圍內變化，這也是因為水的能量在逐漸減小的緣故。

變形值達到最大變形的時間和最大應力點的時間是一致的，說明在某點的應力值達到最大的時候，另外一點的變形量達到最大值，這和實際情況是相符的。

由圖7（a）知，支座的應力和變形在t=（0～0.005）s內迅速增加到最大值，經過一定程度的減小后，又恢復到穩定狀態；由圖7（b）知，曲線變化平緩，說明此工況下水的沖擊對支座的應力影響不大，支座的應力主要還是來自于水和罐體自重。

圖7 支座最大變形和應力點變形曲線Fig.7 Maximum Deformation of Bearing and Deformation Curve of Stress Point

出現以上情況的原因是隨著制動加速度的出現，罐體中的水在慣性作用下向前沖，此時支座上的應力和變形都有一定程度的減小，隨著水的沖擊能量的逐漸消失，應力和變形都逐漸恢復的穩定的狀態。最大應力值175MPa，出現在支座下端點處，最大變形為6mm。

4.3 工況2分析結果

車輛在水平轉彎狀態下，水由于離心力的作用會對罐體產生沖擊。同樣，為了模擬實際道路狀況，t=（0～0.0005）s 時間段內是由重力單獨作用的，以后的時間是由重力和離心加速度共同作用的。通過計算，可得到罐體中薄弱結構件的計算結果，如圖8所示。

圖8 工況2隔板分析結果Fig.8 Case 2 Partition Analysis Results

由圖8（a）知，車輛水平轉彎時，隔板的應力狀態出現了分布不均的現象，其中一側的應力明顯高于另一側，但最大也只有175MPa，小于材料的許應力，這也是由于水的橫向離心力造成的；由圖8（b）知，應力值總體變化較平緩，說明隔板抵抗水沖擊能力較高。由圖8（c）知，隔板的應變狀態同樣也出現了分布不均的現象，其中一側的應變明顯高于另一側，最大變形為7.11mm，這也是與車輛水平轉彎相符合的；由圖8（d）知，隔板的變形曲線變化較平緩，說明了隔板抵抗變形的能力較高，反過來說，隔板的變形靈敏度相對于水的沖擊來說較低。

由圖9（a）知，前中擋板的應力明顯小于前右擋板，最大應力為229MPa，出現在前中擋板和前右擋板相焊接的地方，有一定的安全系數；由圖9（b）知，應力變化趨勢是增加到最大值后穩定在一定的水平。由圖9（c）知，前右擋板的變形明顯大于前中擋板的變形，最大變形出現在前右擋板的中間位置，最大值為7.71mm；由圖9（d）知，變化趨勢也是平穩的增加到最大值后穩定到一定的變形值。

圖9 工況2前擋板分析結果Fig.9 Case 2 Front Baffle Analysis Results

圖10 支座最大變形和應力點變形曲線Fig.10 Maximum Deformation of Bearing and Deformation Curve of Stress Point

從以上兩條曲線可知，支座下端點的應力和位移在達到最大值后，基本上都是平穩變化的，在側向離心力消失后，才迅速減小的。最大應力為202MPa，也是屬于較薄弱的環節，設計時也應該注意加強。

5 實車測試

采用應變片式應力測試系統對實車進行測試[9]，根據前述分析結果，選取測點一：前擋板和隔板相連接的部位；測點二：側板和隔板相連接的部位；測點三：隔板和底板相連接的部位實驗用車及測試位置，如圖11所示。

圖11 實車及應變花貼片位置Fig.11 Strain Flower Patch Position

由主應變，可以獲得被測單元的主應力[10]：

式中：E—被測單元的彈性模量；μ—被測物體泊松比。則材料的等效應力為：

車輛滿載工況運行，三種工況下循環運行，測試點應力隨時間變化曲線，如圖12所示。

圖12 測點應力變化曲線Fig.12 Measuring Point Stress Curve

由圖可知，在整個測試過程中，兩個測點的應力波動變化，最大值分別為135.7MPa、119.45MPa、235.7 MPa分別與仿真值進行比較，如表3所示。

表3 測量點的最大值對比Tab.3 Measurement Point Extreme Table

由分析結果可知，結構優化后，應力最大值均有一定程度的降低，而優化后實測值的最大值與仿真值之間的誤差在6%以內，都小于優化前的數值，表明優化方案是可行的，降低了極值點的應力值，同時也表明仿真分析是可靠的。

6 結論

（1）滿足整體強度和其他性能要求的前提下，罐體的重量減輕了17.61%，達到了減輕罐體重量的目的；（2）選取的三種工況下，應力較大的部位有三處，分別為：前擋板和隔板相連接的部位；側板和隔板相連接的部位；隔板和底板相連接的部位；應力最大值為235.7MPa，滿足材料的使用性能要求；（3）實車測試最大值發生在隔板和底板相連接的部位，比優化前仿真值均有一定程度降低，而優化后實測值的最大值與仿真值之間的誤差在6%以內，都小于優化前的數值，表明優化方案是可行的，降低了極值點的應力值，同時也表明仿真分析是可靠的。