重型自卸車車架結構強度分析與改進研究*

郝明剛，王鐵，陳峙，褚玉鋒，劉倫倫，姚鵬華

(太原理工大學車輛工程系，山西太原030024)

0 引言

自卸車工作環境復雜、行駛工況惡劣且承載質量大，車架作為自卸車的承載基體，承受著汽車行駛過程中所產生的各種力和力矩［1-2］。由于車架性能直接影響整車的安全性能，車架必須要有足夠的強度和剛度以抵抗外力引起的變形和破壞［3］。

有限元分析方法作為一種先進的分析手段，在車輛結構設計中發揮著越來越重要的作用。目前，有限元技術在車架分析中大多集中在有限元建模方法［4］、結構優化設計［5］以及動態特性預測與分析［6］等方面。

本研究以6×4型工程專用重型自卸車車架為研究對象，建立車架結構的有限元模型，并分析多工況下車架的受力情況，最后，針對車架結構的薄弱環節提出合理的改進方案。

1 車架結構有限元模型的建立

該TY型自卸車車架采用邊梁式主副一體式車架結構，主要由2根縱梁、5根橫梁、管梁、連接板、加強筋以及翻轉機構等組成。縱梁采用直通梁，車架全長7 557 mm，寬為897 mm。縱梁為工字型變截面結構，前低后高，最大截面高度為370 mm。

車架結構的三維模型如圖1所示。

圖1 主副一體式車架三維模型

本研究使用Hypermesh軟件建立整車的有限元模型，為了保證計算結果的準確性，建模時先設定單位制。長度單位為“mm”，力的單位為“N”，重力加速度g取9800mm/s2。

車架總成所有零部件材料均采用WL510，其力學性能如表1所示。

表1 WL510材料力學性能

早期的車架結構分析受計算機水平的限制，通常采用梁單元模擬車架縱梁和橫梁等結構，此類有限元模型能夠較好地反映出結構的剛度特性，但卻無法準確地反映出結構的應力分布狀況［7］。由于該自卸車車架縱梁、橫梁以及各連接板均為一系列形狀復雜的薄壁型板材組成，故在Hypermesh中采用板殼單元對其進行網格離散，能在保證分析結果精度的前提下適當減小計算規模;車架翻轉機構、平衡軸和板簧座等部件采用四面體實體單元離散;車架各處連接螺栓和焊縫可采用剛性單元來模擬。

懸架結構的模擬是車架有限元建模分析的關鍵所在。3根車橋均采用直徑為100 mm的圓形截面梁單元模擬。前板簧剛度為450 N/mm，采用彈簧單元來模擬;為了使計算分析中的車架支撐邊界符合實際情況，筆者將后鋼板彈簧(剛度4000 N/mm)等效為一根等剛度水平放置的矩形截面梁，等效梁截面高H通過下式計算求得［8］:

式中:K—后鋼板彈簧垂直剛度;B—簧片截面寬度;E—材料彈性模量;L—鋼板彈簧兩吊耳間的水平距離。

為更加真實地反映自卸車車架的受力情況，建模時筆者將輪胎的變形也考慮在內。自卸車前、后輪胎均采用彈簧單元(Spring)模擬，前一橋輪胎平均剛度為1300 N/mm，后一橋和后二橋輪胎平均輪胎剛度為2600 N/mm。

前、后懸架簡化結構如圖2所示。

圖2 前、后懸架結構簡化模型

車架承受的載荷包括自身載荷和有效載荷。自身載荷主要是車架自重、駕駛室900 kg、發動機875 kg、變速箱290 kg、油箱435 kg、蓄電池110 kg等載荷;有效載荷主要指貨物質量，該自卸車額定載重30 t，但考慮到實際運輸中車輛超載現象，所以分析時按45 t進行。

本研究只對車架結構強度進行分析，對其他部件不進行具體分析，故建模時除車架之外的其他部件均采用外廓尺寸和質量相同的方形實體代替。各部件與車架的連接處采用梁單元連接。車架承受的外部重力和自身重力由系統加速度自動計入，設置整體重力加速度為g，方向豎直向下。根據初算結果，本研究對縱梁與橫梁連接部位、縱梁變截面部位等應力較高區域進行局部網格細化，以保證重點關心區域的計算精度。

裝配后的整車結構有限元模型如圖3所示，總共包含346 995個節點，689 846個單元。

圖3 整車結構有限元模型

2 典型工況下車架強度分析

車架材料WL510為合金鋼，其結構的失效形式一般為塑性屈服失效，因此可采用第4強度理論對其進行von mises應力評價［9］。

依據第4強度理論定義，在任意應力狀態下，材料不發生破壞的條件為:

式中:σ1，σ2，σ3—第一、第二、第三主應力;［σ］—許用應力。

該車架材料的許用應力［σ］為:

式中:n—安全系數。

根據自卸車實際工作時的受力狀態和車輛試驗標準，對車架的分析包括滿載彎曲工況、滿載扭轉工況、貨箱舉升開始瞬間(舉升0°)及貨箱舉升45°工況。

2.1 滿載彎曲工況分析

彎曲工況用于模擬自卸車滿載條件下在平直良好路面上勻速行駛的狀態，該工況車速較高，動載系數取2.0［10］。按照車輛坐標系，此時前一橋輪胎下端約束y、z方向的平動自由度，上端約束y方向平動自由度。后一橋和后二橋輪胎下端約束x、y、z方向的平動自由度，上端約束x、y方向平動自由度。

應力分布如圖4所示，彎曲工況下最大應力為289 MPa，出現在第4橫梁上連接板連接處。該工況經強度校核，安全系數為1.62。

圖4 彎曲工況應力圖

2.2 滿載扭轉工況分析

扭轉工況指自卸車滿載在崎嶇不平的路面上低速行駛狀態，這種工況下的動載在時間上變化的緩慢，慣性載荷很小，故動載荷系數取1.3。取右前輪懸空的極限狀態模擬，此時釋放右前輪的所有自由度，其他輪胎的約束情況同彎曲工況時的約束。

應力結果如圖5所示。該工況下車架最大應力為192.2 MPa，出現在第四橫梁上連接板處，經強度校核安全系數為2.43。

2.3 舉升0°工況分析

舉升0°工況用于模擬舉升機構舉升瞬間，貨箱底面剛要脫離縱梁上翼面的狀態，該工況也是可能的危險工況。將貨箱底面與縱梁上翼面之間的連接全部取消，貨箱作用于車架的載荷通過舉升缸支座和翻轉機構后鉸鏈的兩個端點(共3點)傳遞至車架，此時釋放舉升機構和翻轉機構與貨箱鉸接處繞y方向的轉動自由度，約束情況同扭轉工況應力圖。

圖5 彎扭工況應力圖

應力分布如圖6所示。該工況下車架最大應力為339.7 MPa，出現在第四橫梁下連接板處，自卸車長期卸載作業時，此處容易疲勞破壞。

圖6 舉升0°工況應力圖

2.4 舉升45°工況分析

該工況用于模擬貨箱舉升至45°即將卸貨的狀態。冬季，由于天氣寒冷或其他原因，車廂有時不能正常打開，極易造成自卸車側翻并對車架造成破壞。將貨箱繞翻轉機構旋轉45°，貨箱載荷通過舉升缸支座和翻轉機構后鉸鏈點傳遞至車架，此時同樣釋放舉升機構和翻轉機構與貨箱鉸接處繞y方向的轉動自由度，約束情況同滿載彎曲工況。應力分布如圖7所示。舉升45°時車架最大應力達到426.4 MPa，出現在第四橫梁下連接板處，局部應力過大存在開裂風險。

圖7 舉升45°工況應力圖

3 車架結構改進設計

由上述分析可知，雖然各工況下車架最大應力均小于材料的屈服極限，能夠滿足正常使用需求。但該自卸車經常用于礦山、建筑工地等，使用情況極其復雜，且各工況下車架的最大應力值均出現在第四橫梁區域，尤其是舉升工況下最大應力值已接近材料的屈服極限，存在疲勞斷裂風險，極有必要對該處結構進行優化改進以降低局部應力。

3.1 結構改進

第四橫梁區域應力集中比較嚴重，現對其結構進行改進，主要有以下3個方面:

(1)由于第四橫梁上連接板距縱梁上翼面還有一定間距，故可增加第四橫梁高度，將其由原來的245 mm加高至318 mm，以增加其強度。

(2)第四橫梁上連接板也相應的加高73 mm，以增加其抗彎扭能力。

(3)增加第四橫梁上連接板與車架縱梁腹板之間螺栓連接數目，并重新布局螺栓連接位置。下連接板高度不變，改進前、后第四橫梁組件對比圖如圖8所示。

圖8 改進前、后第四橫梁組件對比圖

3.2 改進方案強度分析

重新對結構改進后的車架總成進行強度分析，其中載荷施加和約束方式與改進前的模型完全一致，車架改進前、后主要參數對比如表2所示。

表2 車架改進前后主要參數對比

由表2可知，改進后各工況下車架的最大應力均有所減少。彎曲和扭轉工況下，改進后車架的最大應力均出現在第四橫梁上連接板處。舉升0°工況下，改進后車架最大應力由原來的339.7 MPa減小到267.9 MPa，減小了71.8 MPa，出現在板簧座連接板處。舉升45°工況下，改進后車架最大應力由原來的426.7 MPa減小到371.2 MPa，減小了55.2 MPa，出現在板簧座連接板處。

舉升0°工況，改進后第四橫梁連接板處的最大應力減小到232.7 MPa;舉升45°工況，改進后第四橫梁連接板處的最大應力減小為327.8 MPa。改進后第四橫梁區域的應力明顯減小，驗證了改進方案的有效性。雖然改進后車架總質量有所增加，但增加的質量僅占車架自重的1.5%，在可接受的范圍內。

4 結束語

本研究利用有限元技術對重型自卸車車架強度進行了分析。首先建立了整車的有限元模型，并分析了在滿載彎曲、扭轉、舉升0°和舉升45°工況下車架的受力情況;針對舉升工況下第四橫梁區域應力過大的問題，將第四橫梁及其上連接板的高度適當加高，并重新布局該處的螺栓連接孔;對改進后的車架重新進行強度分析。

研究結果顯示，舉升0°工況下該區域最大應力由原來的339.7 MPa減小為232.7 MPa，舉升45°工況下該區域的最大應力由原來的426.4 MPa減小為327.8 MPa，彎曲和扭轉工況下該區域的最大應力也有所有減小，從而驗證了改進方案的可行性，為后續車架的進一步改進提供了參考依據。

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