基于Creo自卸車后傾翻軸受力分析及其優化設計

王旭 朱愛平 熊建軍 胡志鵬

WANGXuetal

駐馬店中集華駿車輛有限公司 河南駐馬店 463000

基于Creo自卸車后傾翻軸受力分析及其優化設計

王旭 朱愛平 熊建軍 胡志鵬

WANGXuetal

駐馬店中集華駿車輛有限公司 河南駐馬店 463000

建立自卸車舉升卸貨狀態的二維力學模型，針對自卸車在舉升卸貨過程中，其后傾翻轉軸的受力情況進行逐階段分析；并建立基于Creo的自卸車整車的三維虛擬樣機，對其卸貨過程的各個階段進行仿真模擬，以得到其后傾翻軸受力變化的動態曲線；并據此對自卸車后傾翻軸進行有限元分析和優化設計，為自卸車后傾翻軸的設計提供力學依據，以實現自卸車舉升機構的快速設計，確保自卸車整體舉升機構設計的合理性。

自卸車 舉升機構 傾翻軸 Creo 仿真模擬 有限元分析

1 前言

常規自卸車貨箱均為后傾翻座，通過后傾翻軸與副車架的翻轉支座連接在一起；后傾翻座及副車架翻轉支座多為實心鑄鋼件，其強度安全富余，而起連接作用的后傾翻軸則為普通軸車加工件，故自卸車后傾翻軸便成為自卸車舉升機構設計的關鍵部件，其設計結果直接關系到自卸車的整車強度及其舉升性能。而在對自卸汽車后傾翻軸的設計中，最繁瑣的工作就是找出運動機構對其所施加的最大力，并據此力對其進行強度校核。傳統的設計方式有兩種，一是采用作圖法初步確定機構的最大舉升位置，并假定在舉升最大位置時后傾翻軸受力最大，以此為前提對其進行力學分析；這種方法不能檢查舉升機構在運動過程中是否發生運動干涉，且實際上由于受舉升過程中貨物傾卸的影響，后傾翻軸所受最大壓力并非出現在舉升?最大位置，因此采用傳統作圖法計算出來的結果會有較大誤差。二是根據幾何約束條件找出油缸、貨物及舉升?相互間的關系，建立方程組進行求解，這種方法能求出后傾翻軸所承受的最大壓力，但是計算工作量大且不能進行動態校核。

近年來，隨著計算機及CAE虛擬樣機技術的發展，衍生出

更多關于力學部件的設計分析新方法。本文從工程應用中自卸車舉升卸貨過程的實際出發，根據二維力學模型中對自卸車后傾翻軸受力的初步分析情況，基于PTC公司旗下的Creo軟件建立雙后傾翻軸結構自卸車整車虛擬樣機，分別利用其Mechanism和Simulate模塊，并結合BMX技術，對自卸車舉升卸貨過程中的各個階段進行仿真模擬，以得到其后傾翻軸受力變化的動態曲線；并據此對雙后傾翻軸結構自卸車的后傾翻軸進行有限元分析和優化設計，為自卸車舉升機構的設計提供力學依據，以實現自卸車舉升機構的快速設計，確保自卸車整體舉升機構設計的合理性。

2 后傾翻軸受力的初步分析

2.1 二維力學運動模型的建立

運用Creo運動?架設計方法建立運動機構自頂向下的設計方案。首先根據自卸車舉升運行原理建立主體機構的草圖[1]，在草繪中，設定貨箱長度為6.5 m，貨箱寬度為2.3 m，貨箱高度為1.5 m；并設定貨箱最大舉升?為50°，尾板在舉升6°時開啟；然后參照主體?架逐個建立舉升機構的子?架模型，并在創建階段選擇定義各個部件間的連接方式，使其成為整個舉升機構的完整運動?架；建立好的完整機構?架草圖如圖1所示。

2.2 舉升卸貨過程分析

基于已建立的二維力學模型，拖動貨箱?架模型，觀察其運動過程，依據貨箱內貨物傾卸變化情況，并結合經驗，可將自卸車舉升卸貨過程大體分為以下三個階段。

a.油缸舉升，貨箱前端從0°被抬起到6°期間，尾板尚未開啟，貨箱內貨物尚未傾卸；

b.隨著油缸的舉升，貨箱前端被抬起到大于6°時，貨箱尾板開啟，貨箱內貨物在重力和安息?的影響下開始逐漸被傾卸出貨箱；

c.油缸繼續舉升，貨箱前端被繼續抬至更高，直至到達貨箱最大舉升?。

3 整車虛擬樣機的建立及仿真模擬

3.1 整車虛擬樣機的建立

為便于后續仿真分析，設定貨箱前后平板及邊平板厚度均為6 mm、貨箱底架平板厚度為8 mm；設定所有箱體部件的材質密度均為7.86×10-6kg/mm3；設定貨箱內滿平裝載的貨物為沙子，并設定其堆積密度為1.28×10-6kg/mm3。依據已建立的二維運動?架模型，再分別建立自卸車貨箱及主、副車架的雙后傾翻軸結構裝配模型。經對該裝配模型進行質量測定，可知貨箱自重約5.4 t，沙子重約28.7 t；為便于后續分析說明問題，此處假設貨箱超載，超載的沙子重約5 t，此時貨箱連同沙子總重約39.2 t。為便于真實直觀地說明問題和展示仿真過程，本文將建立好的上裝貨箱模型和自卸車底盤一起裝配，進行仿真模擬演示。雙后傾翻軸結構及其自卸車整車裝配三維虛擬樣機模型如圖2、3所示。

3.2 舉升卸貨過程中貨物狀態關系函數的設定

散狀顆粒物料在堆放時能夠保持自然穩定狀態的最大?度稱為“安息?”，不同貨物的安息?不盡相同。經查資料，本文設定

貨箱內裝載的沙子的安息?為30°；依據對舉升卸貨過程的分析情況，建立舉升機構的分析特征，并采用Creo語法規則，設定在舉升卸貨三個階段中貨物和舉升機構分析特征之間的關系函數。

3.3 舉升卸貨過程的模擬仿真

為簡化力學關系便于模擬分析，本文假定所建立的整車樣機均為非慣性系；基于此，進入Mechanism模塊后，設定重力模g=9.8 m/s2，建立并運行相應的整車分析和受力測量；并利用BMX分析方法，建立并運行以?度為變量，以后傾翻軸所受徑向力為目標的函數曲線，點擊運行后便可動態地觀察到隨著油缸舉升，舉升?逐漸變大，貨箱內的沙子隨之而發生地相應地傾卸變化，如圖4所示。

3.4 獲取后傾翻軸受力變化函數圖線

對舉升卸貨過程仿真模擬的最終目的是為了獲得后傾翻軸所受徑向力在卸貨過程中的變化情況。在分析圖形窗口設置好舉升時間、最大舉升?度等參數后，便可得到圖5所示的在舉升卸貨過程中后傾翻軸受力隨舉升?度變化的函數曲線。由此可知在舉升卸貨過程中雙后傾翻軸共同承受最大徑向力約為211 kN。

4 有限元分析

進入Simulate模塊進行后傾翻軸的靜態分析。

4.1 材料添加、網格劃分、約束及載荷的設置

以目前市場上最常見的直徑90 mm后傾翻軸為分析對象，設定其材料屬性如表1所示[2]，編輯材料屬性參數，并將此材料分配給后傾翻軸。

表1 后傾翻軸材料屬性

由于后傾翻軸為軸車件，其形狀比較簡單，此處運用Creo自帶的AutoGEM模塊網格自動劃分功能，對后傾翻軸進行網格劃分；為使分析結果更為精準，此處將最大元素尺寸控制為10 mm，劃分網格后的后傾翻軸模型如圖6所示。

結合圖2所示翻轉部件布置結構及上述對貨箱舉升卸貨過程的觀察，不難得出以下分析：貨箱經后傾翻座可繞后傾翻軸相對副車架進行轉動，后傾翻軸與副車架翻轉支座剛性地裝配在一起；后傾翻軸直徑與后傾翻座孔徑相同，兩者通過公差實現彼此間的僅有部分面接觸的間隙配合；箱體自重經與其焊接在一起的后傾翻座，向后傾翻軸與翻轉支座傳遞擠壓載荷，其受力以集中力為主；基于此分析可，知后傾翻軸與后傾翻座間的連接為典型的銷軸類連接；據此將后傾翻軸與翻轉支座間的連接約束設置為剛性約束；將后傾翻座孔面向后傾翻軸施加的傳遞擠壓載荷設置為承載載荷，該載荷呈余弦壓力函數分布于與后傾翻座孔面接觸的后傾翻軸的半圓表面；依據3.4分析結果可知在雙后傾翻軸結構的自卸車中，其單個后傾翻軸所受的最大徑向載荷為106 kN。施加約束及載荷后的模型如圖7所示。

4.2 應力分析

應力分析用以模擬模型在受到約束的情況下，計算自然狀態下的模型形態，并能反映模型在載荷作用下的應力分布情況[3]。通過剪應力分析云圖可以得出單個后傾翻軸所受最大剪應力為

221.8 MPa，有限元應力分布云圖如圖8所示。根據[σ]=σs/ns，其中ns為安全系數，經查機械設計手冊等質料，取安全系數ns=1.2[4]，則可知許用應力[σ]=288 MPa，顯然該值遠大于單個后傾翻軸所承受的最大剪應力221.8 MPa，由此表明直徑為90 mm的雙后傾翻軸結構其強度安全，并略有富余。

5 結構設計優化及結果對比

依據4.2分析結果可知，直徑為90 mm的后傾翻軸強度完全可滿足超載5 t時總重約39.2 t的雙后傾翻軸結構自卸車舉升能力的需要。經Creo質量分析，該后傾翻軸的質量為18.3 kg；基于自卸車輕量化設計的趨勢需求，對該后傾翻軸在保證其舉升強度的前提下，其舉升卸貨過程中所受最大應力不超過288 MPa的前提下，對其結構進行優化、減重。

5.1 優化分析

建立優化研究分析類型，為考慮安全，此處將max_stress_vm的最大值設定為270 MPa；為使后傾翻軸與后傾翻座及翻轉支座配合長度不變，故將后傾翻軸直徑尺寸作為優化變量；設定好其他參數后運行仿真，可得到優化后的應力分布云圖如圖9所示。由此圖可知優化后的單個后傾翻軸所受最大剪應力為266 MPa，表明優化后此數值符合分析前的假定。

5.2 優化對比

將上述5.1分析結果保存在模型中，經模型再生后，測得此時后傾翻軸直徑變為74 mm，質量變為13.6 kg；由此可知，即便在上述雙后傾翻軸結構自卸車貨箱超載5 t時，其后傾翻軸仍可優化減重，較優化前的直徑減少了16 mm，自重減少了4.7 kg。

6 結語

經上述對自卸車舉升卸貨過程的仿真和分析，獲取了自卸車在舉升卸貨過程中其后傾翻軸相對于舉升?的受力變化函數曲線；對后傾翻軸的優化設計，實現了對其減重優化。由此表明，對本文中的貨箱連同貨物共重約35 t且超載5 t，總重約40 t的雙后傾翻軸結構自卸車而言，直徑為90 mm的后傾翻軸強度完全可以滿足其正常舉升卸貨的需要，甚至其直徑可以減重優化至74 mm。

目前市場上自卸車后傾翻軸結構種類不一，常見的除上述雙后傾翻軸結構外，也有個別自卸車廠家推出四后傾翻軸結構、六后傾翻軸結構等；依據上述對雙后傾翻軸結構自卸車的后傾翻軸分析及優化的結果，與之對比市場上所出現的四后傾翻軸及六后傾翻軸結構的自卸車，其強度顯然過大；多后傾翻軸結構多為一些自卸車經銷商銷售模式的一種噱頭或是客戶對自卸車強度一味追求的一種心理安慰所致。該情況不僅造成了自卸車整車自重和成本的增加，更造成了自卸車常規配置標準和銷售競爭模式的混亂。

[1] 徐達.專用汽車結構與設計[M].北京:北京理工大學出版社,1998.

[2] 劉洪文.材料力學[M].上海:高等教育出版社,2001.

[3] 盧耀祖.機械與汽車結構的有限元分析[M].上海:同濟大學出版社,1997.

[4] 王文斌.機械設計手冊[M].北京:機械工業出版社,2007.

Stress Analysis and Optimized Design of Tipper Tip-over Shaft Based on Creo

The two-dimensional mechanical model of lifting-unloaded state of tipper was Built, then the strain state of rear tip-over shaft stage by stage during this process was analyzed; furthermore , three-dimensional virtual sample of the whole tipper was built based on Creo, then each stage of unloaded process was simulated.toget the dynamic curve of drain-change of rear tip-over shaft; Finiteelement analysis and optimal design was carried on based on this, which provide mechanical proof for the design of lifting mechanism of tipper to achieve fast design of lifting mechanism of tipper, and the design of the whole lifting mechanism was guaranteed to be reasonable.

tipper ; lifting mechanism; tip-over shaft; Creo; simulation; finite element analysis

王旭，男，1985年生，工程師，主要從事自卸車產品的開發設計工作。

U469.4.02

A

1004-0226(2016)02-0100-04

2015-10-18