自卸車舉升支架強度分析及優化

史榮旭，沈保山，王康，肖一帆，鐘宏松

(無錫職業技術學院汽車與交通學院，江蘇無錫 214000)

0 引言

自卸汽車可以實現全部裝卸機械化，大大縮短裝卸時間，節省勞動力，減輕勞動強度，提高作業效率，自卸汽車已經逐漸發展成為各行業用來降低作業成本，提高勞動生產率的主要運輸工具[1]。

車架是整個自卸車的關鍵部件和承載基體，發動機、駕駛室、轉向系、傳動系、懸架、車廂等有關部件和總成都安裝在整個車架上，承受著各種力和力矩，在裝載、運輸和卸載中承受主要載荷，因此車架強度和壽命直接影響到整車是否正常工作及安全性[2]。自卸舉升支架作為車架的一部分，其結構設計優劣，除對其本身可靠性有較大影響，亦會影響車架本體(尤其是縱梁)的強度性能。

為了使該部件及車架縱梁滿足舉升工況強度要求，基于有限元原理，對自卸車舉升部件總成進行有限元強度分析，得到各部件應力分布，并對存在失效風險部件的結構進行優化。

1 有限元原理

有限元法是一種近似求解連續問題的數值分析計算方法，其基本原理是把物體結構離散成一組有限的單元，然后把單元按照固定方式連接在一起的模型，來模擬真實物體，也就是一個把無限自由度問題變成離散的有限自由度問題，將復雜問題合理簡化為適合于數值解法的結構性問題[3]。物體被離散成網格的過程，網格質量越好的，網格單元越小，離散出的單元組合越接近于需要模擬的實體，數值分析計算求得的結果越接近于實際情況。

2 有限元模型建立

建立自卸車舉升支架有限元模型，如圖1所示，包括部分車架縱梁與車架橫梁、舉升支架1、舉升支架2和舉升油缸。舉升支架1采用六面體網格劃分，舉升支架2采用二階四面體網格劃分，單元尺寸為3 mm。車架縱梁與車架橫梁采用殼單元網格劃分，單元尺寸為10 mm。舉升支架1和舉升支架2、舉升支架2和舉升油缸及舉升支架1與車架縱梁間的接觸關系采用Contact接觸模擬，摩擦因數為0.15。整個模型節點數目727 173個，單元數目為587 562個。

圖1 自卸車舉升支架有限元模型

約束車架縱梁所有自由度；因油缸沿整車Y軸向左右對稱布置，所以僅約束車架橫梁斷面節點的2、4、6自由度，其余自由度均釋放。

自卸車滿載時，貨箱與貨物總質量28 000 kg，每個舉升油缸承受了F=137 200 N的力，且在舉升開始后，貨物不斷滑落，因此定義起始舉升工況為最惡劣工況，力的方向為舉升油缸初始舉升姿態的軸線方向，如圖2所示。

圖2 舉升支架強度分析工況定義

3 計算結果

利用ABAQUS軟件對自卸車舉升支架進行了強度分析，得到舉升支架1、舉升支架2和車架等部件的應力云圖，如圖3—圖5所示，最大應力見表1。

圖3 自卸車舉升支架1結構應力云圖

圖4 自卸車舉升車架2結構應力云圖

圖5 自卸車車架結構應力云圖

表1 自卸車舉升支架最大應力

由圖可以看出，舉升支架2和車架均未超過材料的屈服強度，滿足強度要求。舉升支架1最大應力超過材料的抗拉強度(500 MPa)，存在失效風險。

4 結構優化

4.1 結構設計

為降低舉升支架1的應力，結合生產工藝綜合考慮下，對其結構進行了重新優化，優化后結構如圖6所示。

圖6 優化后自卸車舉升支架1模型

4.2 優化后結構分析

對優化后的舉升支架1進行強度計算，得到的應力云圖如圖7所示，最大應力為466.174 MPa。

圖7 自卸車舉升支架1結構應力云圖

由圖7可知，該部件最大應力值(466.174 MPa)小于材料的屈服極限，滿足強度要求。

4.3 輕量化設計

自卸車整備質量的降低可以給用戶帶來載貨量的提高，最終帶來收益的增加，因此車架的輕量化自卸車設計將是今后自卸車發展的重要趨勢[4]。

由圖7可以看出，舉升支架1較大區間內的應力較小，存在降重空間，故在A位置處進行開孔處理，其結構如圖8所示，優化后舉升支架1的應力云圖如圖9所示。

圖8 輕量化后舉升支架

圖9 輕量化后舉升支架應力云圖

由圖9可知，在相同工況下，輕量化后的舉升支架1最大主應力(467 MPa)低于材料的抗拉強度，滿足強度要求，且輕量化方案較原方案降重5.3 kg(兩支架)，占比19.6%，效果明顯。

5 結束語

通過對自卸車舉升支架進行的非線性強度計算，得到自卸車舉升支架應力分布，對存在風險部件(舉升支架1)進行優化設計及強度確認分析，在強度性能提升的情況下，實現產品降重，大大提升了產品設計水平和競爭力。