基于有限單元法鉸接式車身結(jié)構(gòu)輕量化分析

任曉路，姚新港

（1.九州職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電工程系；江蘇 徐州 221116；2.中國礦業(yè)大學(xué)，江蘇 徐州 221116）

1 引言

現(xiàn)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(dòng)力性能完善和作業(yè)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(zhì)心，提高穩(wěn)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(jié)構(gòu)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(chǎn)生過大的變形，質(zhì)量還不能太大，所以罐體的設(shè)計(jì)不但要保證強(qiáng)度和剛度的要求，還要滿足經(jīng)濟(jì)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(duì)矛盾的。國內(nèi)外學(xué)者對(duì)罐體式車輛進(jìn)行了一定研究：文獻(xiàn)[2]應(yīng)用NASTRAN 對(duì)散裝水泥罐車罐體受力分析方法進(jìn)行研究；文獻(xiàn)[3]應(yīng)用ANSYS對(duì)超重型特種無梁半掛罐車罐體進(jìn)行有限元分析，獲得罐體的自振頻率和振型；文獻(xiàn)[4]應(yīng)用ANSYS對(duì)無底架輕型油罐車罐體結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)分析，獲得較為精確的結(jié)構(gòu)性能參數(shù)和受載結(jié)果參數(shù)；文獻(xiàn)[5]利用ANSYS/LS-DYNA對(duì)有后車架的灑水車進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。

2 罐體結(jié)構(gòu)受力分析

所研究鉸接式灑水車采用后橋驅(qū)動(dòng)，發(fā)動(dòng)機(jī)總功率為392kW，最高車速50km/h，最小轉(zhuǎn)彎半徑為6.5m，載重50t。整車受力，如圖1所示。

圖1 滿載運(yùn)行時(shí)受力分析Fig.1 Force Analysis During Full-Load Operation

2.1 整車受力

此時(shí)作用在整機(jī)上的力有整機(jī)以及物料的總重量W，作用在重心C；地面對(duì)車輪的支反力Z1和Z2；hc—重心高度；L1—作用點(diǎn)距離前軸的距離；L2—作用點(diǎn)距離后軸的距離[6]。Pk1，Pk2—作用在前后輪的驅(qū)動(dòng)力，與整車的運(yùn)動(dòng)方向相同，則：

2.2 擺動(dòng)架受力分析

擺動(dòng)架是整個(gè)自卸卡車中的關(guān)鍵部位，它使卡車的前后車架連接在一起。左右兩側(cè)轉(zhuǎn)向角達(dá)到42°，前車架的大型回轉(zhuǎn)支撐可使前后車架繞車體縱軸線橫向擺動(dòng)15°，鉸接處的前車架的特殊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，可以使卡車在路面部平時(shí)候產(chǎn)生橫向擺動(dòng)，保證了車輪與地面之間的附著牽引性能，避免車架產(chǎn)生附載載荷[7]。受力分析，如圖2所示。

圖2 擺動(dòng)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(dòng)架處的力是互為反作用力；G—擺動(dòng)架的重力。由擺動(dòng)架力系的平衡方程，可求得M，F(xiàn)x，F(xiàn)y。由于擺動(dòng)架的質(zhì)量相對(duì)整車質(zhì)量來說很小，計(jì)算時(shí)他將它的質(zhì)量加到前車體里面[8]。受力分析中，擺動(dòng)架兩個(gè)面上的內(nèi)力很大，而擺動(dòng)架本身質(zhì)量對(duì)截面內(nèi)力的貢獻(xiàn)很小，故可以忽略。而用有限單元法計(jì)算應(yīng)力時(shí)，可以用命令將重力加載到模型上。

2.3 回轉(zhuǎn)支承受力分析

回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)了前、后車架間的相對(duì)擺動(dòng)，使得輪胎與地面更好的附著[9]。卡車回轉(zhuǎn)支承部分的受力分析是整個(gè)分析中關(guān)鍵的部分，對(duì)回轉(zhuǎn)支承的軸承整體進(jìn)行受力分析，如圖3所示。

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

由于軸承質(zhì)量與整車質(zhì)量相比很小，在進(jìn)行計(jì)算時(shí)忽略了軸承質(zhì)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(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型即為在約束的范圍內(nèi)獲取最優(yōu)值。求設(shè)計(jì)變量向量x=［x1，x2，Λ，xn］，使目標(biāo)函數(shù)滿足：

式（11）中包括了等式和不等式約束。分析中以結(jié)構(gòu)總質(zhì)量m最小為目標(biāo)函數(shù)。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(cè)板的厚度x7選為設(shè)計(jì)變量。設(shè)計(jì)變量的范圍為（5～20）mm，確保得到良好的設(shè)計(jì)空間，避免了因范圍過小而造成排除好的設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)有限元模型Fig.4 Finite Element Model of Tank Structure

在優(yōu)化過程中，用ANSYS優(yōu)化模塊可得到各優(yōu)化參數(shù)曲線變化趨勢(shì)。板厚度優(yōu)化曲線，如圖5所示。

圖5 各參數(shù)優(yōu)化曲線Fig.5 Optimization Curve for Each Parameter

圖中，橫軸代表迭代次數(shù)，縱軸代表板的厚度值。

圖5可知，由底板優(yōu)化曲線可知，迭代進(jìn)行3次后，底板厚度收斂于7.18mm；由前擋板優(yōu)化曲線可知，迭代進(jìn)行14 次后，前擋板厚度收斂于8.82mm；由后擋板優(yōu)化曲線可知，迭代進(jìn)行14 次后，后擋板厚度收斂于7.75mm；由隔板優(yōu)化曲線可知，迭代進(jìn)行10 次后，隔板厚度收斂于5.08mm；由上蓋板優(yōu)化曲線可知，迭代進(jìn)行3次后，底板厚度收斂于5mm；由側(cè)板優(yōu)化曲線可知，在優(yōu)化過程中，迭代進(jìn)行7 次后，底板厚度收斂于5mm；經(jīng)過上述優(yōu)化后，板的厚度和罐體的總體積有所減少，根據(jù)體積的減少量和材料的密度值，計(jì)算可得出總質(zhì)量由原來的10.5t減少到了8.65 t。在優(yōu)化過程中，最大應(yīng)力隨著以上參數(shù)的變化而變化，最大應(yīng)力控制在設(shè)定參數(shù)范圍內(nèi)。

通過不斷的調(diào)整各優(yōu)化參數(shù)，總的質(zhì)量降低17.61%。優(yōu)化效果非常明顯，而優(yōu)化目標(biāo)的實(shí)現(xiàn)是各優(yōu)化參數(shù)不斷調(diào)整的結(jié)果，各優(yōu)化參數(shù)，如表1所示。

表1 優(yōu)化參數(shù)變化Tab.1 Optimize Parameter Change

4 優(yōu)化后罐體結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析

4.1 加載工況

對(duì)滿載車輛在三種典型工況下罐體的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)進(jìn)行分析。工況的數(shù)據(jù)，如表2所示。

表2 各工況數(shù)據(jù)Tab.2 Data for Each Case

4.2 工況1分析結(jié)果

車輛在制動(dòng)行駛工況下，罐體中的水在慣性作用下會(huì)對(duì)罐體的前壁及隔板產(chǎn)生沖擊。為了模擬實(shí)際道路狀況，t=（0～0.005）s時(shí)間段內(nèi)是由重力單獨(dú)作用的，以后的時(shí)間是由重力和制動(dòng)加速度共同作用的[10]。通過計(jì)算，罐體中部分受力較大結(jié)構(gòu)件的應(yīng)力、變形結(jié)果，如圖6所示。

圖6 工況1前擋板分析結(jié)果Fig.6 Case 1 Front Baffle Analysis Results

由圖6（a）知，應(yīng)力較大的部位出現(xiàn)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(yīng)力集中的部位，應(yīng)力值也比靜態(tài)時(shí)的要大，大部分應(yīng)力值的范圍在（50～150）MPa 之間，相對(duì)于材料的許用應(yīng)力來說，還由較大的安全系數(shù)。

局部的尖角處最大應(yīng)力值達(dá)到了269MPa，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)采取加強(qiáng)措施；由圖6（b）知，前擋板在受到水的沖擊后，在t=0.005時(shí)刻，制動(dòng)加速度加載時(shí)刻應(yīng)力值迅速達(dá)到最大值，此后，隨著水受到前擋板和罐體內(nèi)部的隔板的阻擋后來回的反彈，水的能量逐漸的減小，結(jié)果是應(yīng)力值減小并在一個(gè)穩(wěn)定的范圍內(nèi)變化。所以從t=（0.005～0.012）s這段時(shí)間內(nèi)總的趨勢(shì)是趨于穩(wěn)定的，接近靜態(tài)時(shí)的應(yīng)力值。車輛在實(shí)際行駛狀況中，水的運(yùn)行狀態(tài)和曲線反應(yīng)出來的趨勢(shì)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(huán)節(jié)，但最大變形量為11.8mm，屬于小變形，不會(huì)對(duì)結(jié)構(gòu)造成破壞。但是，這個(gè)結(jié)果告訴我們，這些部位的變形容易引起應(yīng)力集中部位的應(yīng)力值過大，所以在這些部位應(yīng)采取防止變形的措施，以便減小其它部位的應(yīng)力；由圖6（d）知，在水的沖擊作用下，變形值達(dá)到最大值后也在一個(gè)穩(wěn)定的范圍內(nèi)變化，這也是因?yàn)樗哪芰吭谥饾u減小的緣故。

變形值達(dá)到最大變形的時(shí)間和最大應(yīng)力點(diǎn)的時(shí)間是一致的，說明在某點(diǎn)的應(yīng)力值達(dá)到最大的時(shí)候，另外一點(diǎn)的變形量達(dá)到最大值，這和實(shí)際情況是相符的。

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

圖7 支座最大變形和應(yīng)力點(diǎn)變形曲線Fig.7 Maximum Deformation of Bearing and Deformation Curve of Stress Point

出現(xiàn)以上情況的原因是隨著制動(dòng)加速度的出現(xiàn)，罐體中的水在慣性作用下向前沖，此時(shí)支座上的應(yīng)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(yīng)力和變形都逐漸恢復(fù)的穩(wěn)定的狀態(tài)。最大應(yīng)力值175MPa，出現(xiàn)在支座下端點(diǎn)處，最大變形為6mm。

4.3 工況2分析結(jié)果

車輛在水平轉(zhuǎn)彎狀態(tài)下，水由于離心力的作用會(huì)對(duì)罐體產(chǎn)生沖擊。同樣，為了模擬實(shí)際道路狀況，t=（0～0.0005）s 時(shí)間段內(nèi)是由重力單獨(dú)作用的，以后的時(shí)間是由重力和離心加速度共同作用的。通過計(jì)算，可得到罐體中薄弱結(jié)構(gòu)件的計(jì)算結(jié)果，如圖8所示。

圖8 工況2隔板分析結(jié)果Fig.8 Case 2 Partition Analysis Results

由圖8（a）知，車輛水平轉(zhuǎn)彎時(shí)，隔板的應(yīng)力狀態(tài)出現(xiàn)了分布不均的現(xiàn)象，其中一側(cè)的應(yīng)力明顯高于另一側(cè)，但最大也只有175MPa，小于材料的許應(yīng)力，這也是由于水的橫向離心力造成的；由圖8（b）知，應(yīng)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(yīng)變狀態(tài)同樣也出現(xiàn)了分布不均的現(xiàn)象，其中一側(cè)的應(yīng)變明顯高于另一側(cè)，最大變形為7.11mm，這也是與車輛水平轉(zhuǎn)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(duì)于水的沖擊來說較低。

由圖9（a）知，前中擋板的應(yīng)力明顯小于前右擋板，最大應(yīng)力為229MPa，出現(xiàn)在前中擋板和前右擋板相焊接的地方，有一定的安全系數(shù)；由圖9（b）知，應(yīng)力變化趨勢(shì)是增加到最大值后穩(wěn)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(xiàn)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(shì)也是平穩(wěn)的增加到最大值后穩(wěn)定到一定的變形值。

圖9 工況2前擋板分析結(jié)果Fig.9 Case 2 Front Baffle Analysis Results

圖10 支座最大變形和應(yīng)力點(diǎn)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(diǎn)的應(yīng)力和位移在達(dá)到最大值后，基本上都是平穩(wěn)變化的，在側(cè)向離心力消失后，才迅速減小的。最大應(yīng)力為202MPa，也是屬于較薄弱的環(huán)節(jié)，設(shè)計(jì)時(shí)也應(yīng)該注意加強(qiáng)。

5 實(shí)車測(cè)試

采用應(yīng)變片式應(yīng)力測(cè)試系統(tǒng)對(duì)實(shí)車進(jìn)行測(cè)試[9]，根據(jù)前述分析結(jié)果，選取測(cè)點(diǎn)一：前擋板和隔板相連接的部位；測(cè)點(diǎn)二：側(cè)板和隔板相連接的部位；測(cè)點(diǎn)三：隔板和底板相連接的部位實(shí)驗(yàn)用車及測(cè)試位置，如圖11所示。

圖11 實(shí)車及應(yīng)變花貼片位置Fig.11 Strain Flower Patch Position

由主應(yīng)變，可以獲得被測(cè)單元的主應(yīng)力[10]：

式中：E—被測(cè)單元的彈性模量；μ—被測(cè)物體泊松比。則材料的等效應(yīng)力為：

車輛滿載工況運(yùn)行，三種工況下循環(huán)運(yùn)行，測(cè)試點(diǎn)應(yīng)力隨時(shí)間變化曲線，如圖12所示。

圖12 測(cè)點(diǎn)應(yīng)力變化曲線Fig.12 Measuring Point Stress Curve

由圖可知，在整個(gè)測(cè)試過程中，兩個(gè)測(cè)點(diǎn)的應(yīng)力波動(dòng)變化，最大值分別為135.7MPa、119.45MPa、235.7 MPa分別與仿真值進(jìn)行比較，如表3所示。

表3 測(cè)量點(diǎn)的最大值對(duì)比Tab.3 Measurement Point Extreme Table

由分析結(jié)果可知，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，應(yīng)力最大值均有一定程度的降低，而優(yōu)化后實(shí)測(cè)值的最大值與仿真值之間的誤差在6%以內(nèi)，都小于優(yōu)化前的數(shù)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。

6 結(jié)論

（1）滿足整體強(qiáng)度和其他性能要求的前提下，罐體的重量減輕了17.61%，達(dá)到了減輕罐體重量的目的；（2）選取的三種工況下，應(yīng)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(cè)板和隔板相連接的部位；隔板和底板相連接的部位；應(yīng)力最大值為235.7MPa，滿足材料的使用性能要求；（3）實(shí)車測(cè)試最大值發(fā)生在隔板和底板相連接的部位，比優(yōu)化前仿真值均有一定程度降低，而優(yōu)化后實(shí)測(cè)值的最大值與仿真值之間的誤差在6%以內(nèi)，都小于優(yōu)化前的數(shù)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。