前举升式自卸汽车副车架轻量化优化设计

周庆辉,刘李艳 ,沈明波

(1.北京建筑大学 机电与车辆学院,北京 100044; 2.北汽福田汽车,北京 102206)

前举升式自卸汽车副车架轻量化优化设计

周庆辉1,刘李艳1,沈明波2

(1.北京建筑大学 机电与车辆学院,北京 100044; 2.北汽福田汽车,北京 102206)

工程长货箱自卸车副车架存在结构设计不合理、浪费材料、强度不均的问题,以前举升式自卸汽车货箱内7.2 m副车架为研究对象,采用等强度设计法与有限元分析法相结合.首先使用前处理器软件HyperMesh建立副车架模型;其次用求解器软件MSC.Nastran模拟计算;最后用后处理器软件HyperView进行有限元强度、刚度、模态分析.结构优化后,副车架的横梁和内衬梁材料由A610L改成Q345,整车质量减轻142.6 kg,整车及零部件的整体强度和刚度提高,弯曲刚度降低3.2%,扭转刚度降低6.1%.

自卸汽车; 轻量化; 优化设计; 等强度; 有限元

自卸车产品主要用于工况、建筑、水利水电施工工地及港口物流等相关场合,具有广泛的适应性[1].随着国家对汽车超限超载的严格治理及环保节能等相关政策的颁布实施,对汽车总质量有着严格的要求，而客户在追求经济利益最大化的前提下,总是要求在汽车总质量确定的情况下,加载质量越大越好,故障率越低越好，因此,对系列自卸汽车上装轻量化的优化设计势在必行[2].

目前，工程中大量使用的自卸汽车多为T式中举自卸汽车及前举升自卸汽车[3]，T式三角架放大举升机构又叫前推式,举升力系数小,省力,油压特性好,但是由于其液压举升系统安装于货箱底部导致货箱底板与副车架闭合高度较高,底板骨架及副车架的结构工艺性较差,副车架及货箱底板骨架经常出现开裂等损坏，前顶举升式自卸汽车结构简单，货箱底板与主车架上平面的闭合高度可以很小,整车稳定性好,液压系统压力较小,货箱底板骨架及副车架设计工艺性较好,故障率较低,但前顶多级缸行程较大,造价较高,适用于中重型自卸汽车，特别是长货箱自卸车[4].问题是由于长货箱自卸车副车架及货箱一般较长,为适应用户超载,许多自卸车改装企业存在设计结构不合理,有大量浪费材料及强度不均的现象.

自卸汽车上装轻量化的优化设计方法，主要采用等强度设计法和有限元分析法[5].

(1) 等强度设计法即保持原构件的结构形式不变,用高强度钢板代替普通钢板后自卸汽车的质量得到大幅度下降，但强度保持不变.等强度设计法计算简单,使用方便,在一般轻量化结构设计中被经常使用[6].

自卸汽车上装的承载结构大部分为薄壁构件,构件受到的应力主要包括薄膜应力和弯曲应力两部分.薄膜应力沿厚度均匀分布,弯曲应力关于中面反对称设原构件普通钢板的壁厚和屈服应力分别为t0和(σs)0,高强度钢板构件的壁厚和屈服应力分别为t1和(σs)1.由于薄膜应力与板厚t成反比,假设替代前后构件的安全系数保持不变,对弯曲应力为零的薄壁构件,壁厚与应力的关系为

(1)

同理,弯曲应力与板厚t2成反比,对薄膜应力为零的薄壁构件,壁厚与应力的关系为

(2)

一般情况下薄壁构件同时存在薄膜应力和弯曲应力,原则上替换后的高强度钢板的壁厚应介于两者之间,即

(3)

由于自卸汽车涉及了弯曲、扭转、制动、转弯、举升的各种工况,受力复杂,其关键部件的副车架纵梁、货箱纵梁及三角形放大架等零部件的壁厚一般按式(3)的上限取值.

(2) 有限元分析法即用较简单的问题代替复杂问题后,它将求解域看成是由许多称为有限元的小互连子域组成,对每一单元假定一个合适的近似解,然后推导求解这个域总的满足条件,从而得到问题的近似解[7].由于大多数实际问题难以得到准确解,而有限元计算精度高,能适应各种复杂形状,成为有效的工程分析手段，它可分成3个阶段:前处理、处理和后处理.前处理是建立有限元模型,完成单元网格划分;后处理则是采集处理分析结果,使用户能简便提取信息,了解计算结果[8].

1 副车架的模型建立和强度分析计算

1.1 副车架有限元模型的建立

本文以前举升式自卸汽车货箱内7.2 m副车架为研究对象,进行有限元强度、刚度、模态分析及结构优化.首先建立副车架的模型,然后进行网格划分.根据副车架几何模型,建立的副车架模型如图1所示.副车架有限元网格大小按照10 mm进行划分,单元类型为QUAD4及少量TRIA3板壳单元，模型中长度单位为mm,力单位为N,重力加速度取1g=9 800 mm/s2.

图1 副车架模型Fig.1 Sub frame model

本文以副车架为研究对象,载荷主要包括两个部分[9].

(1) 对于副车架的自重,根据软件自身功能,在前处理程序中输入对应材料的密度和重力加速度,程序便根据输入单元截面形状,计算出其面积、体积和质量.

(2) 对于整车的负载,根据力和力矩的等效原理,等效加载于副车架中.

1.2 副车架强度分析

为了清楚说明优化方案和强度计算结果中各个横梁的位置,需要对副车架的各个横梁进行命名,如图2所示.

图2 副车架的横梁说明Fig.2 Cross section description for sub frame

设计之前副车架材料均为Q345,等强度设计后，除第10横梁及第1、第2交叉横梁外均为A610L高强钢,按照式(2)计算后第1～9横梁壁厚均由6 mm变为5 mm,纵梁厚度由8 mm变为6 mm,纵梁内衬梁厚度由6 mm变为5 mm,采用高强度钢板代替后副车架减少质量约15%.

本次强度分析共涉及了弯曲、扭转、制动、转弯、举升0°和举升20° 6种工况,设定各种工况的额定载质量均为35 000 kg，材料参数及强度评价条件如下:

(1) 弯曲工况,参考以前重卡的电测结果,取动载系数1.7,疲劳系数1.4，则对于A610L材料,许用应力为500/1.7/1.4=210 MPa;Q345材料,许用应力为345/1.7/1.4=144 MPa.

(2) 扭转、转弯及制动工况,取动载系数1.2,疲劳系数1.2，则对于A610L材料,许用应力为500/1.2/1.2=347 MPa;Q345材料,许用应力为345/1.2/1.2=240 MPa.

(3) 举升工况,取疲劳系数1.2，则对于A610L材料,许应力为500/1.2=417 MPa;Q345材料,许应力为345/1.2=288 MPa.

1.3 副车架强度计算结果及分析

通过有限元分析分别得出6种工况的强度计算结果，其分析结果如表1所示.

表1 各工况最大应力结果Tab.1 Maximum stress result under different working conditions MPa

根据计算结果发现副车架应力最恶劣的工况为扭转工况及举升20°工况,图3为扭转工况下副车架的Von-Mises应力云图,图4为举升20°工况下副车架的Von-Mises应力云图.

图3 扭转工况下副车架的Von-Mises应力云图Fig.3 Von-Mises stress nephogram of sub frame under torsion

从图3和图4中可以看出:副车架应力总体分布比较均匀,但是在扭转工况及举升20°工况下,局部应力偏高,均发生在副车架的右前部.根据模拟分析,在保证该车运行的安全性能的情况下,降低副车架的局部应力成为结构优化的主要内容.

图4 举升20°工况下副车架的Von-Mises应力云图Fig.4 Von-Mises stress nephogram of sub frame under lifting 20° working condition

2 副车架优化方案

从模拟分析中可以得出:副车架纵梁的前端扭转工况及举升20°工况下应力最高,为了降低该应力,对副车架可以采取了以下优化方案:

(1) 横梁的优化方案将第1交叉横梁前后的横梁和第9横梁去掉,剩余横梁除圆管梁外厚度减至4 mm,圆管梁厚度减至7 mm,然后将原来的第3,4,7横梁位置重新排布,同时将横梁改成16 Mn材料,优化前横梁的总质量为137.4 kg,优化后质量为57.4 kg,减少质量80.0 kg,如图5所示.

(2) 第1交叉横梁优化方案将第1交叉横梁去掉优化前第1交叉横梁的总质量为45.9 kg,优化后质量为0 kg,减少质量45.9 kg.

(3) 纵梁前端增加角板在纵梁的前端局部增加角板,厚度4 mm,优化前质量为0 kg,优化后质量为0.8 kg,增加质量0.8 kg,如图7所示.

(4) 第2交叉横梁优化方案如图8所示,所有零件的厚度均修改为4 mm,优化前质量为55.0 kg,优化后质量为37.5 kg,减少质量17.5 kg.

(5) 内衬梁优化方案如图9所示,内衬梁的材料由A610L改成16 Mn,优化前质量为94.9 kg,优化后质量为94.9 kg,减少质量0 kg.梁前端增加角板在纵梁的前端局部增加角板,厚度4 mm,优化前质量为0 kg,优化后质量为0.8 kg,增加质量为0.8 kg,如图7所示.

图5 副车架横梁优化方案Fig.5 Sub frame cross beam optimization scheme

图6 副车架第1交叉横梁优化方案Fig.6 The first cross beam optimization scheme of subprime

图7 前端增加角板的优化方案Fig.7 An optimization scheme for increasing the angle plate at the front

图8 第2交叉横梁的优化方案Fig.8 Optimization scheme of second cross beam

图9 内衬梁的优化方案Fig.9 Optimization scheme of lining beam

采取上述优化方案后,副车架减轻了142.6 kg,同时有152.3 kg的材料由A610L材料改成Q345材料(副车架的横梁和内衬梁),也可以降低成本,优化后最大应力处应力明显降低,在各个工况下基本可满足强度评价标准.

3 副车架优化前后强度分析结果对比

6种工况中,扭转工况和举升20°工况优化后，副车架总成的最大应力比优化前明显降低,其他工况优化前后的最大应力相差不大,具体的对比结果如图10所示.

图10 举升20°工况下副车架总成Von-Mises应力云图对比Fig.10 Comparison of Von-Mises stress nephogram of sub frame assembly under lifting 20° working condition

根据前面的计算结果,将副车架各部分在各工况下优化前后的最大应力值统计出来,如表2所示.优化后各工况的最大应力均满足强度评价要求,所以能够满足该车的正常使用,并且整车的性能大幅度提高了.

4 副车架优化前后刚度对比

利用有限元分析法,优化设计前后分别进行副车架的刚度计算,包括弯曲刚度和扭转刚度.

(1) 弯曲刚度:纵梁前端yz方向的自由度和后端xyz方向的自由度,在两个纵梁的前后悬置中点处分别施加一个500 N的力,弯曲刚度的计算公式为

(4)

式中:F为施加载荷;a为轴距;f为挠度.

根据式(3)计算,优化前的弯曲刚度:F=1 000 N,a=6 686 mm,f=(0.999 9+0.999 6)/2=0.999 75,EI=Fa3/(48f)=1 000×6 6863/(48×0.999 75)=6.23×106N·m2.

优化后的弯曲刚度:F=1 000 N,a=6 686 mm,f=(1.034+1.032)/2= 1.033,EI=Fa3/(48f)=1 000×6 6863/(48×1.033)=6.03×106N·m2.

优化前车架弯曲位移如图11所示，优化后车架弯曲位移如图12所示.

表2 优化前后副车架在各个工况下的最大应力对比

(2) 扭转刚度:车架的扭转刚度分析边界条件,约束纵梁后端xyz方向的平动自由度和y方向的转动自由度;在纵梁前端施加一对1 000 N方向相反的力,扭转刚度的计算公式为

(5)

式中:L为力臂长;θ为扭转角(°).

图12 优化后车身弯曲位移图Fig.12 Bending displacement diagram of car body after optimization

将优化前后的刚度计算结果汇总成表格,如表3所示.通过对比发现,优化后车架的弯曲刚度和扭转刚度都有所降低,但是降低范围在许可范围之内.

表3 优化前后刚度结果对比Tab.3 Comparison of stiffness results before and after optimization

5 结论

本文针对前举升自卸车副车架,通过等强度设计与有限元分析相结合的方法进行优化设计.

(1) 等强度设计之前副车架材料均为Q345,等强度设计后除第10横梁及第1、第2交叉横梁外均为A610L高强钢,计算后第1～9横梁壁厚均由6 mm变为5 mm,纵梁厚度由8 mm变为6 mm,纵梁内衬梁厚度由6 mm变为5 mm,采用高强度钢板代替后副车架减少质量约15%.

(2) 利用有限元分析法,优化设计前弯曲刚度为6.23×106N·m2,优化后为6.03×106N·m2,降低3.2%,优化前扭转刚度为13 650 N·m2/deg,优化后扭转刚度为12 816 N·m2/deg,降低6.1%.

[1] 向师欣,申晋宪,王铁,等.工程自卸车刚柔耦合建模及空载板簧刚度优化[J].现代制造工程,2015(10):22-26.

XIANG S X,SHEN J X,WANG T,et al.Building the rigid flexible coupling model of engineering dump truck and ride comfort simulation optimization based on ADAMS[J].Modern Manufacturing Engineering,2015(10):22-26.

[2] 徐元栋,王铁,谷丰收,等.工程专用自卸车车架动态响应研究[J].机械科学与技术,2016(2):309-314.

XU Y D,WANG T,GU F S,et al.The research on the dynamic response of special engineering dump truck frame[J].Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering,2016(2):309-314.

[3] 曹芳,范元勋.关于连杆组合式举升机构优化设计数学模型的探讨[J].现代机械,2010(5):23-25.

CAO F,FAN Y X.The discussion about the connecting rod composite lifting mechanism optimize design of the mathematical model[J].Modern Mechanical，2010(5):23-25.

[4] 孙旭.基于仿真的工程自卸车举升机构有限元优化设计[J].工程机械,2009,40(7):44-48.

SUN X.Finite element optimization design of lifting mechanism for engineering dump truck based on simulation[J].Engineering Machinery,2009,40(7):44-48.

[5] 王野,岳峰丽,徐勇,等.专用汽车底盘零件轻量化设计与优化[J].锻压技术,2015,40(12):151-153.

WANG Y,YUE F L,XU Y,et al.Lightweight design and optimization of chassis parts for special purpose vehicles[J].Forging and Stamping Technology,2015,40(12):151-153.

[6] 涂艳丰,杨兵,高永生,等.耐磨板自卸车车厢的轻量化仿真设计[J].科技视界,2014(27):5-7.

TU Y F,YANG B,GAO Y S,et al.Lightweight design for wear-resistant steel car-body of dumper by FEM[J].Technology Horizon,2014(27):5-7.

[7] 林吉靓,朱峰.YJ3128 型自卸车副车架有限元分析及优化设计[J].煤矿机械,2011,32(8):29-30.

LIN J L,ZHU F.Finite element analysis and optimal design for YJ3128 dump truck’s sub-frame[J].Coal Mine Machinery,2011,32(8):29-30.

[8] 党国梁.工程自卸车车架模态分析[J].科技信息,2010(19):483.

DANG G L.Modal analysis of engineering dump truck frame[J].Technology Information,2010(19):483.

[9] 历辉,李万琼.货车车架的等效载荷简化[J].汽车工程,1994(5):310-314.

LI H,LI W Q.Simplified equivalent load of freight car frame[J].Automotive Engineering,1994(5):310-314.

Lightweight optimization design for sub-frame of front lifting dump truck

ZHOUQinghui1,LIULiyan1,SHENMingbo2

(1.Institute of Electrical and Mechanical and Vehicle,Beijing University of Civil Engineering and Architecture,Beijing 100044,China;
2.Beiqi Futian Automobile,Beijing 102206,China)

The vice frame of engineering dump truck has unreasonable structure design,waste material and uneven strength.This paper used a 7.2 m sub-frame of the front lifting dump truck as the research object,combine strength design method and the finite element analysis method.Firstly,the sub-frame model is set up by commercial software HyperMesh,and then use solver software MSC.Nastran simula-tion,finally,the post processing software HyperView is subjected to finite element strength,stiffness,and modal analysis.After the optimization of the structure,change cross member and lining beamof sub-frame from A610L to Q345,the weight of the whole vehicle is reduced by 142.6 kg.The overall strength and stiffness of the vehicle and its components are improved.The bending stiffness is reduced by 3.2%,6.1% reduction in torsional rigidity.

dump truck; lightweight; optimal design; equal strength; finite element

周庆辉(1973—),男,副教授,博士.E-mail:qhzhou@yeah.net

TG 156

A

1672-5581(2017)05-0409-06