8乘4自卸車(chē)車(chē)架強(qiáng)度分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

摘要：基于8×4自卸車(chē)車(chē)架結(jié)構(gòu)，利用HyperMesh分析軟件建立車(chē)架有限元分析模型，并選擇對(duì)車(chē)架影響較大的彎扭工況進(jìn)行強(qiáng)度分析，通過(guò)計(jì)算得出該車(chē)架的應(yīng)力分布云圖，同時(shí)對(duì)車(chē)架強(qiáng)度薄弱處提出合理的改進(jìn)方案。研究結(jié)論為8×4自卸車(chē)的車(chē)架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及改進(jìn)提供參考依據(jù)。關(guān)鍵詞：自卸車(chē)；車(chē)架強(qiáng)度；有限元分析；結(jié)構(gòu)優(yōu)化1車(chē)架結(jié)構(gòu)車(chē)架是汽車(chē)底盤(pán)的重要組成部分，一般由兩根縱梁和多根橫梁構(gòu)成，經(jīng)由懸架系統(tǒng)﹑前橋﹑后橋支撐在車(chē)輪上，不僅承載著底盤(pán)各總成件、車(chē)身和車(chē)載貨物的重量，還承受著車(chē)輛行駛過(guò)程中由于發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、汽車(chē)載荷和地面凸凹不平傳遞來(lái)的各類(lèi)沖擊，對(duì)車(chē)輛的操控穩(wěn)定性和安全性有著重要影響，因此對(duì)車(chē)架結(jié)構(gòu)的研究十分必要。本文分析的車(chē)輛驅(qū)動(dòng)形式為8×4，軸距1800mm+2600mm+1350mm，前輪中心距1965mm，后輪中心距1860mm，車(chē)架縱梁和橫梁均為槽型結(jié)構(gòu)，橫梁通過(guò)連接板與縱梁連接，車(chē)架結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。2車(chē)架強(qiáng)度分析本文基于某8×4自卸車(chē)車(chē)架，通過(guò)有限元分析軟件HyperMesh對(duì)車(chē)架強(qiáng)度進(jìn)行分析，得出相應(yīng)的應(yīng)力云圖，并針對(duì)車(chē)架強(qiáng)度薄弱處提出改進(jìn)方案。2.1車(chē)架分析模型建立本文分析的車(chē)架全長(zhǎng)7970mm，縱梁為雙層結(jié)構(gòu)（8mm+4mm），縱梁截面尺寸300mm×80mm，縱梁和橫梁材料均為600L（彈性模量210GPa，泊松比0.3，密度7.85g/cm3，材料屈服極限500MPa）。為使得到的有限元模型更加準(zhǔn)確，通常對(duì)車(chē)架模型作出以下假設(shè)[1]：a.認(rèn)為材料的密度分布均勻，各向材料同性，車(chē)架工作的范圍始終在材料的彈性范圍內(nèi)。b.假定車(chē)架的狀態(tài)為理想狀態(tài)，即不考慮材料存在的缺陷及裝配、加工過(guò)程中產(chǎn)生的殘余應(yīng)力。根據(jù)車(chē)輛實(shí)際載荷及車(chē)架參數(shù)信息，建立車(chē)架有限元分析模型（圖2）。在建模過(guò)程中將駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、空濾、后處理、油箱、電瓶箱等底盤(pán)大總成件載荷看作是以集中力的形式施加在車(chē)架作用點(diǎn)上，貨箱及貨物載荷按照均布載荷的形式作用在車(chē)架相應(yīng)位置上[2]。2.2車(chē)架分析邊界條件車(chē)輛實(shí)際運(yùn)營(yíng)過(guò)程中主要有彎曲、轉(zhuǎn)向、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)四種工況[3]，下面將根據(jù)8×4自卸車(chē)實(shí)際運(yùn)營(yíng)工況和質(zhì)量配重（總質(zhì)量31t），來(lái)設(shè)置分析邊界條件。a.將底盤(pán)各大總成與車(chē)架連接處進(jìn)行約束。b.對(duì)輪胎接地位置進(jìn)行約束。c.在彎曲、轉(zhuǎn)向、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)工況下分別進(jìn)行加速度沖擊（具體見(jiàn)表1）。d.扭轉(zhuǎn)工況則在垂向沖擊的基礎(chǔ)上對(duì)右前兩輪和左后兩輪施加強(qiáng)制位移（表1）。2.3車(chē)架分析結(jié)果通過(guò)有限元分析軟件HyperMesh對(duì)車(chē)架模型進(jìn)行不同工況下的強(qiáng)度分析，分析結(jié)果見(jiàn)表1。根據(jù)以上分析結(jié)果可知，該車(chē)架在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下均滿足強(qiáng)度要求，但在扭轉(zhuǎn)工況下，車(chē)架最大應(yīng)力值達(dá)到了1120.04MPa，超出了車(chē)架材料的屈服極限500MPa，易造成疲勞破壞。由扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)架應(yīng)力分布云圖（圖3）可看出，在扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)架最大應(yīng)力處在二軸板簧后支座連接螺栓孔附近區(qū)域，需要對(duì)此處進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，其他區(qū)域應(yīng)力均滿足強(qiáng)度要求，不需改進(jìn)。3車(chē)架優(yōu)化改進(jìn)為解決扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)架局部應(yīng)力超出材料屈服極限問(wèn)題，對(duì)車(chē)架風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域進(jìn)行了以下優(yōu)化改進(jìn)，車(chē)架優(yōu)化改進(jìn)方案模型見(jiàn)圖4。a.調(diào)整二軸板簧后支座附近的車(chē)架橫梁總成位置，使橫梁總成和板簧支座連接螺栓共孔。b.將橫梁總成上連接板向下延伸至下連接板處，和下連接板螺栓共孔。在車(chē)架分析模型優(yōu)化改進(jìn)后，按照原加載條件，重新對(duì)車(chē)架進(jìn)行不同工況下的強(qiáng)度分析，并將分析結(jié)果和車(chē)架優(yōu)化改進(jìn)前進(jìn)行對(duì)比分析，具體見(jiàn)表2。根據(jù)以上分析對(duì)比結(jié)果可知：a.車(chē)架優(yōu)化改進(jìn)前后，在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下的應(yīng)力分布狀況相似，最大應(yīng)力均變化不大，且均滿足車(chē)架強(qiáng)度要求。b.由扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)架應(yīng)力分布云圖（圖5）可以看出，在車(chē)架優(yōu)化改進(jìn)前后，扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)架最大應(yīng)力出現(xiàn)區(qū)域基本一致，位于二軸板簧后支座連接螺栓孔附近區(qū)域。c.由扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)架應(yīng)力分布云圖（圖5）可得出，車(chē)架優(yōu)化改進(jìn)后最大應(yīng)力值為437.32MPa，相比優(yōu)化改進(jìn)前下降了60.95%，滿足了車(chē)架強(qiáng)度要求，改進(jìn)效果顯著。4結(jié)語(yǔ)a.通過(guò)HyperMesh軟件對(duì)8×4自卸車(chē)車(chē)架進(jìn)行強(qiáng)度分析，得出了車(chē)架在彎曲、轉(zhuǎn)向、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)工況下的應(yīng)力分布云圖。b.通過(guò)車(chē)架應(yīng)力分布云圖可知，原車(chē)架在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下均滿足強(qiáng)度要求，但扭轉(zhuǎn)工況下在二軸板簧后支座連接螺栓孔附近區(qū)域最大應(yīng)力值達(dá)到了1120.04MPa，超出了車(chē)架材料的屈服極限500MPa，易造成疲勞破壞，降低使用壽命，需要對(duì)此處進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。c.針對(duì)原車(chē)架扭轉(zhuǎn)工況局部應(yīng)力大問(wèn)題，對(duì)車(chē)架風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域提出了優(yōu)化改進(jìn)方案：調(diào)整橫梁總成位置，使橫梁總成和板簧支座共孔，并將橫梁總成上連接板向下延伸至下連接板處。d.對(duì)優(yōu)化改進(jìn)后的車(chē)架重新建模進(jìn)行強(qiáng)度分析，并將分析結(jié)果和改進(jìn)前進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下車(chē)架改進(jìn)前后應(yīng)力分布狀況相似，在扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)架改進(jìn)后最大應(yīng)力值為437.32MPa，相比改進(jìn)前下降了60.95%，滿足了車(chē)架強(qiáng)度要求，優(yōu)化改進(jìn)效果顯著。綜上，車(chē)架橫梁總成的結(jié)構(gòu)位置在彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)工況下對(duì)車(chē)架強(qiáng)度影響較小，但對(duì)扭轉(zhuǎn)工況下的車(chē)架強(qiáng)度影響較大，尤其是在前懸架