重型自卸车主副一体式专用车架设计.doc

重型自卸车主副一体式专用车架设计I第一章 绪论2012年，据国务院发展研究中心预测，今后10到15年，全国每年GDP新增量中将有16%-17%由汽车产业提供，汽车将成为对中国国民经济拉动力最强的产业。中国汽车工业协会统计数据显示，2012年全国汽车产销分别为1927.18万辆和1930.64万辆，中国汽车产销双双再次刷新全球纪录，连续四年蝉联世界第一1 陈士华.2012年汽车及摩托车工业经济运行情况N中国汽车报，2013-1-11（8）。随着汽车工业的快速发展，汽车产品竞争日益激烈，为满足差异化的需求，市场细分成为一种必然趋势。在商用车领域这种趋势更加明显，市场细分使得专用车的发展前景更加广阔，商用车专用化时代已然到来。2012年我国自卸车共销售14.7万辆，作为专用车领域所占比例较大的自卸车，其专用化具有很大的发展前景，工程专用自卸车是一个很有发展潜力的行业2 孙博，胡顺安，周俊等.国内非公路矿用自卸车发展现状研究J.煤矿机械，2010，(08):15-16.。1.1 课题的来源和意义1.1.1 课题来源本研究得到了山西省高新技术产业化项目（项目名称：工程专用自卸车开发，项目编号：2011-2368）、山西省科技重大专项项目（项目名称：LNG液化天然气重型载货车，项目编号：20111101035）、山西省自然基金项目（项目名称：基于用户使用条件的典型工况重型自卸车燃油经济性分析研究，项目编号：2012011024-2）以及山西省优秀研究生创新项目（项目编号：2012-3025）的支持。本文结合项目对重型自卸车车架进行专用化设计。1.1.2 课题研究的意义我国自卸车底盘的研发不能适应工程专用自卸车发展的趋势。虽然国家一直强调治理超载以及不断推出“节能减排”政策，国内专用车厂也对自身产品进行了轻量化设计，但是结果并不理想。自卸车上装企业与主机厂一般分离开来，自卸汽车上装的开发和生产以改装为主要渠道，通常是在整车厂家提供的基础通用底盘上加装副车架的方式实现。这种以改装为主要手段的自卸汽车的开发，使得自卸作业部分与底盘的匹配不尽合理、整车技术含量较低、整车性能和使用寿命降低。底盘专用化是实现工程专用自卸车开发的一种重要途径，车架作为汽车的装配基体和承载基体是底盘最重要的组成部分，其性能关系到整车的寿命，因此，开展适应于自卸车专用底盘的车架设计具有重要意义。国内许多自卸车车架存在变形、断裂等问题。这是因为传统的自卸汽车副车架与主车架设计属于经验性设计，在其它同类成熟车型车架结构的基础上，通过测绘等手段反求出所设计产品的结构参数，借助类比方法设计出产品，这种设计方式仅仅是验证了原设计方案的可行性，不能主动获得所设计车架的结构形状和参数。即使是在原方案上所做出的改进设计，其方法并不科学，一般由改装车厂家提出对车架进行局部加强和安装加强板、增加横梁的数量等。其结果导致车架的局部强度不断增大，出现刚度突变，使得易断裂部位转移到车架其他位置，结构的整体强度不均匀，材料强度特性不能够得到合理利用3 张红涛，赵建霞，李芳等.前顶自卸车上装减“副”探析前顶自卸车上装结构设计需打破传统J.商用汽车,2010,(S9):57-60.。本文应用有限元分析技术，采用结构优化的手段，旨在设计一款自卸车专用底盘的车架，以期达到降低整车重心以及轻量化的目的。其意义如下：1）底盘专用化的需求目前，国内重型载货自卸汽车的开发和生产以配置上装方式改装为主渠道。通常由具有改装资质的厂家，在整车厂家提供的基础通用底盘上进行专用化二次设计进行改装生产。为了满足不同工程环境及使用工况的需求，改装厂家在上装作业专用化设计时，往往对底盘提出专用化的结构需求，但整车厂提供的批量生产的基础通用底盘又不可能实现这种多样性结构变化。由于上装与底盘不协调，改装厂家通常会根据上装需求，局部改变底盘的结构，同时对底盘承载系统也进行改装。这种以改装为主要手段的自卸汽车的开发，使得自卸作业部分与底盘的匹配不尽合理、改装成本难以降低、整车技术含量较低，整车性能和使用寿命降低，故障率较高，其故障模式统计通常以底盘故障率占较大比例。底盘专用化可以最大程度的实现整车的优化设计，使产品适应性更佳，制造成本降低；同时，掌握专用车总体开发技术是生产企业保持自主创新，占有国内市场绝对份额的战略需要。2）有效降低汽车重心，提高汽车行驶稳定性行驶稳定性是衡量车辆性能的重要指标，“低重心”在车辆行驶过程中具有无法比拟的优越性，如果在高重心状态下颠簸行驶，稍有不慎便有侧翻危险，自卸车由于重心较一般载重货车高，发生侧翻的几率更高，这也是自卸车需要迫切解决的问题之一。自卸车副车架截面高度一般在200mm左右，去除副车架后，为保证车架强度，主车架纵梁高度虽略有增加，但相对同车型车箱底部距地面高度明显降低，从而使整车重心降低，行驶稳定性提高。同时有效降低了道路颠簸造成的冲击载荷，提高了车辆的可靠性。3）轻量化的要求汽车轻量化可以降低燃油消耗，车辆每减重100kg。每百公里燃油消耗平均减少0.5L4 B.克莱恩.轻量化设计M.北京:机械工业出版社，2010:1-5. 。车架的轻量化对自卸汽车获得更好的燃油经济性具有积极的意义,车架自重是整车整备质量的重要贡献源5 A.M.Sherman.Light weight materials for automotive applicationsJ.Materials Charactizaon,1995,35(1): 3-9. -6 王铁，赵震，陈峙等.某车架结构基于灵敏度分析的优化设计J.机械科学与技术，2013（4）:545-550.，自卸车副车架自身质量一般在500700 kg，约占底盘总重的5%，去掉副车架的主副一体式车架能有效降低整车整备质量，从而降低燃油消耗。对自卸车来说，减轻自身质量还能提高有效载质量，即增大了质量利用系数，从而提高了运输效率。1.2 国内外研究现状1.2.1 国内商用车车架优化设计的研究国内在商用车车架分析设计方面亦做过大量研究，尤其是近些年取得很大进步。2007年南京航空航天大学针对潍坊宝利汽车公司设计生产的WFG9280重型车车架进行一系列的计算分析和试验研究，在详细分析车架的静态和动态性能的基础上，采用尺寸优化的手段实现了车架的轻量化设计，车架质量降低了17.9%7 赵慧慧.重型汽车车架的结构有限元分析与轻量化设计研究D.南京航空航天大学，2007.。2009年武汉理工大学王兴宇从货箱和车架的改进设计方面对大吨位自卸车的轻量化做了研究。选取弯扭和举升工况对该自卸车主副车架进行了有限元稳态力学分析，根据分析结果，对副车架做了改进，消除了副车架中间小横梁与油缸拉杆支架接头区域的应力集中。以车架的体积最小为目标函数对副车架部分零件截面尺寸进行优化设计，优化后车架体积相比原设计方案降低了0.023138m3 8 王兴宇.大吨位自卸车的轻量化研究D.武汉理工大学，2009.。2012年，太原理工大学大学硕士研究生赵震对TY-1型重型自卸车车架进行了稳态力学及动态特性分析及试验研究，预测了车架在常用工况下易出现失效的位置，并对车架动态性能做出了评价，提出车架轻量化和提高车架低阶模态频率的方案，对车架的结构改进具有重要的指导意义9 赵震.重型自卸车车架的有限元分析及优化D.太原理工大学大学，2012.。经过大量研究表明，与在原车架结构上进行尺寸优化与形状优化相比，整体拓扑优化结果能极大地改进车架结构并实现轻量化10 Wang Jing-xin, Wang Tie, Yang Yan-chao, etc. Topology Optimization Design of a Heavy Truck FrameC.Proceedings of the FISITA 2012 World Automotive Congress: Lecture Notes in Electrical Engineering, 2013, (195): 219-227.。合肥工业大学做过大量车架拓扑优化设计方面的工作，在车架设计之初，选取以车架实际尺寸的薄板作为拓扑优化的基结构，设定车架的纵梁为非设计区域，通过拓扑优化区域材料的分布寻找车架横梁合理的布置位置，实现了车架的设计，并对所设计的车架进行了有限元分析，结果表明，车架的强度和动态性能均得到提高11 卢利平.载货汽车车架拓扑优化设计及有限元分析D.合肥工业大学，2009. -12 柏林.重型载货汽车车架有限元分析及拓扑优化D.合肥工业大学，2009.。燕山大学硕士研究生张国仙以某型 SUV 车架为研究对象，在整体拓扑优化结果上得到实心结构车架模型，然后根据弯曲刚度标准，转化为等刚度空心结构车架，并对车架各纵、横梁的壁厚值做了尺寸优化。为避免纵横梁连接处的应力集中，对连接处进行了形状优化13 张国仙.基于拓扑优化结果的车架设计及分析D.燕山大学，2011.。吉林大学硕士研究生翟云龙在整车环境下对车架进行扭转工况和弯曲工况的静力分析，并提出了静态拓扑优化理论，在不改变刚度的前提下减轻了车架重量14 翟云龙.整车环境下商用车车架的静态刚度优化设计D.吉林大学,2011. 。国内在自卸车无副车架设计方面也提出过大量可行性建议并已生产过无副车架自卸车产品。国内以前就有无副车架的自卸车用于工程作业和道路运输，比如航天泰特的矿用自卸车和徐工的非公路宽体自卸车产品。重汽集团专用汽车公司研发的无副车架自卸车采用了等高等宽的箱型车架结构，降低了整车重心，增加了行驶稳定性和举升安全性。陕西汽车集团有限责任公司也推出了主副一体式车架前顶自卸车，采用了U形车厢，翻转轴套式结构，有效减少了整备质量。但是现有产品大多未对车架做出合理设计，在使用过程中出现开缝、断裂等问题，或存在材料未得到合理利用，因此主副一体式车架自卸车在开拓市场过程中遇到较大阻力。2005年，国内学者曹琦从底盘设计和举升方式的选择方面入手，着重分析了前举升机构的优势，指出前举升方式将逐步取代机构举升方式，并与取消副车架的重型自卸车相结合并最终做出轻量化是今后自卸车技术发展趋势。但文中仅提出取消副车架后车架设计应注意的问题，并未给出具体设计思路或相关产品，未验证取消副车架的可行性15 曹琦.无副车架的重型自卸汽车J.重型汽车，2005，(04):16-17. 。2009年陕汽集团技术研发人员介绍了主副一体自卸专用车架的设计过程16 俞东海,苏军琪,田海洲.自卸车专用车架设计J.专用汽车,2009,(12):48-50.：取消副车架后，在弯曲应力较为集中的自卸车驾驶室后的位置增加第三层纵梁，车架纵梁前端由双层6+5mm改为6mm的单层，并对纵梁做了强度校核，纵梁危险截面的最大应力小于材料的许用应力，车架纵梁满足要求。该设计方法验证了自卸车通过加强主车架的方式取消副车架的可能性。2010年12月，山东讯力特种汽车有限公司技术中心研究人员详细分析了前顶式自卸车上装减负的可行性。并对无副车架自卸车结构存在的问题以及其自身优势特点作了详细介绍。最后给出了HOWO 84 前顶式自卸车无副车架结构示意图。他们认为目前前顶式自卸车取消副车架不存在底盘承载技术和上装结构设计问题，而是要尽早打破传统观念，创新设计理念3。从以上车架设计研究状况可以看出车架的研究主要集中在重型化，轻量化，以及降低重心等三方面。重型化是为了满足载重的需求，提高运载效率；汽车轻量化是汽车产业发展过程中的一项关键性研究课题；“低重心”可有效提高车辆行驶稳定性。取消副车架可以降低整车的整备质量和重心，并提高自卸车行驶的稳定性和安全性。汽车行业技术人员对自卸车去除副车架的态度是接受的，只不过推行无副车架还面对一些现实问题。但是现今，对主副一体式自卸车车架的研究还处于理论研究阶段，相关学者仅给出设计思路，并没有给出具体的设计参数。市场上现有的主副一体式自卸车车架采用的是直接取消副车架，通过加强纵梁的方式实现，该类型车架存在许多不合理的地方。1.2.2 国外商用车车架优化设计的研究国外的汽车工业历史悠久，在车架设计和结构改进方面积累了大量的试验数据和理论分析经验，形成了系统的结构设计数据库、设计改正记录和设计规范。建立在分析和试验基础上的各种优化方法为车架设计提供了多种实用的选择方案，使车架设计从经验设计到优化设计跨出了一大步17 刘威.某重型载货汽车车架的设计分析与实验研究D.湖南大学,2011. 。现阶段，作为先进设计技术的代表，CAE技术已成为汽车企业产品设计开发的有效手段，已越来越广泛地应用于汽车产品的概念设计、详细设计及样车验证中18 丁渭平.汽车CAE技术M.成都：西南交通大学出版社，2010:1-15. 。车架是汽车最早应用有限元计算的总成之一。伯明翰大学机械工程系D.T. Anderson和B. Mills使用有限元法得到汽车底盘结构前9阶固有频率，他们提出相对简单结构、理想化模型的有限元分析结果更准确。美国和其它国家的结构分析人员定义了汽车有限元整车模型。Kamal和Wolf全面评述了有限元技术在汽车设计中的应用情况。Li Haigan等人在Anays中建立了自卸式垃圾车副车架的有限元模型，分析了该车架在弯扭工况和制动工况下的静态及动态特性，基于以上分析提出了改进建议19 Li Hai-gan.Finite element analysis of heavy-duty dump tuck sub-frame based on ansysJ.Advanced Materials Research,2007.。2005年Helmut Darnnbauer等人对车架结构的焊缝和点焊连接进行了疲劳寿命分析20 Helmut Dannbauer,ChristianGai,Klaus Hofwimme. Fatigue Analysis of welding Seams and Spot Joints in Automotive StrueturesJ.SAE Paper,2005:46-50. 。汽车轻量化是汽车产业发展过程中的一项关键性研究课题。Ming-Tsung Chang通过改变材料和连接方式，对电动车车架做出轻量化研究，在保证车架的弯曲刚度和扭转刚度前提下，实现车架减重25%21 Ming-Tsung Chang.The Development of Ligtweight Electric Vehicle FrameC.The 25th World Battary,Hybrid and Fule Cell Electric Vehicle SymposiumExhibition,2010. 。Alusuisse RoadRail公司采用焊接的铝制车架实现了自卸车车架的轻量化设计，如图1-1所示，其纵梁由两根不同形式的T形铝材AlMgSi1F31制造。考虑到铝材焊接处强度低的特性，下端T形铝材的短辐板保证两条纵向焊缝不是出现在应力大的翼面上而是位于主要承受弯曲载荷的横截面中性层上。纵梁前端鹅颈形斜坡通过冷弯曲加工成型。上端T形铝材的高辐板一直延续到前端，在前端将边缘切除，以便弯曲成所希望的斜坡形22 Erich Hoepke.载货汽车技术M.北京:机械工业出版社，2007:159-160.。图1-1 Alusuisse RoadRail公司采用焊接的铝制车架Fig.1-1 Welding aluminum frame of Alusuisse RoadRail company底盘刚度对汽车操纵稳定性以及安全性有至关重要的影响，辛辛那提大学William Steed 提出一种测量底盘抗扭刚度的新方法应用于一级方程式底盘设计，文中采用多种测试方式并利用有限元模型分析法检测F1车架可靠性，最终通过车架台架试验验证了上述分析的正确性23 William steed.Torsional Stiffness Measuring Machine (TSMM) & Automated Frame Design ToolsD. University of Cincinnati,2010. 。一般情况下，车架在平稳运行状态下不易遭到破坏，其动态性能对车架的寿命起决定性影响。英国利兹大学I.M. Ibrahim等人做了车架弹性对汽车行驶平顺性影响的研究，利用有限元法获得的车架动态特性与之前的试验数值一致，结果表明，车架弹性对车身和驾驶室的振动影响较大24 I.M. Ibrahim, D.A. Crolla, D.C. Barton. Effect of frame flexibiliTY-1 on the ride vibration of trucksJ. Computers & Structures,1996, 58(4 ):709713.。皮特什蒂大学Stefan Tabacu等人对越野汽车车架进行动态分析，提出越野车多体动力学应用研究方法，得出车架纵梁受力变形仿真结果。然后运用有限元法进行结构分析，通过比较二者分析变形曲线得出一致的结果，并且分别分析了二者优缺点，为车架分析提供参考25 Stefan Tabacu.Dynamic analysis of an off-road vehicle frame. Non-Linear Analysis,2006,（16）:263-290. 。近年，优化设计方法广泛应用于汽车产品之中。Altair公司以福特汽车中的一款 SUV 车架为研究对象，在不牺牲任何刚度的条件下实现了该车架轻量化设计。在车架设计之初采用建立概念设计模型整体拓扑优化的方法寻找出该优化空间的最佳材料布局，整体拓扑优化方法在实际约束条件的前提下所求结果已接近设计目标，避免了盲目设计。然后采用局部拓扑优化的方法重新定义车架中部的设计空间，使该部位的材料分布更加合理。最终通过详细设计优化方法实现车架的全新设计26 李楚琳，张胜兰，冯樱等Hyper Works分析应用实例M北京：机械工业出版社，2011 。Chen C J等人应用多种优化设计方法对车架进行了改进设计27 ChenCJ,UsmanM. Design Optimization for automotive applieationJ.Int.J.Vehiele Design,2001,25(2):126-139.。国外学者利用LS-DYNA软件对城市清扫车车架进行了结构分析及拓扑优化设计，提高了车架的刚度和动态特性，同时减轻了车架质量28 Zhou Bing.Structural Analysis and Topology Optimization Design for a Sweeper Vehicle Frame J.Insititute of Space Teconology,2010, 6.。总的来讲，国外将有限元法应用于车架分析计算比较早，从上世纪70年代就开始了对车架的有限元分析，国外十分重视利用有限元方法对车架结构进行辅助设计，分别从车架的静态、动态特性和结构优化方面做了研究，并取得了大量的研究成果。1.3 本文研究的主要内容本文基于降低自卸车重心并实现车架轻量化的目的，设计一款主副一体式重型自卸车专用车架。在新车架设计之前，首先对基础对标车架TY-1型自卸车车架，进行有限元稳态力学分析和模态分析。然后根据TY-1型车架的分析结果进行新车架的设计，并对新型车架进行尺寸优化和拓扑优化，为新型主副一体式车架设计提供了有价值的参考。具体内容分为以下几个部分：1）论述了车架分析的基本理论，介绍了传统的车架设计方法和CAE技术在车架分析和设计中的应用。根据TY-1型车架的结构参数，在HyperMesh软件中建立了车架的有限元模型。2）针对静载、卸载初、货箱举升至45等三种典型工况对TY-1型自卸车车架进行有限元稳态力学分析。通过有限元模态分析和模态试验对车架的动态性能作出了评价。3）结合车架传统设计方法和有限元分析方法，重新设计车架的结构形式，选取了四种纵梁截面尺寸分别进行了有限元稳态力学分析，根据分析结果进行了车架选型，并对所选车架做了模态分析。4）建立主副一体式车架的尺寸优化模型，设定车架构件的厚度为变量，实现了车架的轻量化设计，尺寸优化结果显示车架前部仍具有轻量化空间，所以对车架纵梁前部做了拓扑优化设计，寻求最优材料分布。88第二章 车架分析理论及有限元模型的建立2.1 车架分析理论2.1.1 车架传统设计方法车架传统设计方法是按照静弯曲载荷来确定车架纵梁的断面尺寸。车架弯曲计算的核心是计算纵梁各段的弯矩，然后通过选择合理的材料许用应力可算出纵梁截面系数。作用在车架纵梁上的载荷很多，采用弯矩差法可以将作用在纵梁上的弯矩M的计算大为简化29 车架设计J.汽车技术,1974,(02):1-13.。纵梁上所受的力如图2-1所示，在力作用的i点的弯矩为前面所有力对这点的力矩和，即 （2-1）此处为k=1至k=i-1各点到i点的距离。同样在i-1点的弯矩为 （2-2）和的关系为 （2-3）此处：= 在处的剪力；即和力作用点之间的距离，用表示。故相邻二个力作用点的弯矩关系为 （2-4）按式（2-4）计算纵梁面的弯矩最后一个力作用点处弯矩值应零。图2-1 用弯矩差法求弯矩Fig.2-1 Solving bending moment by moment difference2.1.2 有限单元法在车架分析中的应用在外力作用下，任何一个弹性体与支撑结构都会发生变形，变形导致扭曲，扭曲则导致应力。由于车架结构比较复杂，应用传统的数学解析方法不可能求出车架各处的应力和位移。有限元法可有效求解结构的力学问题，其本质是把计算域划分为有限个互不重叠的单元，在每个单元内，选择一些合适的节点作为求解函数的插值点，单元上所作用的力等效到节点上，将微分方程离散求解30 徐芝纶.弹性力学简明教程M北京：高等教育出版社，1999.。通过建立弹性体平衡微分方程可以得出平面问题中应力分量和体力分量的关系，通过建立几何方程可以导出微分线段上的形变分量和位移分量之间的关系，然后建立材料的物理方程导出形变分量和应力分量之间的关系，并加载边界条件即可求得个分量。通过车架结构强度和刚度的有限元静力分析，能够找到车架在各种工况下各个部件变形和应力的分布情况及最大值。基于分析结果，可获得车架性能的相关参数，对下一步车架的结构改进和开发设计新的车架形式具有重要意义。在有限元分析过程中，连续体被离散为单元后，由单元的位移函数和弹性体的几何方程可以得到单元体内的应变、应力与单元节点位移的关系： （2-5） （2-6）其中：u为单元内任一点位移矢量；N为单元的形函数；为单元节点位移矢量为应变；L为单位位移的微分矩阵；u为位移矢量通过上式可求得节点位移和应力结果，然后根据强度要求和材料的特性，选择最大应力对构件进行强度校核11。 2.2 TY-1型自卸车车架基本结构1）本文研究的TY-1型车架为64重型自卸车车架，该自卸车相关参数如表2-1。表2-1 TY-1型自卸车参数Table 2-1 TY-1 dump truck parameters发动机型号WP10.340E32整车长宽高（mm）843524963490轴距（mm）3800+1350前轮距/后轮距（mm）2020/1860总质量/整备质量（t）25/12.5整车前悬/后悬（mm）1430/1850车架的三维模型如图2-2所示。主车架主要由2根纵梁、5根横梁以及管状横梁和变速箱下包梁组成，为边梁式梯形结构，车架长7540mm，为前宽后窄的结构，前端宽1000mm，后端宽850mm，高300mm，其轴距为3800+1350mm。纵梁为槽钢结构，截面为300808mm。纵梁内侧贴合着通衬梁。第2根横梁为拱形结构，第4横梁为背靠背结构。副车架由两根纵梁和五根横梁组成，截面均为箱型结构，副车架上安装有举升缸底座及翻转座。主副车架之间采用连接板以及U型螺栓相连接。自卸车车架前端安装前板簧支座，后端安装平衡悬架支座及平衡轴在图中也一并给出。图2-2 车架三维模型Fig.2-2 Frame three-dimensional model2）自卸车车架常用钢材的种类有16Mn钢板、510L汽车专用大梁材料、WL510材料和WL590材料，该车架所用材料为WL510。各种材料具体力学属性如表2-2所示。表2-2 车架的材料属性Table 2-2 Material characteristics牌号弹性模量（MPa）屈服强度（MPa）抗拉强度（MPa）密度（t/mm3）泊松比16Mn2.11053454907.8510-90.3510L2.11055106407.8510-90.3WL5102.11054685737.8510-90.3WL5902.11055576217.8510-90.32.3 车架有限元模型的建立2.3.1 有限元软件及单元的选择1)有限元软件在本文研究中所使用的软件为HyperWorks，其中用到的主要功能模块有 HyperMesh、HyperView、HyperGraph、OptiStruct 等。所研究车架有限元前处理在HyperMesh中进行，使用HyperWorks自带的RADIOSS求解器进行求解计算，然后在HyperView中进行有限元分析结果后处理。HyperMesh是针对CAE主流求解器的前处理软件，其具有CAD模型导入功能，通过Import子面板可以将三维建模软件的CAD模型导入到HyperMesh数据文件，并通过选择几何方式导入外来的CAD文件、通过FE方式导入有限元文件等。借助模型导入功能可实现网格的快速划分，大型部件的有限元分析可通过多人合作的方式完成。HyperMesh在网格划分方面具有其他软件无可比拟的优势，网格划分是有限元分析计算的基础，也是其中心工作之一，而且工作量大、耗时多。利用HyperMesh可自动划分网格并自动调整网格质量大大提高了工作效率。HyperMesh在螺栓连接和铆接的模拟上也较为方便，并且连接模拟效果较好，与实际情况相吻合。2)单元的选择本文所研究的重型自卸车车架是由板型材料加工组合而成，所用板材的结构特征是在厚度方向的尺寸远小于在其它两个方向的尺寸，属于薄壁结构。对于薄壁结构，在进行网格划分时最好采用壳单元。根据壳体结构的基本的理论假设：薄壳发生微小变形时，忽略沿壳体厚度方向的挤压变形，且认为直法线假设成立，即变形后中面法线保持为直线且仍为中面的法线。薄壁结构采用壳单元模拟不仅能准确反映车架的应力状态，相对于实体结构其计算量也大大减少。如果选实体单元模拟，薄壁结构在厚度方向的单元层数过少，当承受弯矩的时候，计算结果误差较大，反而不如壳单元精确，所以HyperMesh中模拟纵梁和横梁时采用壳体单元(PSHELL)，如图2-3所示，单元每个节点具有6个自由度：沿X、Y和Z方向的平动自由度以及绕X、Y和Z轴的转动自由度。图2-3 PSHELL单元 图2-4 六面体单元Fig.2-3 PSHELL element Fig.2-4 Hexahedron element图2-5 四面体单元Fig.2-5 Tetrahedral element对于钢板弹簧支座，选用实体单元模拟。实体单元的各个节点仅具有3个平动自由度。实体单元有六面体单元和四面体单元，如图2-4和2-5所示。由于钢板弹簧支座处应力为非重点考虑区域，以及随着计算机性能的提高，本文对板簧支座的模拟选择的四面体单元完全能满足计算精度的要求。对于纵梁和横梁之间的螺栓连接和铆接的模拟选用HyperMesh中的螺栓连接单元。钢板弹簧支座与主车架之间的连接采用刚性单元，该单元本身不产生变形，仅起到连接的作用。2.3.2 网格划分及质量控制 对于壳单元的网格划分在HyperMesh软件的2D子面板中进行。本文在有限元模型建立过程中，为保证网格质量，对计算结果影响不大的小孔、倒角做了适当的简化，并对连接孔周围的网格做了washer处理，尽量避免三角形单元的出现，如图2-6所示。为保证计算精度，壳单元的尺寸为厚度的23倍为宜，壳单元尺寸越小，计算精度并不一定相应提高，尺寸过小相应产生窄厚的单个单元反而会对计算结果不利。本文所定义壳单元尺寸为各零件厚度的2倍，各零件的具体厚度如表 2-3 所示。表2-3 车架各零件的厚度Table 2-3 Frame parts thickness主车架纵梁内衬梁第1横梁及连接板第2横梁第2横梁下连接板第2横梁上连接板第3横梁及连接板背靠背横梁8mm8mm8mm7mm8mm7mm7mm10mm背靠背横梁连接板副车架纵梁副车架各横梁后端横梁后端横梁连接板主副车架连接板变速箱下包梁管状横梁8mm8mm5mm12mm8mm8mm5mm6mm图2-6 连接孔处网格处理Fig.2-6 Mesh processing around the connection holes 对于实体单元的网格划分在HyperMesh软件的3D子面板中进行。选用四面体单元分别对板簧支座和平衡轴进行划分，单元尺寸为10mm。本文对平衡轴做了简化，平衡轴由拱形结构简化为圆柱形直通结构，支座与平衡轴之间采用节点耦合的方式连接，如图2-7所示。图2-7 平衡轴处网格处理Fig.2-7 Mesh processing of balance shaft车架结构有限元模型的质量直接影响计算结果的准确性，而单元的质量是有限元模型质量的基本保证31 贺李平，龙凯，肖介平.ANSYS13.0与HyperMesh11.0联合仿真有限元分析M. 北京：机械工业出版社，2012. ，质量太差的网格会导致收敛问题，在计算过程中会出现计算机内存不足的错误而导致计算中止。其中影响二维网格质量的主要因素包含：Warpage：检查四边形单元的翘曲量，即单元偏离平面的量。由于3点形成平面，当四边形的一个角点与其他三个角点不在一个平面上时，则形成翘曲。一般可接受小于5的翘曲量。Aspect：检查单元的纵横比，即单元最长边与最短边之比。一般的纵横比应小于5。Jacobian：检查单元偏离理想形状的程度，雅克比（jacobian）是单元内各个积分点单元内各个积分点Jacobian矩阵值中的最小值与最大值之比。雅克比值的范围从0到1，1表示理想形状。HyperMesh在每个单元的高斯积分点或角节点计算jacobian矩阵的行列式，并且输出最小值与最大值之比，即雅克比（jacobian）值。通常认为大于0.7的比值是可以接受的，而小于0的比值表示一个凹面单元，这将可能导致出现不收敛问题。根据相关研究经验，本文所研究车架网格质量检查规定翘曲量大于5、单元的纵横比大于5、雅克比值小于0.7为不合格。检查结果显示：单元翘曲量完全合格，其中最大翘曲量为3.23；单元纵横比完全合格，最大纵横比为4.24；由于车架网格规模较大，螺栓孔处单元质量较差，个别单元雅克比值未达到要求，最小雅克比值为0.52，不合格单元在整个单元规模中所占比例很小，软件中显示为0%，所以完全满足计算的要求。雅克比值分布情况如图2-8所示。 图2-8 TY-1型车架雅克比值分布Fig.2-8 TY-1 frame Jacobian distribution2.3.3 悬架的模拟悬挂系统对汽车的车架的分析有至关重要的影响，不模拟悬架或采用简化处理钢板弹簧支座的方式较难得到车架实际受力状态下的应力情况。本文所研究的前悬架为钢板弹簧式非独立悬架，板簧长度为1770mm，刚度为376N/mm。采用刚性单元（RBE2）与弹簧单元（CELAS1）来模拟。如图2-9所示。同侧吊耳之间采用刚性单元相连接，弹簧单元上端节点与与刚性单元在板簧吊耳中间处的节点相耦合。建模过程中，约束刚性单元全部6个自由度，弹簧单元仅具有垂向自由度。并在两板簧间连接一个柔性梁单元（CBEAM）防止弹簧跑偏。板簧通过板簧吊耳与车架相连接，板簧吊耳的选用对车架应力状态有明显影响。本文在研究初期受条件限制未使用实际的板簧吊耳模型，分析结果显示，板簧吊耳处车架应力偏高，明显超出材料的屈服极限，与实际情况不符。后期，采用实际的板簧吊耳模型，应力结果明显改善，与车架实际使用情况相符合。TY-1型自卸车的后悬架为平衡悬架，主要由中后桥、钢板弹簧、钢板弹簧支座、平衡轴支架、平衡轴、推力杆等组成。板簧刚度为3550355N/mm。汽车行驶过程中，地面作用力依次通过轮胎、车桥、板簧、平衡轴、平衡轴支座最终传至车架上。自卸车行驶在崎岖不平的路面上时，平衡悬架可保证各车轮同处于地面上，改善了自卸车的受力状态。在车架的有限元分析中，有必要对平衡悬架进行合理的模拟。轮胎及车桥对路面输入或其它载荷输入的影响较小，可以忽略二者对车架分析时的影响32 李强.某重型载货车车架有限元静态及其试验研究D.合肥工业大学,2009.。所以本文对该自卸车后悬架做出合理简化后的模拟方式如图2-10所示：保留了平衡轴支座与平衡轴，平衡轴支座通过螺栓与车架相连，钢板弹簧采用弹簧单元（CELAS1）模拟，弹簧单元上节点通过多个刚性单元与平衡轴相连，避免了此处应力集中。图2-9 前悬架的有限元模型Fig.2-9 Finite element model of front suspension 图2-10 后悬架的有限元模型Fig.2-10 Finite element model of rear suspension2.3.4 零件连接方式的处理TY-1型车架纵梁和横梁之间的螺栓连接和铆接的模拟选用bolt（washer 1）单元，此单元的传力方式与实际相符，避免了采用bolt（general）单元连接螺栓孔内圈所产生的应力集中现象，如图2-11。 图2-11 连接的模拟Fig.2-11 Simulation connection板簧吊耳以及平衡轴支座与主车架之间的连接采用刚性单元（rigid）。作为装配基体，车架上还连接有其他附件，包括动力总成、驾驶室、油箱、蓄电池等，本文研究中通过在其质心位置加载相应作用力的方式模拟，质心位置与车架通过刚性单元相连接。实际中主、副车架通过U型螺栓和连接板相连接，且副车架纵梁下翼面与主车架纵梁上翼面相接触，货物的作用力主要通过副车架直接作用于主车架纵梁上翼面，所以本文主、副车架之间采用了面面接触单元，面面接触又分为实体面接触和壳间隙面接触，主、副车架间的接触属于后一种，采用建立线性弹簧单元（PGAP）的方式实现，如图2-12所示。图2-12 线性弹簧单元Fig.2-12 Linear spring element2.3.5 车架整体有限元模型最终建立的TY-1型自卸车车架结构模型规模为：节点数182512个，总单元数269677个。其中 PSHELL单元145296个，四面体单元124381个。整车有限元模型如图 2-13所示。图2-13 TY-1型车架整体有限元模型Fig.2-13 The overall finite element model of TY-1 frame2.4 本章小结本章中，通过介绍车架分析过程中使用到的有限元分析软件，详细介绍了TY-1型车架有限元模型的建立过程，并对网格划分、悬架的模拟和零件连接方式的处理做了详细说明。通过网格质量检查保证了计算精度，对自卸车悬架做了合理模拟，使得车架受力状态更贴近实际，采用面面接触单元合理模拟了主、副车架之间的连接，为车架性能的分析做好了准备。第三章 TY-1型车架性能分析车架是整个汽车的基体，不仅承载发动机、底盘和货物的质量，而且还承受汽车行驶过程中所产生的各种力和力矩。车架性能的好坏不仅关系到整车的使用寿命，而且还影响行驶的安全性33 陈家瑞.汽车构造(第2版)下册M.北京:机械工业出版社，2006.。因此车架就必须具有足够的刚度和强度以保证有承受冲击载荷和适应各种工况的能力。在实际使用中，车架的损坏大多是由于其动态性能不足引起的，所以有必要在保证稳态力学性能的基础上研究其动态性能。本章针对三种典型的工况对TY-1型自卸车车架进行稳态力学分析，并采用模态分析方法对车架的动态性能进行了分析。3.1 车架稳态力学分析自卸车在静止或匀速行驶时称为稳定状态。车架的稳态力学分析用于计算由那些不包括惯性和阻尼效应的载荷作用于结构或部件上引起的应力、应变。自卸车作业时所处工况比较复杂，在本文研究中，选取三种典型工况对自卸车进行稳态力学分析，包括静载工况、卸载初工况、货箱举升至45工况。3.1.1 车架基本载荷的确定稳态力学分析所施加的载荷包括外部施加的作用力和压力、稳态的惯性力(如重力和离心力)、位移载荷等。车架主要承受连接部件及载重量对其的作用，其静态载荷主要包括：联接到车架的部件如发动机、变速箱、驾驶室、油箱、蓄电池等对车架的支反力以及车架自身的重力，各部件重力和坐标值如表3-1所示。其中整车坐标系如图3-1所示：图3-1 整车坐标系Fig.3-1 The vehicle coordinate system 其中：X轴为车架中心线（前轴中心线前是负、前轴中心线后为正），Y轴为前轴中心线（左侧为负、右侧为正），Z轴为车架上端面（端面以上为正、以下为负）；质心坐标：Xi质心至前轴中心线水平距离；Yi质心距离汽车纵轴平面距离，并约定以汽车前进方向驾驶员右侧为正；Zi质心距车架上平面高度。表3-1 载荷和质心坐标列表Table 3-1 Load and barycentric coordinate list主要总成Mi（）XiYiZi发动机875-80-5.9-10变速箱30010800-170驾驶室800-450-8577油箱3002490625-47蓄电池1001952-625-64车架108824000-158载重45000398208963.1.2 静载工况分析1）车架载荷加载方式为：驾驶室、动力总成等以集中载荷加载在质心位置，载重45t以均布载荷加载在副车架上翼面位置。由于车架自身重力对有限元分析结果亦有影响，所以设置车架整体重力加速度为1g，方向为车架垂向（Z）方向。2）车架约束方式为：弯曲状态下约束前板簧上端Y方向自由度，下端X、Y方向自由度，后板簧上端X、Y方向自由度，下端X、Y、Z方向自由度。释放其他方向自由度。扭转状态模拟右前轮悬空极限工况，释放右前板簧所有自由度，其它约束同弯曲状态。静载工况车架有限元模型如图3-2所示。图3-2 静载工况车架有限元模型Fig.3-2 Frame finite element model of static load conditions3）结果分析使用HyperWorks自带的RADIOSS求解器进行求解计算后，在HyperView中查看车架整体及局部的等效应力和变形情况。通过求解计算可求得式2-5中节点位移情况。车架弯曲位移云图如图3-3所示，车架前端变形较大，后端变形小，前板簧后支座处呈凹形，与车架整体受力及约束情况相符。车架姿态变形及车架自身变形的组合位移最大处为车架最前端，其值为143.4mm，主要是由于前悬架钢板弹簧的刚度小造成的，前悬架弹簧单元的变形量为126.1mm。去除弹性元件后车架最大变形量为6mm。图3-3 静载工况车架弯曲姿态变形及自身变形的组合位移云图Fig.3-3 Frame bending posture deformation and combinational deformation displacement contours of static load conditions同时可得到式2-6中节点应力结果。弯曲应力云图如图3-4和3-5所示：车架结构整体弯曲应力值较小,较高应力区域主要集中在车架中部，应力值处于100MPa左右。车架弯曲应力最大值为242.8MPa,出现在主、副车架连接板前端螺栓孔处，由于主、副车架之间采用弹簧接触单元后，副车架前端受力变形较平滑，而此处螺栓单元阻碍了副车架的变形趋势，产生应力集中所致。但是采用接触单元后，主车架的应力大小更接近实际状态。主车架最大应力值为162.9MPa, 出现在主车架纵梁上翼面与副车架纵梁的过渡区域，此处刚度变化明显,因此应力较高。车架其他部分弯曲应力大多在30 MPa以下，具有很大的优化空间。图3-4 静载工况车架整体弯曲应力分布云图Fig.3-4 Frame bending stress contours of static load conditions图3-5 静载工况车架纵梁弯曲应力分布云图Fig.3-5 Frame longitudinal beam bending stress contours of static load conditions车架扭转位移云图如图3-6所示。由于受弹簧单元变形的影响，车架整体变形较大，最大变形处位于车架最前端为356mm。图中车架扭转变形很明显，车架最前端左、右纵梁位移差值为43mm，即车架最大扭转量