【正文】 of static load conditions圖38 靜載工況車架縱梁扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分布云圖 Frame longitudinal beam torsion stress contours of static load conditions 卸載初工況分析1）前處理卸載初工況模擬自卸車卸貨時(shí)舉升缸舉升瞬間，貨箱底面剛好離開副車架時(shí)車架的受力狀態(tài)，此時(shí)貨物對(duì)車架的作用力僅作用于舉升缸支座和翻轉(zhuǎn)軸處，本文通過在卸載初貨物質(zhì)心位置加載集中力的方式實(shí)現(xiàn)，貨物質(zhì)心與車架采用剛性單元連接。主車架縱梁應(yīng)力最大值為346 MPa，出現(xiàn)在前懸架右后鋼板彈簧支座處，未超出材料的屈服極限,由于此處位于主、副車架過渡區(qū)域，剛度變化明顯且載荷較大，車架實(shí)際使用中此處亦遭到過破壞，應(yīng)為車架實(shí)際應(yīng)力最大處。出現(xiàn)在第三橫梁連接板螺栓孔處，由于滿載情況下右前輪懸空車架受到較大的扭矩且此處采用了剛性連接,存在應(yīng)力集中所致。圖中車架扭轉(zhuǎn)變形很明顯，車架最前端左、右縱梁位移差值為43mm，即車架最大扭轉(zhuǎn)量。圖34 靜載工況車架整體彎曲應(yīng)力分布云圖 Frame bending stress contours of static load conditions圖35 靜載工況車架縱梁彎曲應(yīng)力分布云圖 Frame longitudinal beam bending stress contours of static load conditions車架扭轉(zhuǎn)位移云圖如圖36所示。, 出現(xiàn)在主車架縱梁上翼面與副車架縱梁的過渡區(qū)域，此處剛度變化明顯,因此應(yīng)力較高。,出現(xiàn)在主、副車架連接板前端螺栓孔處，由于主、副車架之間采用彈簧接觸單元后，副車架前端受力變形較平滑，而此處螺栓單元阻礙了副車架的變形趨勢(shì)，產(chǎn)生應(yīng)力集中所致。圖33 靜載工況車架彎曲姿態(tài)變形及自身變形的組合位移云圖 Frame bending posture deformation and binational deformation displacement contours of static load conditions同時(shí)可得到式26中節(jié)點(diǎn)應(yīng)力結(jié)果。車架姿態(tài)變形及車架自身變形的組合位移最大處為車架最前端，主要是由于前懸架鋼板彈簧的剛度小造成的。通過求解計(jì)算可求得式25中節(jié)點(diǎn)位移情況。靜載工況車架有限元模型如圖32所示。釋放其他方向自由度。由于車架自身重力對(duì)有限元分析結(jié)果亦有影響，所以設(shè)置車架整體重力加速度為1g，方向?yàn)檐嚰艽瓜颍╖）方向。其中整車坐標(biāo)系如圖31所示：圖31 整車坐標(biāo)系 The vehicle coordinate system 其中：X軸為車架中心線（前軸中心線前是負(fù)、前軸中心線后為正），Y軸為前軸中心線（左側(cè)為負(fù)、右側(cè)為正），Z軸為車架上端面（端面以上為正、以下為負(fù)）；質(zhì)心坐標(biāo)：Xi——質(zhì)心至前軸中心線水平距離；Yi——質(zhì)心距離汽車縱軸平面距離，并約定以汽車前進(jìn)方向駕駛員右側(cè)為正；Zi——質(zhì)心距車架上平面高度。 車架基本載荷的確定穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析所施加的載荷包括外部施加的作用力和壓力、穩(wěn)態(tài)的慣性力(如重力和離心力)、位移載荷等。自卸車作業(yè)時(shí)所處工況比較復(fù)雜，在本文研究中，選取三種典型工況對(duì)自卸車進(jìn)行穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析，包括靜載工況、卸載初工況、貨箱舉升至45176。 車架穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析自卸車在靜止或勻速行駛時(shí)稱為穩(wěn)定狀態(tài)。在實(shí)際使用中，車架的損壞大多是由于其動(dòng)態(tài)性能不足引起的，所以有必要在保證穩(wěn)態(tài)力學(xué)性能的基礎(chǔ)上研究其動(dòng)態(tài)性能。車架性能的好壞不僅關(guān)系到整車的使用壽命，而且還影響行駛的安全性[[33] (第2版)下冊(cè)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2006.]。通過網(wǎng)格質(zhì)量檢查保證了計(jì)算精度，對(duì)自卸車懸架做了合理模擬，使得車架受力狀態(tài)更貼近實(shí)際，采用面面接觸單元合理模擬了主、副車架之間的連接，為車架性能的分析做好了準(zhǔn)備。整車有限元模型如圖 213所示。圖212 線性彈簧單元 Linear spring element 車架整體有限元模型最終建立的TY1型自卸車車架結(jié)構(gòu)模型規(guī)模為：節(jié)點(diǎn)數(shù)182512個(gè)，總單元數(shù)269677個(gè)。作為裝配基體，車架上還連接有其他附件，包括動(dòng)力總成、駕駛室、油箱、蓄電池等，本文研究中通過在其質(zhì)心位置加載相應(yīng)作用力的方式模擬，質(zhì)心位置與車架通過剛性單元相連接。圖29 前懸架的有限元模型 Finite element model of front suspension 圖210 后懸架的有限元模型 Finite element model of rear suspension 零件連接方式的處理TY1型車架縱梁和橫梁之間的螺栓連接和鉚接的模擬選用bolt（washer 1）單元，此單元的傳力方式與實(shí)際相符，避免了采用bolt（general）單元連接螺栓孔內(nèi)圈所產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象，如圖211。輪胎及車橋?qū)β访孑斎牖蚱渌d荷輸入的影響較小，可以忽略二者對(duì)車架分析時(shí)的影響[[32] [D].合肥工業(yè)大學(xué),2009.]。自卸車行駛在崎嶇不平的路面上時(shí)，平衡懸架可保證各車輪同處于地面上，改善了自卸車的受力狀態(tài)。355N/mm。TY1型自卸車的后懸架為平衡懸架，主要由中后橋、鋼板彈簧、鋼板彈簧支座、平衡軸支架、平衡軸、推力桿等組成。本文在研究初期受條件限制未使用實(shí)際的板簧吊耳模型，分析結(jié)果顯示，板簧吊耳處車架應(yīng)力偏高，明顯超出材料的屈服極限，與實(shí)際情況不符。并在兩板簧間連接一個(gè)柔性梁?jiǎn)卧–BEAM）防止彈簧跑偏。同側(cè)吊耳之間采用剛性單元相連接，彈簧單元上端節(jié)點(diǎn)與與剛性單元在板簧吊耳中間處的節(jié)點(diǎn)相耦合。采用剛性單元（RBE2）與彈簧單元（CELAS1）來模擬。 圖28 TY1型車架雅克比值分布 TY1 frame Jacobian distribution 懸架的模擬懸掛系統(tǒng)對(duì)汽車的車架的分析有至關(guān)重要的影響，不模擬懸架或采用簡(jiǎn)化處理鋼板彈簧支座的方式較難得到車架實(shí)際受力狀態(tài)下的應(yīng)力情況。檢查結(jié)果顯示：?jiǎn)卧N曲量完全合格，；單元縱橫比完全合格，；由于車架網(wǎng)格規(guī)模較大，螺栓孔處單元質(zhì)量較差，個(gè)別單元雅克比值未達(dá)到要求，不合格單元在整個(gè)單元規(guī)模中所占比例很小，軟件中顯示為0%，所以完全滿足計(jì)算的要求。根據(jù)相關(guān)研究經(jīng)驗(yàn)，本文所研究車架網(wǎng)格質(zhì)量檢查規(guī)定翹曲量大于5176。HyperMesh在每個(gè)單元的高斯積分點(diǎn)或角節(jié)點(diǎn)計(jì)算jacobian矩陣的行列式，并且輸出最小值與最大值之比，即雅克比（jacobian）值。Jacobian：檢查單元偏離理想形狀的程度，雅克比（jacobian）是單元內(nèi)各個(gè)積分點(diǎn)單元內(nèi)各個(gè)積分點(diǎn)Jacobian矩陣值中的最小值與最大值之比。Aspect：檢查單元的縱橫比，即單元最長(zhǎng)邊與最短邊之比。一般可接受小于5176。其中影響二維網(wǎng)格質(zhì)量的主要因素包含：Warpage：檢查四邊形單元的翹曲量，即單元偏離平面的量。本文對(duì)平衡軸做了簡(jiǎn)化，平衡軸由拱形結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化為圓柱形直通結(jié)構(gòu)，支座與平衡軸之間采用節(jié)點(diǎn)耦合的方式連接，如圖27所示。表23 車架各零件的厚度Table 23 Frame parts thickness主車架縱梁內(nèi)襯梁第1橫梁及連接板第2橫梁第2橫梁下連接板第2橫梁上連接板第3橫梁及連接板背靠背橫梁8mm8mm8mm7mm8mm7mm7mm10mm背靠背橫梁連接板副車架縱梁副車架各橫梁后端橫梁后端橫梁連接板主副車架連接板變速箱下包梁管狀橫梁8mm8mm5mm12mm8mm8mm5mm6mm圖26 連接孔處網(wǎng)格處理 Mesh processing around the connection holes 對(duì)于實(shí)體單元的網(wǎng)格劃分在HyperMesh軟件的3D子面板中進(jìn)行。為保證計(jì)算精度，殼單元的尺寸為厚度的2～3倍為宜，殼單元尺寸越小，計(jì)算精度并不一定相應(yīng)提高，尺寸過小相應(yīng)產(chǎn)生窄厚的單個(gè)單元反而會(huì)對(duì)計(jì)算結(jié)果不利。 網(wǎng)格劃分及質(zhì)量控制 對(duì)于殼單元的網(wǎng)格劃分在HyperMesh軟件的2D子面板中進(jìn)行。對(duì)于縱梁和橫梁之間的螺栓連接和鉚接的模擬選用HyperMesh中的螺栓連接單元。實(shí)體單元有六面體單元和四面體單元，如圖24和25所示。圖23 PSHELL單元 圖24 六面體單元 PSHELL element Hexahedron element圖25 四面體單元 Tetrahedral element對(duì)于鋼板彈簧支座，選用實(shí)體單元模擬。薄壁結(jié)構(gòu)采用殼單元模擬不僅能準(zhǔn)確反映車架的應(yīng)力狀態(tài)，相對(duì)于實(shí)體結(jié)構(gòu)其計(jì)算量也大大減少。對(duì)于薄壁結(jié)構(gòu)，在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)最好采用殼單元。HyperMesh在螺栓連接和鉚接的模擬上也較為方便，并且連接模擬效果較好，與實(shí)際情況相吻合。HyperMesh在網(wǎng)格劃分方面具有其他軟件無可比擬的優(yōu)勢(shì)，網(wǎng)格劃分是有限元分析計(jì)算的基礎(chǔ)，也是其中心工作之一，而且工作量大、耗時(shí)多。HyperMesh是針對(duì)CAE主流求解器的前處理軟件，其具有CAD模型導(dǎo)入功能，通過Import子面板可以將三維建模軟件的CAD模型導(dǎo)入到HyperMesh數(shù)據(jù)文件，并通過選擇幾何方式導(dǎo)入外來的CAD文件、通過FE方式導(dǎo)入有限元文件等。表22 車架的材料屬性Table 22 Material characteristics牌號(hào)彈性模量（MPa）屈服強(qiáng)度（MPa）抗拉強(qiáng)度（MPa）密度（t/mm3）泊松比16Mn105345490109510L105510640109WL510105468573109WL590105557621109 車架有限元模型的建立 有限元軟件及單元的選擇1)有限元軟件在本文研究中所使用的軟件為HyperWorks，其中用到的主要功能模塊有 HyperMesh、HyperView、HyperGraph、OptiStruct 等。圖22 車架三維模型 Frame threedimensional model2）自卸車車架常用鋼材的種類有16Mn鋼板、510L汽車專用大梁材料、WL510材料和WL590材料，該車架所用材料為WL510。主副車架之間采用連接板以及U型螺栓相連接。第2根橫梁為拱形結(jié)構(gòu)，第4橫梁為背靠背結(jié)構(gòu)?？v梁為槽鋼結(jié)構(gòu)，截面為300808mm。表21 TY1型自卸車參數(shù)Table 21 TY1 dump truck parameters發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)整車長(zhǎng)寬高（mm）843524963490軸距（mm）3800+1350前輪距/后輪距（mm）2020/1860總質(zhì)量/整備質(zhì)量（t）25/整車前懸/后懸（mm）1430/1850車架的三維模型如圖22所示。在有限元分析過程中，連續(xù)體被離散為單元后，由單元的位移函數(shù)和彈性體的幾何方程可以得到單元體內(nèi)的應(yīng)變、應(yīng)力與單元節(jié)點(diǎn)位移的關(guān)系： （25） （26）其中：u為單元內(nèi)任一點(diǎn)位移矢量；N為單元的形函數(shù)；為單元節(jié)點(diǎn)位移矢量ε為應(yīng)變；L為單位位移的微分矩陣；u為位移矢量通過上式可求得節(jié)點(diǎn)位移和應(yīng)力結(jié)果，然后根據(jù)強(qiáng)度要求和材料的特性，選擇最大應(yīng)力對(duì)構(gòu)件進(jìn)行強(qiáng)度校核[11]。通過車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的有限元靜力分析，能夠找到車架在各種工況下各個(gè)部件變形和應(yīng)力的分布情況及最大值。有限元法可有效求解結(jié)構(gòu)的力學(xué)問題，其本質(zhì)是把計(jì)算域劃分為有限個(gè)互不重疊的單元，在每個(gè)單元內(nèi)，選擇一些合適的節(jié)點(diǎn)作為求解函數(shù)的插值點(diǎn)，單元上所作用的力等效到節(jié)點(diǎn)上，將微分方程離散求解[[30] [M]．北京：高等教育出版社，1999.]。圖21 用彎矩差法求彎矩 Solving bending moment by moment difference 有限單元法在車架分析中的應(yīng)用在外力作用下，任何一個(gè)彈性體與支撐結(jié)構(gòu)都會(huì)發(fā)生變形，變形導(dǎo)致扭曲，扭曲則導(dǎo)致應(yīng)力。同樣在i1點(diǎn)的彎矩為 （22）和的關(guān)系為 （23）此處：= —在處的剪力；—即和力作用點(diǎn)之間的距離，用表示。作用在車架縱梁上的載荷很多，采用彎矩差法可以將作用在縱梁上的彎矩M的計(jì)算大為簡(jiǎn)化[[29] 車架設(shè)計(jì)[J].汽車技術(shù),1974,(02):113.]。88第二章 車架分析理論及有限元模型的建立 車架分析理論 車架傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法車架傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法是按照靜彎曲載荷來確定車架縱梁的斷面尺寸。3）結(jié)合車架傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法和有限元分析方法，重新設(shè)計(jì)車架的結(jié)構(gòu)形式，選取了四種縱梁截面尺寸分別進(jìn)行了有限元穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析，根據(jù)分析結(jié)果進(jìn)行了車架選型，并對(duì)所選車架做了模態(tài)分析。等三種典型工況對(duì)TY1型自卸車車架進(jìn)行有限元穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析。根據(jù)TY1型車架的結(jié)構(gòu)參數(shù)，在HyperMesh軟件中建立了車架的有限元模型。然后根據(jù)TY1型車架的分析結(jié)果進(jìn)行新車架的設(shè)計(jì)，并對(duì)新型車架進(jìn)行尺寸優(yōu)化和拓?fù)鋬?yōu)化，為新型主副一體式車架設(shè)計(jì)提供了有價(jià)值的參考。 本文研究的主要內(nèi)容本文基于降低自卸車重心并實(shí)現(xiàn)車架輕量化的目的，設(shè)計(jì)一款主副一體式重型自卸車專用車架。國外學(xué)者利用LSDYNA軟件對(duì)城市清掃車車架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析及拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，提高了車架的剛度和動(dòng)態(tài)特性，同時(shí)減輕了車架質(zhì)量[[28] Zhou Analysis and Topology Optimization Design for a Sweeper