【正文】 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)問題，而是要盡早打破傳統(tǒng)觀念，創(chuàng)新設(shè)計(jì)理念[3]。重型化是為了滿足載重的需求，提高運(yùn)載效率；汽車輕量化是汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展過程中的一項(xiàng)關(guān)鍵性研究課題；“低重心”可有效提高車輛行駛穩(wěn)定性。汽車行業(yè)技術(shù)人員對(duì)自卸車去除副車架的態(tài)度是接受的，只不過推行無副車架還面對(duì)一些現(xiàn)實(shí)問題。市場(chǎng)上現(xiàn)有的主副一體式自卸車車架采用的是直接取消副車架，通過加強(qiáng)縱梁的方式實(shí)現(xiàn)，該類型車架存在許多不合理的地方。建立在分析和試驗(yàn)基礎(chǔ)上的各種優(yōu)化方法為車架設(shè)計(jì)提供了多種實(shí)用的選擇方案，使車架設(shè)計(jì)從經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)到優(yōu)化設(shè)計(jì)跨出了一大步[[17] [D].湖南大學(xué),2011. ]。車架是汽車最早應(yīng)用有限元計(jì)算的總成之一。美國(guó)和其它國(guó)家的結(jié)構(gòu)分析人員定義了汽車有限元整車模型。Li Haigan等人在Anays中建立了自卸式垃圾車副車架的有限元模型，分析了該車架在彎扭工況和制動(dòng)工況下的靜態(tài)及動(dòng)態(tài)特性，基于以上分析提出了改進(jìn)建議[[19] Li element analysis of heavyduty dump tuck subframe based on ansys[J].Advanced Materials Research,2007.]。汽車輕量化是汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展過程中的一項(xiàng)關(guān)鍵性研究課題。Alusuisse Road﹠Rail公司采用焊接的鋁制車架實(shí)現(xiàn)了自卸車車架的輕量化設(shè)計(jì)，如圖11所示，其縱梁由兩根不同形式的T形鋁材AlMgSi1F31制造?？v梁前端鵝頸形斜坡通過冷彎曲加工成型。圖11 Alusuisse Road﹠Rail公司采用焊接的鋁制車架 Welding aluminum frame of Alusuisse Road﹠Rail pany底盤剛度對(duì)汽車操縱穩(wěn)定性以及安全性有至關(guān)重要的影響，辛辛那提大學(xué)William Steed 提出一種測(cè)量底盤抗扭剛度的新方法應(yīng)用于一級(jí)方程式底盤設(shè)計(jì)，文中采用多種測(cè)試方式并利用有限元模型分析法檢測(cè)F1車架可靠性，最終通過車架臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了上述分析的正確性[[23] William Stiffness Measuring Machine (TSMM) amp。一般情況下，車架在平穩(wěn)運(yùn)行狀態(tài)下不易遭到破壞，其動(dòng)態(tài)性能對(duì)車架的壽命起決定性影響。 Structures,1996, 58(4 ):709–713.]。然后運(yùn)用有限元法進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，通過比較二者分析變形曲線得出一致的結(jié)果，并且分別分析了二者優(yōu)缺點(diǎn)，為車架分析提供參考[[25] Stefan analysis of an offroad vehicle frame. NonLinear Analysis,2006,（16）:263290. ]。Altair公司以福特汽車中的一款 SUV 車架為研究對(duì)象，在不犧牲任何剛度的條件下實(shí)現(xiàn)了該車架輕量化設(shè)計(jì)。然后采用局部拓?fù)鋬?yōu)化的方法重新定義車架中部的設(shè)計(jì)空間，使該部位的材料分布更加合理。Chen C J等人應(yīng)用多種優(yōu)化設(shè)計(jì)方法對(duì)車架進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)[[27] ChenCJ,UsmanM. Design Optimization for automotive applieation[J]. Design,2001,25(2):126139.]?？偟膩碇v，國(guó)外將有限元法應(yīng)用于車架分析計(jì)算比較早，從上世紀(jì)70年代就開始了對(duì)車架的有限元分析，國(guó)外十分重視利用有限元方法對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行輔助設(shè)計(jì)，分別從車架的靜態(tài)、動(dòng)態(tài)特性和結(jié)構(gòu)優(yōu)化方面做了研究，并取得了大量的研究成果。在新車架設(shè)計(jì)之前，首先對(duì)基礎(chǔ)對(duì)標(biāo)車架——TY1型自卸車車架，進(jìn)行有限元穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析和模態(tài)分析。具體內(nèi)容分為以下幾個(gè)部分：1）論述了車架分析的基本理論，介紹了傳統(tǒng)的車架設(shè)計(jì)方法和CAE技術(shù)在車架分析和設(shè)計(jì)中的應(yīng)用。2）針對(duì)靜載、卸載初、貨箱舉升至45176。通過有限元模態(tài)分析和模態(tài)試驗(yàn)對(duì)車架的動(dòng)態(tài)性能作出了評(píng)價(jià)。4）建立主副一體式車架的尺寸優(yōu)化模型，設(shè)定車架構(gòu)件的厚度為變量，實(shí)現(xiàn)了車架的輕量化設(shè)計(jì)，尺寸優(yōu)化結(jié)果顯示車架前部仍具有輕量化空間，所以對(duì)車架縱梁前部做了拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，尋求最優(yōu)材料分布。車架彎曲計(jì)算的核心是計(jì)算縱梁各段的彎矩，然后通過選擇合理的材料許用應(yīng)力可算出縱梁截面系數(shù)。縱梁上所受的力如圖21所示，在力作用的i點(diǎn)的彎矩為前面所有力對(duì)這點(diǎn)的力矩和，即 （21）此處為k=1至k=i1各點(diǎn)到i點(diǎn)的距離。故相鄰二個(gè)力作用點(diǎn)的彎矩關(guān)系為 （24）按式（24）計(jì)算縱梁面的彎矩最后一個(gè)力作用點(diǎn)處彎矩值應(yīng)零。由于車架結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，應(yīng)用傳統(tǒng)的數(shù)學(xué)解析方法不可能求出車架各處的應(yīng)力和位移。通過建立彈性體平衡微分方程可以得出平面問題中應(yīng)力分量和體力分量的關(guān)系，通過建立幾何方程可以導(dǎo)出微分線段上的形變分量和位移分量之間的關(guān)系，然后建立材料的物理方程導(dǎo)出形變分量和應(yīng)力分量之間的關(guān)系，并加載邊界條件即可求得個(gè)分量?；诜治鼋Y(jié)果，可獲得車架性能的相關(guān)參數(shù)，對(duì)下一步車架的結(jié)構(gòu)改進(jìn)和開發(fā)設(shè)計(jì)新的車架形式具有重要意義。 TY1型自卸車車架基本結(jié)構(gòu)1）本文研究的TY1型車架為64重型自卸車車架，該自卸車相關(guān)參數(shù)如表21。主車架主要由2根縱梁、5根橫梁以及管狀橫梁和變速箱下包梁組成，為邊梁式梯形結(jié)構(gòu)，車架長(zhǎng)7540mm，為前寬后窄的結(jié)構(gòu)，前端寬1000mm，后端寬850mm，高300mm，其軸距為3800+1350mm?？v梁內(nèi)側(cè)貼合著通襯梁。副車架由兩根縱梁和五根橫梁組成，截面均為箱型結(jié)構(gòu)，副車架上安裝有舉升缸底座及翻轉(zhuǎn)座。自卸車車架前端安裝前板簧支座，后端安裝平衡懸架支座及平衡軸在圖中也一并給出。各種材料具體力學(xué)屬性如表22所示。所研究車架有限元前處理在HyperMesh中進(jìn)行，使用HyperWorks自帶的RADIOSS求解器進(jìn)行求解計(jì)算，然后在HyperView中進(jìn)行有限元分析結(jié)果后處理。借助模型導(dǎo)入功能可實(shí)現(xiàn)網(wǎng)格的快速劃分，大型部件的有限元分析可通過多人合作的方式完成。利用HyperMesh可自動(dòng)劃分網(wǎng)格并自動(dòng)調(diào)整網(wǎng)格質(zhì)量大大提高了工作效率。2)單元的選擇本文所研究的重型自卸車車架是由板型材料加工組合而成，所用板材的結(jié)構(gòu)特征是在厚度方向的尺寸遠(yuǎn)小于在其它兩個(gè)方向的尺寸，屬于薄壁結(jié)構(gòu)。根據(jù)殼體結(jié)構(gòu)的基本的理論假設(shè)：薄殼發(fā)生微小變形時(shí)，忽略沿殼體厚度方向的擠壓變形，且認(rèn)為直法線假設(shè)成立，即變形后中面法線保持為直線且仍為中面的法線。如果選實(shí)體單元模擬，薄壁結(jié)構(gòu)在厚度方向的單元層數(shù)過少，當(dāng)承受彎矩的時(shí)候，計(jì)算結(jié)果誤差較大，反而不如殼單元精確，所以HyperMesh中模擬縱梁和橫梁時(shí)采用殼體單元(PSHELL)，如圖23所示，單元每個(gè)節(jié)點(diǎn)具有6個(gè)自由度：沿X、Y和Z方向的平動(dòng)自由度以及繞X、Y和Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。實(shí)體單元的各個(gè)節(jié)點(diǎn)僅具有3個(gè)平動(dòng)自由度。由于鋼板彈簧支座處應(yīng)力為非重點(diǎn)考慮區(qū)域，以及隨著計(jì)算機(jī)性能的提高，本文對(duì)板簧支座的模擬選擇的四面體單元完全能滿足計(jì)算精度的要求。鋼板彈簧支座與主車架之間的連接采用剛性單元，該單元本身不產(chǎn)生變形，僅起到連接的作用。本文在有限元模型建立過程中，為保證網(wǎng)格質(zhì)量，對(duì)計(jì)算結(jié)果影響不大的小孔、倒角做了適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，并對(duì)連接孔周圍的網(wǎng)格做了washer處理，盡量避免三角形單元的出現(xiàn)，如圖26所示。本文所定義殼單元尺寸為各零件厚度的2倍，各零件的具體厚度如表 23 所示。選用四面體單元分別對(duì)板簧支座和平衡軸進(jìn)行劃分，單元尺寸為10mm。圖27 平衡軸處網(wǎng)格處理 Mesh processing of balance shaft車架結(jié)構(gòu)有限元模型的質(zhì)量直接影響計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，而單元的質(zhì)量是有限元模型質(zhì)量的基本保證[[31] 賀李平，龍凱，[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012. ]，質(zhì)量太差的網(wǎng)格會(huì)導(dǎo)致收斂問題，在計(jì)算過程中會(huì)出現(xiàn)計(jì)算機(jī)內(nèi)存不足的錯(cuò)誤而導(dǎo)致計(jì)算中止。由于3點(diǎn)形成平面，當(dāng)四邊形的一個(gè)角點(diǎn)與其他三個(gè)角點(diǎn)不在一個(gè)平面上時(shí)，則形成翹曲。的翹曲量。一般的縱橫比應(yīng)小于5。雅克比值的范圍從0到1，1表示理想形狀。而小于0的比值表示一個(gè)凹面單元，這將可能導(dǎo)致出現(xiàn)不收斂問題。、單元的縱橫比大于雅克比值分布情況如圖28所示。本文所研究的前懸架為鋼板彈簧式非獨(dú)立懸架，板簧長(zhǎng)度為1770mm，剛度為376N/mm。如圖29所示。建模過程中，約束剛性單元全部6個(gè)自由度，彈簧單元僅具有垂向自由度。板簧通過板簧吊耳與車架相連接，板簧吊耳的選用對(duì)車架應(yīng)力狀態(tài)有明顯影響。后期，采用實(shí)際的板簧吊耳模型，應(yīng)力結(jié)果明顯改善，與車架實(shí)際使用情況相符合。板簧剛度為3550177。汽車行駛過程中，地面作用力依次通過輪胎、車橋、板簧、平衡軸、平衡軸支座最終傳至車架上。在車架的有限元分析中，有必要對(duì)平衡懸架進(jìn)行合理的模擬。所以本文對(duì)該自卸車后懸架做出合理簡(jiǎn)化后的模擬方式如圖210所示：保留了平衡軸支座與平衡軸，平衡軸支座通過螺栓與車架相連，鋼板彈簧采用彈簧單元（CELAS1）模擬，彈簧單元上節(jié)點(diǎn)通過多個(gè)剛性單元與平衡軸相連，避免了此處應(yīng)力集中。 圖211 連接的模擬 Simulation connection板簧吊耳以及平衡軸支座與主車架之間的連接采用剛性單元（rigid）。實(shí)際中主、副車架通過U型螺栓和連接板相連接，且副車架縱梁下翼面與主車架縱梁上翼面相接觸，貨物的作用力主要通過副車架直接作用于主車架縱梁上翼面，所以本文主、副車架之間采用了面面接觸單元，面面接觸又分為實(shí)體面接觸和殼間隙面接觸，主、副車架間的接觸屬于后一種，采用建立線性彈簧單元（PGAP）的方式實(shí)現(xiàn)，如圖212所示。其中 PSHELL單元145296個(gè)，四面體單元124381個(gè)。圖213 TY1型車架整體有限元模型 The overall finite element model of TY1 frame 本章小結(jié)本章中，通過介紹車架分析過程中使用到的有限元分析軟件，詳細(xì)介紹了TY1型車架有限元模型的建立過程，并對(duì)網(wǎng)格劃分、懸架的模擬和零件連接方式的處理做了詳細(xì)說明。第三章 TY1型車架性能分析車架是整個(gè)汽車的基體，不僅承載發(fā)動(dòng)機(jī)、底盤和貨物的質(zhì)量，而且還承受汽車行駛過程中所產(chǎn)生的各種力和力矩。因此車架就必須具有足夠的剛度和強(qiáng)度以保證有承受沖擊載荷和適應(yīng)各種工況的能力。本章針對(duì)三種典型的工況對(duì)TY1型自卸車車架進(jìn)行穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析，并采用模態(tài)分析方法對(duì)車架的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行了分析。車架的穩(wěn)態(tài)力學(xué)分析用于計(jì)算由那些不包括慣性和阻尼效應(yīng)的載荷作用于結(jié)構(gòu)或部件上引起的應(yīng)力、應(yīng)變。工況。車架主要承受連接部件及載重量對(duì)其的作用，其靜態(tài)載荷主要包括：聯(lián)接到車架的部件如發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、駕駛室、油箱、蓄電池等對(duì)車架的支反力以及車架自身的重力，各部件重力和坐標(biāo)值如表31所示。表31 載荷和質(zhì)心坐標(biāo)列表Table 31 Load and barycentric coordinate list主要總成Mi（㎏）XiYiZi發(fā)動(dòng)機(jī)8758010變速箱30010800170駕駛室8004508577油箱300249062547蓄電池100195262564車架108824000158載重4500039820896 靜載工況分析1）車架載荷加載方式為：駕駛室、動(dòng)力總成等以集中載荷加載在質(zhì)心位置，載重45t以均布載荷加載在副車架上翼面位置。2）車架約束方式為：彎曲狀態(tài)下約束前板簧上端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。扭轉(zhuǎn)狀態(tài)模擬右前輪懸空極限工況，釋放右前板簧所有自由度，其它約束同彎曲狀態(tài)。圖32 靜載工況車架有限元模型 Frame finite element model of static load conditions3）結(jié)果分析使用HyperWorks自帶的RADIOSS求解器進(jìn)行求解計(jì)算后，在HyperView中查看車架整體及局部的等效應(yīng)力和變形情況。車架彎曲位移云圖如圖33所示，車架前端變形較大，后端變形小，前板簧后支座處呈凹形，與車架整體受力及約束情況相符。去除彈性元件后車架最大變形量為6mm。彎曲應(yīng)力云圖如圖34和35所示：車架結(jié)構(gòu)整體彎曲應(yīng)力值較小,較高應(yīng)力區(qū)域主要集中在車架中部，應(yīng)力值處于100MPa左右。但是采用接觸單元后，主車架的應(yīng)力大小更接近實(shí)際狀態(tài)。車架其他部分彎曲應(yīng)力大多在30 MPa以下，具有很大的優(yōu)化空間。由于受彈簧單元變形的影響，車架整體變形較大，最大變形處位于車架最前端為356mm。圖36 靜載工況車架扭轉(zhuǎn)姿態(tài)變形及自身變形的組合位移云圖 Frame torsion posture deformation and binational deformation displacement contours of static load conditions車架扭轉(zhuǎn)應(yīng)力云圖如圖37和38所示。需對(duì)橫梁結(jié)構(gòu)做出改進(jìn)。其余區(qū)域應(yīng)力同車架彎曲狀態(tài)一樣，應(yīng)力值在30MPa以下。質(zhì)心坐標(biāo)為：(3982, 0, 896)。加載后車架有限元模型如圖39所示。最大變形位于車架最前端。圖310 卸載初工況車架彎曲姿態(tài)變形及自身變形的組合位移云圖 Frame posture deformation and binational deformation displacement contours at the beginning of unloading圖311為主車架整體彎曲應(yīng)力云圖、圖312為車架局部應(yīng)力圖。車架應(yīng)力較大區(qū)域位于第三橫梁處，如312右圖所示，應(yīng)力值在140MPa左右，自卸車長(zhǎng)期卸載作業(yè)時(shí)，車架此處易造成疲勞破壞。由于實(shí)際使用中左右前輪懸空的幾率相當(dāng)且車架呈左右對(duì)稱結(jié)構(gòu)，所以可認(rèn)為車架左右縱梁在應(yīng)力值較高時(shí)的應(yīng)力分布是大致相同的。同樣位于第二橫梁前的螺栓孔處。當(dāng)自卸車卸載作業(yè)時(shí)，車架處于扭轉(zhuǎn)狀態(tài)，更易