ADAMS與ANSYS在自卸車副車架強度分析中的研究

李海崗，司景萍，李小菊，賀桂敏

（1．包頭職業(yè)技術(shù)學(xué)院，內(nèi)蒙古 包頭 014035；2．內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，內(nèi)蒙古 呼和浩特 010051；3．湖南大學(xué)汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室，湖南 長沙 410082）

1 引言

自卸汽車廣泛地應(yīng)用于筑路工地以及路況較差的礦山工地。副車架作為重要的承載部分，自卸汽車在卸載工況下的安全作業(yè)在很大程度上受到副車架的強度影響[1]。利用ANSYS對副車架進行靜力分析的關(guān)鍵在于確定精確的載荷邊界條件，而利用ADAMS軟件來解決機械系統(tǒng)內(nèi)各構(gòu)件的真實受力情況是一種行之有效的解決辦法，這種方法已經(jīng)成為國內(nèi)外CAE領(lǐng)域探索的焦點[2-5]。

很多學(xué)者為動態(tài)仿真技術(shù)能夠成功地應(yīng)用于自卸汽車的結(jié)構(gòu)設(shè)計做了很多有益的研究。文獻[6]對自卸汽車產(chǎn)生側(cè)翻的問題進行了分析，借助ADAMS/View和Pro/E兩大軟件，實現(xiàn)了對虛擬樣機的精確建模，然后通過ADAMS強大的動態(tài)仿真功能，得出了在卸載工況下自卸汽車產(chǎn)生橫向失穩(wěn)的力學(xué)因素。文獻[7]在對某自卸車進行結(jié)構(gòu)分析過程中，運用動態(tài)仿真技術(shù)，根據(jù)精準的數(shù)據(jù)結(jié)果實現(xiàn)了對副車架輕量化分析，得出了在承載能力固定的條件下，自卸車總質(zhì)量減輕523.3kg的結(jié)果。文獻[8-9]對自卸車車廂結(jié)構(gòu)優(yōu)化問題展開了研究，先是建立了以車廂的面板為單位結(jié)構(gòu)的仿真模型，然后通過SIMPACK進行動態(tài)分析，獲得油缸舉升力，再根據(jù)計算公式求得貨物對各面板的壓力，最后應(yīng)用Hyperworks對車廂進行了強度分析。

針對利用ANSYS解決自卸汽車副車架強度校核所施加的邊界載荷條件難以精確測量的問題，以多體系統(tǒng)動力學(xué)和有限元的理論為基礎(chǔ)，研究某自卸汽車副車架的結(jié)構(gòu)強度。首先根據(jù)廠家所提供的二維圖紙，利用Pro/E和ADAMS對自卸汽車上裝部分進行動力學(xué)建模，然后對此樣機進行較為詳細的仿真分析，獲取副車架在不同卸載工況下各關(guān)鍵點的精確載荷。最后，根據(jù)得到的載荷邊界條件，通過ANSYS對副車架進行卸載工況下的結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析，并根據(jù)第四強度理論對其強度進行校核。

2 MSC.ADAMS建?；A(chǔ)

虛擬樣機的建模和求解分別是在ADAMS/View和ADAMS/Solver中完成的，二者是ADAMS的核心模塊，這是因為在ADAMS/View中物體的空間位置與形狀是采用直角坐標和歐拉角這樣的參數(shù)，即廣義坐標進行描述的，而求解稀疏矩陣的問題是利用ADAMS/Solver默認的GSTIFF積分器解決的。

由于ADAMS/Solver中求解器的算法較為穩(wěn)定，并且功能多樣，所以可對所建的虛擬樣機進行各種仿真分析。求解方法是ADAMS的核心，動力學(xué)方程是通過借助多體系統(tǒng)動力學(xué)理論建立起來的[10-12]。

分析自由度大于零的機械系統(tǒng)的約束反力是進行動力學(xué)研究的重要內(nèi)容，ADAMS通過GSTIFF積分器求解利用拉格朗日乘子法創(chuàng)建的運動微分方程[13]，其求解流程包括預(yù)測、迭代校正和積分誤差控制。

3 創(chuàng)建虛擬樣機

3.1 樣機建模原則

在保證仿真結(jié)果合乎實際的前提下，比如舉升終了時，各節(jié)油缸活塞全部伸出后是否滿足總行程的要求；自卸舉升系統(tǒng)內(nèi)各構(gòu)件的受力是否符合客觀規(guī)律，為了高效率地進行仿真，在創(chuàng)建樣機模型的過程中，需要進行必要的簡化，其原則如下[14-16]：

（1）為了保證所建立的虛擬樣機與實際的自卸舉升系統(tǒng)相符合，除了滿足自卸汽車在卸載工況下的力學(xué)特性外，需要在建立自卸舉升系統(tǒng)裝配模型的時候，精確保證各關(guān)鍵點與副車架的位置關(guān)系。

（2）考慮到零件越多，精確地裝配就難以保證，而且想要獲得副車架支撐油缸位置處以及后翻轉(zhuǎn)軸處的真實受力情況，一些對仿真影響不大的部件可以省略，所以分析中省略了對平衡架的建模。

（3）根據(jù)自卸舉升系統(tǒng)各構(gòu)件的運動情況，盡量把沒有相對運動的零件放在一起建模，這樣既可以減少運動副的個數(shù)，增加計算精度，同時也防止在ADAMS中施加更為復(fù)雜約束的時候，虛擬樣機出現(xiàn)過約束情況，從而導(dǎo)致無法仿真。

3.2 樣機建模方案

為獲取精準的自卸車舉升系統(tǒng)樣機模型，利用Pro/E配合ADAMS建立樣機模型的方案。具體過程為：在對自卸車舉升系統(tǒng)樣機模型進行必要簡化后，用Pro/E建立自卸車舉升系統(tǒng)各零部件的幾何模型并完成裝配，然后利用接口模塊Mechanism/Pro產(chǎn)生剛體，對機構(gòu)添加約束標記后交換到ADAMS中，在ADAMS中添加約束和力，從而形成動力學(xué)仿真模型，當貨廂被舉升到17.32s開始卸載時的樣機模型，如圖1所示。虛擬樣機成功建立對下一步進行副車架強度分析時所需的載荷邊界條件奠定力學(xué)基礎(chǔ)。

圖1 開始卸載時的樣機模型Fig.1 Prototype Model at Start of Unloading

4 基于仿真的受力分析

4.1 施加舉升載荷

根據(jù)自卸車卸載作業(yè)的實際情況，確定了兩種分析工況：第一種是正常卸載；第二種是極端危險卸載。該自卸車額定載質(zhì)量是17095kg，將車廂的質(zhì)心作為舉升載荷的作用點，大小為17095kg·9.8N/kg=167531N。

通過采用step函數(shù)在ADAMS/View中施加正常卸載的舉升載荷為：step（time，0，0，17.1，0）+step（time，17.1，167531，20，0）；極端危險卸載的舉升載荷為：step（time，0，167531，20，167531），分析兩種工況下的step函數(shù)可知，正常卸載工況的特點為：以17.1s為分界點，舉升載荷在（0～17.1）s內(nèi)沒有發(fā)生變化，在（17.1～20）s短暫的3s內(nèi)，載荷從167531N很快下降直至為0N；而極端危險卸載工況下的特點為：由于后廂板一直處于關(guān)閉狀態(tài)，在整個舉升過程中，舉升載荷始終沒有發(fā)生變化，大小為167531N。

4.2 輸出力學(xué)曲線

副車架的受力最為復(fù)雜，與它相連的有舉升油缸、車廂和平衡架，它起著緩和車廂、貨物對主車架的沖擊的重要作用。受力狀況通過ADAMS/PostProcessor仿真輸出，以此作為副車架在卸載工況下進行強度校驗的依據(jù)。副車架前端支撐點壓力-舉升角曲線，如圖2所示。從圖2中可以看出，不論是正常卸載，還是極端危險卸載，舉升角為0°時，副車架前端支撐點的受力最大Pmax，數(shù)值為105400N，并且在這兩種情況下，當舉升角在（0～40）°區(qū)間時，曲線變化趨勢一致，當貨廂大約運行在12°、23°、35°這三個舉升角度時，油缸作用在副車架前端支撐點的壓力都會發(fā)生略微的升高，同時，隨著舉升角的逐漸增大，作用在支撐點的壓力也逐漸在減小。所不同的是：當貨廂被舉升到40°時，虛擬樣機開始正常卸載作業(yè)，油缸作用在副車架前端的壓力突然由94149N在很短的時間內(nèi)（大約3s）下降到16412N，降幅達82.6%以上，這比較符合副車架前端支撐點實際受力特點，而在虛擬樣機進行極端危險卸載作業(yè)終了θ=48°的時刻，前端支撐點依然受到很大油缸推力，數(shù)值為90141N，降幅只有14.5%，實際中，這樣卸載現(xiàn)象一旦出現(xiàn)，會引起副車架前端斷裂的嚴重后果。

圖2 副車架前端支撐點的力學(xué)曲線Fig.2 Mechanical Curve of Front End Support Point of Sub-Frame

副車架后端翻轉(zhuǎn)軸壓力-舉升角曲線，如圖3所示。由圖3可知，不論是正常卸載，還是極端危險卸載，在舉升角由舉升初始角0°到安息角40°期間，兩條曲線變化趨勢相同，隨著舉升時間的逐漸延長，作用在翻轉(zhuǎn)軸上的壓力和舉升角幾乎成線性增長。

區(qū)別在于：在后廂板突然產(chǎn)生故障而引起舉升載荷在卸載過程中一直保持不變的工況下，當舉升角達到最大值θ=48°時，會發(fā)現(xiàn)后翻轉(zhuǎn)軸處承受了一個數(shù)值為118130N的最大載荷，由于這個載荷的存在，會引起副車架后端產(chǎn)生斷裂等不良情況。然而在舉升時間到達17.1s時刻，此時刻恰好貨廂處于安息角40°的位置，開始卸載貨物。會觀察到，作用在后翻轉(zhuǎn)軸處的載荷從安息角40°開始，從最大值103770N以非?？斓乃俣瘸蕭佄餇钕禄敝凛d荷為0N，降幅達100%，這和后翻轉(zhuǎn)軸處的實際受力情況相吻合。

圖3 副車架后端翻轉(zhuǎn)軸的力學(xué)曲線Fig.3 Mechanical Curve of Back End Turn-Over Shaft of Sub-Frame

5 創(chuàng)建卸載工況邊界條件

由卸載工況力學(xué)分析可知，在舉升角θ=0°時的初始階段，由于靜摩擦力以最大值的形式存在于自卸系統(tǒng)各個構(gòu)件內(nèi)，要實現(xiàn)卸載作業(yè)，需要舉升油缸的推力至少大于這個靜摩擦力，由副車架前端支撐點的力學(xué)曲線圖2可知，這個推力的大小為105400N，而此時副車架前端支撐油缸的位置處也會受到大小為105400N且方向與油缸推力相反的作用力-Pmax，以此作為對副車架在卸載工況下處于初始舉升狀態(tài)時進行有限元分析的載荷條件[17-20]。

副車架在θ=0°時需要添加的具體載荷情況，如表1所示。副車架在θ=40°時需要添加的具體載荷情況，如表2所示。副車架在 θ=48°時需要添加的具體載荷情況，如表 3 所示。θ=0°，θ=40°，θ=48°分別對應(yīng)于初始舉升狀態(tài)、正常卸載貨物下滑臨界狀態(tài)和極端危險卸載下滑臨界狀態(tài)。

表1 副車架在θ=0°時需要添加的具體載荷Tab.1 Specific Loads to be Added to the Sub-Frame when θ=0°

表2 副車架在θ=40°時需要添加的具體載荷Tab.2 Specific Loads to be Added to the Sub-Frame when θ=40°

表3 副車架在θ=48°時需要添加的具體載荷Tab.3 Specific Loads to be Added to the Sub-Frame when θ=48°

6 分析卸載工況靜力結(jié)果

6.1 初始舉升狀態(tài)

在自卸車處于舉升剛開始的時候，副車架應(yīng)力分布情況，如圖4所示。

圖4 副車架在θ=0°時的應(yīng)力云圖Fig.4 Stress Nephogram of Sub-Frame at θ=0°

因為在舉升初始的時刻，根據(jù)前端支撐點的受力變化曲線圖2可知，大小為105400N的舉升載荷施加在了支撐點處，所以導(dǎo)致副車架的前端出現(xiàn)了應(yīng)力的最大值，數(shù)值為243MPa。第二處較大的應(yīng)力數(shù)值為182MPa，因為副車架采用由寬及窄的縱梁結(jié)構(gòu)，所以會在橫截面的變寬處出現(xiàn)應(yīng)力集中的情況，如圖4中橢圓位置所示。根據(jù)第四強度理論可知，副車架在自卸車處于正常或極端危險卸載工況下所受到的應(yīng)力的最大值都小于副車架的許用應(yīng)力343MPa，因此，副車架在舉升初始時強度都符合卸載作業(yè)要求。

6.2 正常卸載貨物下滑臨界狀態(tài)

副車架在貨廂舉升到40°（貨物靜態(tài)安息角）時的應(yīng)力分布狀態(tài)，如圖5所示。應(yīng)力的最大值發(fā)生在副車架后翻轉(zhuǎn)軸附近，如圖5中橢圓位置所示。根據(jù)后翻轉(zhuǎn)軸的受力變化曲線圖3可知，貨廂對后端翻轉(zhuǎn)軸的壓力在貨廂被舉升到靜態(tài)安息角40°的時刻已經(jīng)達到最大數(shù)值103770N，正是因為這個載荷的存在，從而造成后端翻轉(zhuǎn)軸的應(yīng)力集中最大，數(shù)值大約為349MPa，比副車架的許用應(yīng)力343MPa略增大了1.7%。

由此可知，副車架在貨物處于開始下滑的臨界點時，其強度不完全符合正常卸載工況下的作業(yè)要求。在實際使用過程中，當貨廂舉升到大約30°、貨廂后欄板一經(jīng)開啟貨物就開始下滑，并約有30%以上貨物滑落。而上述分析結(jié)果中副車架所受最大應(yīng)力值略大于副車架的許用應(yīng)力，不會造成副車架強度的破壞。

圖5 副車架在θ=40°時的應(yīng)力云圖Fig.5 Stress Nephogram of Sub-Frame at θ=40°

6.3 極端危險卸載下滑臨界狀態(tài)

副車架在貨廂板沒有打開的情況下，當貨廂舉升至車廂最大舉升角48°時的應(yīng)力分布狀態(tài)，如圖6所示。應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在副車架后翻轉(zhuǎn)軸附近，如圖6中橢圓位置所示，數(shù)值為386MPa，與副車架的許用應(yīng)力343MPa相比，應(yīng)力增加了12.5%。由此可知，副車架在貨物處于開始下滑的臨界點時，其強度不滿足極端危險卸載工況下的設(shè)計要求。

圖6 副車架在θ=48°時的應(yīng)力云圖Fig.6 Stress Nephogram of Sub-Frame at θ=48°

在這種卸載工況下，貨廂中的貨物質(zhì)量一直不變，當舉升到最大角度48°的時刻，副車架后翻轉(zhuǎn)軸處受到的作用力為貨廂和貨物的全部重力，應(yīng)力就以12.5%的增幅超過了副車架材料的強度極限，這加劇了后翻轉(zhuǎn)軸出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象的可能性，嚴重時會發(fā)生翻車的危險事故。在設(shè)計自卸車的過程中，需要保證后廂板的鎖止裝置具有翻轉(zhuǎn)靈活、鎖止可靠的特點。

7 結(jié)論

（1）聯(lián)合ADAMS和ANSYS對某重型自卸車的副車架進行了結(jié)構(gòu)靜力分析，以ADAMS獲取的各關(guān)鍵點的受力為載荷邊界條件，借助ANSYS強大的后處理模塊對所建副車架離散模型進行求解，分別得到副車架在極端危險卸載工況和正常卸載工況下的應(yīng)力分布。（2）在副車架處于初始舉升階段，即舉升角為0°時，不論是正常卸載，還是極端危險卸載，最大應(yīng)力值都出現(xiàn)在副車架的前端，并且都大約為243MPa，依據(jù)第四強度理論可知，副車架的強度滿足要求。（3）在貨物處于下滑臨界階段，即貨廂被舉升到貨物靜態(tài)安息角40°時，不論是正常卸載，還是極端危險卸載，最大應(yīng)力值發(fā)生的部位均相同，都是副車架的后端靠近后轉(zhuǎn)軸的部位。與副車架的許用應(yīng)力343MPa相比，副車架在正常卸載和極端危險卸載兩種情況下處于臨界下滑狀態(tài)時的最大應(yīng)力值分別增大了1.7%和12.5%，這增加的應(yīng)力加大了副車架的損壞程度，縮短了其使用壽命，故而要盡量避免不正常的卸載作業(yè)。