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基于仿真的工程自卸车举升机构有限元优化设计
摘要：在SolidWorks环境下。建立工程自卸车马勒里举升机构的仿真模型，并对此机构进行运动仿真分析。将仿真技术、有限元分析和优化设计技术相结合，对举升机构中的关键零部件的结构进行优化和轻量化设计，对举升机构中的三角板进行形状尺寸优化后，在质量减轻5．48 kg的情况下，应力水平仅增加6．1 MPa，小于许用应力，完全能够满足举升工作要求。
（关键词：自卸车；举升机构；仿真；有限元；优化）
组合连杆式举升机构在自卸汽车中应用广泛，早期主要采用复变函数理论或三角函数理论对这种机构的运动和动力学进行分析，然而这种方法比较繁杂，当机构进行修改后，要重复整个复杂的计算过程，效率较低，产品开发周期较长。本文以某种自卸车为例，通过仿真技术、有限元分析和优化设计的联合运用，来实现对举升机构零部件的结构优化和轻量化设计，提高设计质量。
一.概述
本文所述自卸车车厢尺寸为4000mm×2 000mm×600 mm(长×宽×高)，整车质量4000 kg，满载质量9500 kg，最大设计举升角560。举升机构的三维模型如图1所示，主要由车厢、三角板、支撑杆联接法兰、液压缸和副车架等组成。其中．三角板的运动和受力最为复杂，它既要将液压缸的推力传递给车厢，同时又要承受车厢的作用力，是自卸车举升机构中的关键零件。

本文将建立该举升机构的虚拟样机，然后采用COSMOSMotion进行运动仿真，并把运动过程中的零件的受力输出给COSMOSWorks进行分析，以得到三角板在任一时刻的最大应力点，进而得到整个举升过程中的最大应力和对应的举升瞬间角度，再进一步对该瞬间进行分析，结合有限元优化技术对三角板进行轻量化设计。
二.仿真模型的建立
首先抽象出系统的力学结构，建立几何模型，然后根据系统各零部件的运动规律确定其约束关系，施加约束副，最后施加力驱动或运动驱动，进行仿真分析。
2.1建立举升机构等效模型
举升机构的等效模型如图2所示，以车厢与副车架的铰支点 O 为原点建立坐标系，△ABC为三角板，BD为支撑杆联接法兰，CE为液压缸。三角板与车厢铰接于A点，与支撑杆联接法兰铰接于B点，与液压缸铰接于C点；支撑杆联接法兰与副车架铰接于D点，E点为液压缸与副车架的铰接点。ABcDE、AˊBˊCˊDE所组成的机构分别代表举升机构处于举升前、后时的状态。

利用SolidWorks 2007的带机构运动模拟的二维草图设计功能，根据车厢转角、液压缸摆角和液压缸伸缩量的大小随坐标参数的动态变化结果，以及有无干涉情况的检查，选择符合设计要求的相对最佳的机构连接点参数，调整后的各点坐标如表l所示。调整后的货厢最大举升角为57°，液压缸行程为790mm。
表1举升机构各连接点坐标

2.2运动仿真及结果分析

二维草图设计功能，无法获取零部件在运动过程中的受力状况，以及更详细的运动学和动力学参数，因此，还需通过三维仿真来获取，并进一步验证参数选择的合理性。
假设在举升过程中，车厢的质量不发生变化，考虑悬架动态变化，车厢自重及超载情况，实际按8t作为举升质量进行运动学和受力分析。
创建约束副：车厢在0点通过旋转副固结在车架；三角板在A点、B点和C点通过旋转副分别与车厢、支撑杆联接法兰和活塞杆联接；液压缸缸体在D点通过旋转副固结在车架，与活塞杆用移动副联接。由于各构件间的摩擦力相对于各构件所受的压力所占比例很小，本例不考虑摩擦。
创建驱动：假定驱动油泵在工作过程中转速不变，由于液压缸为单节，则活塞相对缸体匀速移动，所以在移动副中创建直线驱动，总行程790 mm，仿真时间是20s，总步数为320步，对此机构进行仿真，仿真结果如图3-图7所示。

由图4可知，在举升到约3 s时(参见图3，举升角度约70)，液压缸最大推力为162554 N。随后，在举升过程中，活塞杆的推力逐渐减小，曲线很接近图5所示的理想油压特性曲线，说明本机构设计比较合理。
由图6可知，支撑杆联接法兰对三角板最大作用力发生在举升时间约1．6 s时(举升角约40)，数值103 833 N，随后逐渐减小。由图7可知，三角板对车厢最大推力也发生在举升时间约为1．6 s时，左右两侧均为38 794 N随后，三角板对车厢作用力逐渐减小。图4、图6、图7的仿真结果对支撑杆联接法兰、三角板、液压机构的强度设计及对车厢底板的结构设计提供了数值依据。
三.对三角板的有限元分析
3.1设计分析
三角板在铰支点A受到车厢的压力，在铰支点C受液压缸的推力，在铰支点曰对支撑杆联接法兰有压力。三角板受力状况随其位置变化而变化，采用传统的解析法对其进行应力分析，难度很大。另外，三角板本身自重，也会对三角板的应力、应变和位移产生一定影响，与参考文献【1】、【3】不同，本文不忽略。根据虚拟样机模型确定的连接尺寸，以及设计经验，初步建立三角板的实体模型，如图8所示，并使用COSMOSWorks进行有限元分析，材料采用ZG270-500，材料属性如表2所示。通过COSMOSMotion进行运动仿真和COSMOSWorks输入运动载荷功能，可在多个时刻输入运动载荷。分析这些瞬间状态的三角板零件，可以确定三角板上产生最大应力的关键时刻和位置。通过对图4、图6和图7的受力分析可知，三角板最大受力情况应发生在举升角为20。以内时，对应举升时间为前8 s。现每隔0.5 s将这前8 s划分为17组，进
行应力分析，结果如图9所示。由图9可知：在举升过程中，最大Von Mises应力最可能出现在第6组(画面时间第3 s，举升角约为7°时)。
3.2三角板的静态分析
在最大Von Mises应力情况下的第6组对三角板执行详细的静态分析。
由图10、图1l可知
三角板的最大应力值为151．9 MPa，小于许用应力225 MPa。最大静态位移尚未达到设计要求所取的最大静态位移量2．5 mill，且主要发生在与车厢连接的铰接孔及与支撑杆联接法兰连接的铰接孔处，三角板的中间部分应力最低、变形最小。综上所述，按设计经验确定的结构方案是相对合理的，同时有限元分析结果也表明，三角板的尺寸
还有进一步减小的可能性。
四.三角板的结构有限元优化
利用COSMOS软件进行的结构优化是基于有限元技术的一种优化方法，这种有限元优化的方法是在静力分析基础上，根据约束条件与目标函数进行多次迭代计算取得。它将有限元法与优化技术结合起来，在结构分析得到可行设计方案的基础上，再对其进行进一步的优化设计，以达到既满足技术指标又达到结构轻量化的目的。
4.1优化数学模型的建立
(1)目标函数。三角板优化设计的最终目的就是在满足给定刚度和强度要求下使三角板的质量达到最小。有限元模型中每个单元具有确定的大小和材料特性，因此单元体积和质量容易计算得到。建立三角板结构质量的目标函数为：Wt(x)= ρminF(x)
式中：Wt(x)为三角板的总质量；F(x)为三角板的体积．ρ为材料密度。
(2)设计变量。根据设计要求和有限元模型的特点，设计变量通常考虑单元物理特性、单元材料特性、截面特性和形状变量。本例中，选取截面特性参数作为三角板优化的设计变量，考虑三角板的连接孔参数已作为基本参数不能改变。作为尺寸参数的有内外截面厚度和中
间截面区域的面积大小。为减轻优化设计计算量，减少运行时间，根据三角板的结构形式，先对三角板的中间截面区域形状尺寸进行优化，再对截面厚度尺寸进行优化。
首先保持三角板横截面的尺寸不变，即图12中截面厚度40 rain、60 mill和66 lllln不变。图中RDl、RD2、RD3、RD4、RD5、RD6等6个尺寸决定了三角板中间截面区域的面积大小，因此将该6个参数作
为优化设计变量。在内外截面不变的情况下，中间区域的面积越大，则结构质量越轻。根据三角板总体尺
寸和结构特征，为6个设计变量设定上下限值。
(3)约束条件。有限元优化设计中的性能约束主要有应力约束、位移约束和动态性能约束等3种。
应力约束：保证结构满足规定的强度要求，即σ≤[σ]，盯为优化设计中结构的等效应力强度。位移约束：位移约束限制模型中某些节点的变形大小，取图11中发生最大位移处的节点为约束对象，即δ≤[δ]。
频率约束：用以保证结构具有良好的动态性能。通过文献【4】研究结果，在自卸车停车状态下进行举升货物时，考虑整车悬架刚度和阻尼，液压缸举升过程中，产生自激振动，约0.5-l Hz。考虑三角板的动态性能，防止在举升过程中与液压缸发生共振，要使其基础频率偏离液压缸的自激振动频率。通过频率分析，得到未优化前的三角板第一阶振型基础频率为449．88 Hz，同液压缸自激振动频率相差很远。第二、三、四阶振型各模态阶次的固有频率分别为938.11Hz、958．39 Hz和l 245．1 Hz，与自激振动频率相差更大，因此本文中没有把它作为约束条件。
综上所述，可得三角板结构优化设计的数学模型为：
X=[x1，x2，x3，x4，x5，x6]=[RDl，RD2，RD3，RD4，RD5，RD6]
s．t．σ≤[σ] δ≤[δ]
50≤RD1≤120
50≤RD2≤80
150≤RD3≤190
25≤RD4≤60
25≤RD5≤60
25≤RD6≤60
式中：[σ]=225 MPa，许用应力，以Von Mises应力值为准，安全系数为270／225=1.2；[δ]=2.5mm，为设计允许的最大静态位移量。
4.2优化过程及结果
目标函数Wt(x)经过30次迭代后达到收敛。优化后，在应力水平由初始应力151．9 MPa上升至157．9 MPa，变化很小，但质量由原来的78．80 kg变为73.32kg，减轻了5.48 kg，效果较好。设计结果与初始值比较如表2所示，优化后三角板应力、位移图解如图13和图14。

通过对三角板表面形状优化的图解分析可知，优化后的应力水平上升至158.0M Pa，虽小于许用应力，但最大静态位移量已达到2．259 mm，在销孔处的静态位移量也超过了2 mm，接近于设计要求的最大位移量，这说明了三角板中间材料的去除同时也降低了它的刚度，因此原准备进一步对三角板的厚度尺寸进行的优化不必再进行，通过对三角板中间区域面积大小的优化已达到良好效果。
三角板在自卸举升机构中所占质量较大，但同时也是受力非常复杂的关键零件，不能通过经验设计来轻易减少材料的用量。本文通过有限元与优化设计的结合，运用COSMOS软件对三角板进行了以减轻质量为目标的优化。对形状尺寸优化后，在质量减轻5．48 kg的情况下，应力水平仅增加6.1 MPa，小于许用应力，完全能够满足举升要求。这也表明，基于有限元分析的结构优化是对产品进行轻量化设计的一种有效手段。
根据以上设计分析方法制作的举升机构装配在样机上经过反复举升试验，以及之后在矿区实际使用后无变形、裂纹发生，也验证了该设计分析是合理的。
参考文献
【l】I 朱品昌，马力军．基于自卸车整车模型中的举升机构
动态仿真分析田．专用车，2006(8)：29—31．
【2】蒋崇贤，何明辉．专用汽车设计【M】．武汉：武汉工业大
学出版社，1994．
【3J吴森，王承，汪新云，等．基于虚拟样机技术的自卸车
举升机构仿真与优化叨．武汉理工大学学报(信息与
管理工程版)．2003(3)：78—80．
【4】张晋西，郭学琴．SolidWorks及COSMOSMotion机械仿真设计。北京：清华大学出版社，2007.