我国是世界上煤炭、有色金属及稀土等矿产资源的主要生产国,对矿山运输机械有着巨大的需求。矿用自卸车是指在露天矿山或大型土建工地等道路上为完成矿石剥离与矿石运输任务使用的一种专用载重车辆,其工作特点为运程短、承载重、环境恶劣等[1]。随着矿用自卸车日益大型化、现代化,汽车运输在露天矿的生产建设中得到广泛应用,其运输成本约占矿石成本的45%～55%,能源消耗约占矿山总能耗的40%～60%[2].研究表明,运输车辆质量每减轻100 kg,燃油消耗每百公里可降低0.3～0.5 L[3-4],同时还能有效减少车辆的尾气排放总量。因此,矿用自卸车的轻量化设计对节能减排和生产经济性具有重大意义。
厢斗是运输矿石物料的直接承载体,也是矿用自卸车上体积最大最重的零部件,约占整车重量的20%～30%,因此对厢斗轻量化研究的意义更为显著。朱晓晶等[5]利用有限元分析研究了厢斗的刚度和强度,对材料冗余与薄弱进行了结构改进,以此来降低厢斗自重;王晓南等[6]利用600 MPa级的高强度钢板替代传统的Q345B材料,通过仿真分析得到降低厢斗重量的同时提升载重量;郝妮妮等[7-8]基于仿生学设计理念,研制出具有自重轻、载重大、强度高、耐磨好、寿命长、油耗低等特点的新型厢斗,并以厢斗钢板的最小总体积为最优目标,利用遗传算法对某重型矿用自卸车厢斗进行参数优化,结果显示可在降低厢斗体积的同时提高生产率,实现轻量化和节能减排;万强等[9]对以厢斗弯、扭刚度及一阶弯、扭模态频率为约束,以车厢结构最小总质量为优化目标,基于混合灵敏度对厢斗进行参数优化,降低厢斗重量。综上研究可知,厢斗的轻量化受到结构工程师的广泛关注,新材料的应用及新的结构参数组合是轻量化的主要方式,而对厢斗的筋板布局研究较少,有文献表明底部筋板对厢斗的结构强度亦有较大的影响[10],因此,有必要对厢斗底部的筋板布局进行优化研究。
仿生学作为一门新兴学科,对工程领域的启发方兴未艾[11-12],以轻量化为目标,将生物结构中的优势特征移植于工程装备,已经取得了很多研究成果,逐渐形成了各种各样具有优异力学性能的结构特征。WANG et al[13]将鱼骨截面特征应用在汽车控制臂的轻量化设计中,ZHAO et al[14]将王莲叶脉和仙人掌叶脉的分布规律应用于龙门加工中心横梁的结构设计中,王朝华等[15]将蜂窝和叶脉结构应用在汽车铝合金轮辋的筋板布局设计中,刘良宝等[16]将叶脉分枝结构应用在飞机盖板的优化设计中,上述研究结果均实现了较好地轻量化效果。
本文针对矿用自卸车厢斗的轻量化设计需求,结合厢斗底部筋板的承载特点,根据相似性原理确定仿生原型,对厢斗底部筋板的布局形式进行仿生设计,并运用仿真分析对比研究新厢斗筋板布局的力学性能。
1 矿用自卸车厢斗力学性能分析
1.1 厢斗结构介绍
厢斗是矿用自卸车的直接工作部件,其容积决定着矿用自卸车运输货物的装载量,结构上大体可以分为底板、前板、侧板和护板,图1所示为本文研究的某厢斗结构图,其中底板是厢斗的主要承载部件,经常承受物料的重力、装载过程中的冲击力和卸载过程的摩擦力,而侧板和前板以承受压力为主,护板则起到保护走台和驾驶室的作用。
图1 厢斗结构示意
Fig.1 Structure of carriage
图2 厢斗筋板及安装示意
Fig.2 Rib plate and installation diagram
本文研究的厢斗长度为12 246 mm,宽度为6 730 mm,高度为4 203 mm,自重31.139 t,最大装载量为159 m3,配备WK35机械式挖掘机进行铲装作业,通常4铲即可装满。厢斗材料为NM360,其密度为7 820 kg/m3、弹性模量为206 GPa、泊松比为0.28、屈服强度σs≥950 MPa.厢斗的斗体下部分布有若干横、纵向加强筋,其中两根纵向主梁与矿用自卸车车架安装面接合,纵向主梁一端设置有与车架连接的铰接孔,另一端设置有与液压缸连接的铰接孔,当厢斗卸载物料时,液压缸施加一定的举升载荷,厢斗整体绕车架铰接孔旋转一定角度,实现物料卸载。
由于矿区的道路环境十分复杂,在不同工作条件下厢斗受到的载荷不同,即厢斗工作状况复杂多变,通常包括矿车满载匀速或满载静止工况、矿车满载制动工况、矿车满载转弯工况、装载过程中的冲击工况、卸载过程中的磨损工况以及液压缸举升工况。其中,矿车满载匀速、满载静止工况、装载过程的冲击工况及液压缸举升工况主要反映厢斗底板的承载性能,而矿车满载制动工况和矿车满载转弯工况分别反映厢斗前板和侧板的承载性能,对厢斗不同区域的设计和优化需要考虑各种工况的影响。
针对厢斗底板的受力情况,一方面装载过程中即便有矿石的冲击载荷,但冲击载荷量小于满载矿石后的重力载荷[17];另一方面液压缸举升厢斗时通常厢斗满载,此时厢斗和斗内物料可近似视为一体,当液压缸施加一定的举升载荷进行物料卸载时,厢斗在斗内物料的压力作用下变形很小,即举升载荷作用在厢斗底板和斗内物料上;此外,卸载过程中厢斗的磨损工况主要针对底板材料的耐磨性;因此,本文选用厢斗满载匀速或满载静止工况作为其极限工况。
1.2 厢斗有限元分析
对厢斗进行有限元分析时,为了提高计算效率,在三维软件中建立的厢斗模型是忽略挡泥板、油路管道、接线孔等特征,且不考虑焊缝的影响,无缝导入仿真软件ANSYS Workbench中的,对厢斗进行网格划分,离散772 783个单元,1 512 096个节点,见图3.
图3 厢斗有限元模型
Fig.3 Finite element model of carriage
由上文分析可知,本文选用厢斗满载匀速或满载静止工况作为其极限工况,其承受的载荷包括厢斗自重、矿石满载时的压力载荷200 t、厢斗前板和侧板受到的土方压力。通常采用静水压来模拟物料对各侧板的载荷,根据库伦土力学理论[18],厢斗前板和侧板压力p与物料装载高度到底板之间距离h的关系为:
p=Kαρgh.
(1)
式中:Kα为主动土压力系数,可根据装载物料的有效摩擦角,查《主动土压力系数表》[4]获得;ρ为物料密度;g为重力加速度,本文研究的厢斗装载煤,其有效摩擦角为26.6°,查表得主动土压力系数为0.66,即厢斗前板和侧板的真实压力为相同高度下静水压的0.66倍。考虑到厢斗工况复杂,且厢斗实际工作过程中底板与水平面倾斜一定的角度,使得前板和侧板压力计算复杂,仿真分析时载荷按1.5倍的安全系数施加,具体载荷施加形式如图4所示。
图4 厢斗的载荷和约束
Fig.4 Loads and constraints of carriage
根据上述载荷和约束,提交计算,得到厢斗的位移和应力云图如图5所示,最大位移为28.495 mm,发生在侧板尾部,最大应力为649.67 MPa,位于厢斗底部两根纵向主梁上的车架铰接孔处,而厢斗其余大部分区域的应力低于100 MPa,其底板上两根纵向主梁周围的应力明显高于其他区域,表明底板应力分布不均匀,斗体内部物料主要由纵向主梁承担。
图5 厢斗有限元分析结果
Fig.5 Results of finite element analysis
2 厢斗底部筋板布局仿生设计
2.1 仿生原型选取
根据厢斗结构特征,厢斗底板由焊接钢板和筋板组成,不同筋板型式下底板的承载性能不同,在仿生设计时不仅要确保厢斗能够安装在车架上,还要确保厢斗能正常卸料。因此,底板上的两根纵向主梁和铰接孔为功能区域,应该保留不变,将厢斗底板简化为如图6所示的7 200 mm×6 730 mm的矩形平板,主要承受面压载荷,设计过程中要求其具有较好的抗弯性能。
图6 厢斗底板简化模型
Fig.6 Simplified model of bottom plate
根据上述分析,通过查阅文献[15-16,19]发现,王莲、叶脉、蜻蜓翅膀等结构具有较好的面载荷适应性,已在工程结构中得到应用。它们的共同特点是内部支撑均具有生物分枝形态,这种形态是自然界的漫长进化形成的一种分布有序的最优结构,它是生物适应环境的结果。以叶脉为例,如图7所示,双子叶植物的叶脉一般分为一级主脉、二级支脉和三级细脉,其中一级主脉是叶的主轴,对叶片起主要支撑作用,也是输送水分和无机盐等养料的主干道,同时承担大部分的外界主应力与内部主应力;二级支脉是主脉的分枝,对叶片同样起支撑作用,负责把养料输送到叶片的各个不同区域,同时承担大部分的剪切应力;三级细脉相互连接成网状,把叶肉分隔成更小的区域,这样分枝网格状结构可以使整体质量轻、强度和刚度大。
图7 叶脉分枝示意
Fig.7 Schematic diagram of leaf vein branching
从结构上,叶脉分枝形态具有如下特点:
1) 叶片基体均是薄的“壳体”,厚度与长宽之比大于1∶10;
2) 分枝形态嵌入基体中分布,且由不同宽度的支干组成,脉序级数有2～4级,随着脉序级数的增加,直径逐渐减小;
3) 支干在主干上均匀分布,不同级别脉络之间以适当的角度连接,一级主干和二级支干之间的角度多为30°～ 65°,二级支干和三级支干之间多数接近90°[15].
基于以上分析,从载荷、结构、功能3个方面来评价叶脉分枝结构与厢斗底板的相似性。
1) 在载荷方面,叶脉在结构上需要支撑整个叶片的自身重量和外界载荷,保证叶片的整体刚度和平面延展性,其外部载荷主要是面载荷和局部弯曲载荷,比如风雨载荷以及昆虫的重量,与厢斗底板承受的载荷相似。
2) 在结构方面,叶脉分枝结构由脉络和基体组成,厢斗底板由焊接钢板和筋板组成,在结构上具有较大的相似性。
3) 在功能方面,叶脉分布合理性对叶片承载性和保持叶片形状起到了决定性作用,厢斗底板上的筋板分布的合理性和尺寸参数对轮辋承受外载荷的能力起到决定性作用,两者在功能上具有相似性。
基于以上分析,将叶脉分枝结构应用在厢斗底板筋板的布局设计中合理可行。
2.2 布局仿生设计
根据叶脉分枝结构与厢斗底板筋板的相似性,将两根纵向主梁作为叶脉的主干,将液压缸铰接孔和车架铰接孔作为支干生长的种子,得到如图8所示的筋板布局,将其特征应用在本文研究的厢斗上,考虑安装位置,得到如图9所示的新厢斗模型,其重量为30.54 t,与原厢斗相比减轻了0.58 t,降幅达到1.86%.
图8 新筋板布局示意
Fig.8 New rib layout
图9 新厢斗模型
Fig.9 New model of carriage
3 力学性能验证
为了验证优化前后厢斗的力学性能,采用有限元方法对原始厢斗和新厢斗的极限工况进行静态特性分析。对新厢斗施加与图4相同的载荷和边界条件,并赋予相同的材料属性,得到新厢斗的位移和应力分布云图如图10所示,其最大位移为22.71 mm,比原模型位移小了5.79 mm,降幅达到20.32%;最大应力为439.37 MPa,比原模型最大应力小了210.30 MPa,降幅达到32.37%,远远小于材料的屈服强度,表明新厢斗的刚度和强度得到显著提升。
图10 新厢斗有限元分析结果
Fig.10 Analysis results of new carriage
进一步对比分析厢斗底板的应力分布规律,提取图5(b)和图10(b)厢斗底板表面的应力云图,如图11所示,可看出原厢斗底板应力分布不均匀,大多区域应力低于20 MPa,应力较大区域主要位于厢斗尾部的主梁上,而新厢斗应力分布相对更加均匀,底板承受的载荷传递到了下方各筋板,有效减轻了主梁的承载负担。
图11 优化前后厢斗底板应力分布对比
Fig.11 Stress distribution of bottom plate
表1列出了厢斗的有限元分析结果对比,可知本文设计的厢斗筋板布局承载性能更优,其刚度、强度分别提高了20.32%、32.37%,重量降低1.86%.从经济角度分析,按运输车辆每减轻100 kg,燃油消耗每百公里降低0.3～0.5 L计算,新厢斗与原始厢斗比,燃油消耗每百公里可降低1.74～2.90 L,经济效果显著。
表1 力学性能对比
Table 1 Comparison of mechanical performance
项目重量/t最大位移/mm最大应力/MPa原始厢斗31.1228.495649.67新厢斗30.5422.710439.37变化量/%-1.86-20.32-32.37
4 结论
1) 介绍了某型号矿用自卸车厢斗的基本结构及功能特征,分析了厢斗在各工况下的承载性能,选用厢斗满载匀速或满载静止工况作为其极限工况,利用有限元分析研究了厢斗的刚度和强度,应力分析结果表明厢斗底板应力分布不均匀,斗体内部物料主要由纵向主梁承担。
2) 基于厢斗底板的承载特点,选用叶脉分枝结构作为厢斗底部筋板的仿生原型,总结了叶脉分枝的形态特点,从载荷、结构、功能3个方面说明叶脉分枝结构与厢斗底板具有高度相似性,设计了基于叶脉分枝形态的筋板布局,得到新厢斗模型。
3) 采用有限元分析对比验证改进前后厢斗的力学性能,结果表明:新厢斗筋板布局的承载性能更优,应力分布更加均匀,底板承受的载荷传递到了下方各筋板,有效减轻了主梁的承载负担,其刚度、强度分别提高了20.32%、32.37%,重量降低1.86%.从经济角度分析,新厢斗与原始厢斗比燃油消耗每百公里可降低1.74～2.9 L,经济效果显著。
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