國產某型220T礦用自卸車轉向臂受力分析及優(yōu)化

彭樹陳

（中冶京誠（湘潭）礦山裝備有限公司，湖南 湘潭 411100）

1 引言

礦用自卸車是在露天礦山為完成巖石土方剝離與礦石運輸任務而使用的一種重型自卸車。其工作特點為運距較短，載重大，作業(yè)路面惡劣，彎道多。轉向機構作為礦用自卸車的重要組成部分，用來控制車輛的行駛方向，由于運行路況復雜多變，使得轉向機構所受到的載荷情況也復雜多變，包括負載、各部件間的連接狀況及路面?zhèn)鬟f的沖擊載荷等。轉向臂做為自卸車轉向系統(tǒng)中的重要組成部分，所承受的載荷復雜多變，且沖擊強度大，對轉向臂的分析顯得格外重要［1］。針對國產某型礦用自卸車轉向臂使用過程中，存在應力集中的問題，運用有限元分析軟件對轉向臂應力分析，對應力集中部分進行優(yōu)化。

2 轉向系統(tǒng)簡介

國產某型號礦用自卸車采用整體式轉向機構如圖 1所示，機械結構主要由左右轉向臂、轉向橫拉桿及其他相關附件組成。轉向系統(tǒng)為液壓動力轉向系統(tǒng)，其主要由液壓油箱、轉向泵、轉向油缸、轉向集成閥組、流量放大閥、轉向閥、轉向蓄能器、油管等部件組成。

轉向系統(tǒng)的最大壓力由流量放大閥塊內的轉向壓力調整溢流閥設定，本系統(tǒng)設定的最大轉向壓力為18MPa。車輛正常直線行駛時，轉向控制裝置閥的供油停止，轉向油缸內無油壓，當輪胎遇到阻礙物并產生較大沖擊負荷以迫使車輪偏轉，油缸的油口端將出現(xiàn)壓力增加，流量放大閥塊內部的沖擊吸收溢流閥將打開，給油缸泄壓，防止更高的壓力產生，本系統(tǒng)中沖擊吸收溢流閥的設定壓力為24MPa。

圖1 整體式轉向機構圖

3 轉向臂受力分析

3.1 礦用自卸車轉向臂受力分析

礦用自卸車轉向臂受應力集中導致產生微裂紋如下圖2所示。

圖2 轉向臂裂紋示意圖

考慮到礦用自卸車轉向臂的工作時受載荷的復雜多變，為簡化對轉向臂的受力分析，分別按照以下兩種典型的工況對轉向臂進行力學分析［2-6］:

（1）自卸車滿載時靜止原地轉向，受到來自地面的轉向阻力矩。

（2）自卸車發(fā)生側滑，受到側向沖擊載荷。

以上的兩種轉向工況中轉向臂處于靜止的臨界狀態(tài)，所以可以認為轉向臂是靜止，所以可以對轉向臂進行靜力學分析。為了簡化計算，提高分析效率，對轉向機構進行一些假設，如下：

（1）不考慮主銷內傾角和后傾角以及車輪外傾角、前輪前束對轉向臂的影響。

（2）忽略轉向系統(tǒng)各個拉桿之間的夾角、間隙和變形。

根據(jù)該型號礦用自卸車的參數(shù)，在計算中所使用的各個參數(shù)如表1 所示。

表 1 計算使用的基本參數(shù)

3.2 轉向臂受力計算

3.2.1 滿載靜止轉向阻力矩的計算

車輛滿載靜止轉向時，轉向臂主要承受轉向油缸推力，推力大小可根據(jù)轉向阻力矩計算公式計算。車輪的轉向力矩與車輛的負荷、前輪定位參數(shù)和道路表面的摩擦系數(shù)、輪胎的參數(shù)等有關，并且隨著車速的增大而減小。通常情況下，計算的載荷以車輛在靜止狀態(tài)下的原地轉向阻力矩為標準。因為在轉向時的最大力矩出現(xiàn)在原地轉向時候。在轉向時轉向輪在原地轉向時需要克服的阻力，主要包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、轉向輪與地面之間的靜摩擦阻力以及轉向系中的內摩擦阻力等。由于輪胎與地面接觸十分復雜，精確地計算所有的力是十分困難的。根據(jù)原地轉向的試驗結果，常用的轉向阻力矩有三種經驗計算公式，分別是:

塔布萊克推薦公式是比較通用的計算公式，本文也將使用這種方法對轉向阻力矩進行計算。塔布萊克推薦公式如下：

式中：M 為轉向阻力矩 N.m；G 1 為轉向橋的負荷，查閱礦車參數(shù)可知，滿載時前橋負荷為總重的33%，設計重量為載重220t，自重167t，滿載總質量為387 t；ξ為有效摩擦系數(shù)，其值可由 ξ=e/b 曲線獲得，e 為從輪胎與地面的接觸中心到轉向主銷與地面交點間的距離，本系統(tǒng)中e=915mm；b 為輪胎寬度； k 為輪胎與地面接觸面積的轉動慣性力矩，k2=b2/8。由已知條件代入公式，可得M=103914N.m。

轉向推力：

其中：r為轉向阻力臂，取r=0.65m。

代入上式計算得 F =1.6e5N。

根據(jù)轉向結構參數(shù)可得到轉向動力缸推力與轉向油缸伸縮量關系圖，如下圖3所示，輪胎處于中位時油缸伸縮量為零。

圖3 油缸推力與伸縮量關系圖

由圖可知，在轉向油缸伸出最大位置時油缸推力為最大Fp=2.1e5N。

3.2.2 側向沖擊受力計算

前文所述，前輪受到阻礙物并發(fā)生偏轉時，油缸內最大壓力為24MPa，所以轉向臂上軸承受到油缸的反向的載荷也為24MPa。

油缸軸承處載荷：

其中S為轉向油缸活塞作用面積，S=0.02m2。

代入上式得：F1=4.8e5N。

轉向橫拉桿軸承處載荷：

其中l(wèi)為橫拉桿軸承阻力臂，l=0.96m.

代入上式得：F2=54122N。

4 轉向臂有限元建模

4.1 轉向臂幾何建模

該型號礦用自卸車轉向臂的結構形狀設計較為復雜，結構不規(guī)則，本文將采用 SolidWorks三維建模軟件完成轉向臂的實體建模，在建模過程中，本著盡量貼合實際的原則，對一些如：螺栓孔、軸承壓蓋等次要的特征進行了簡化，以便于模型后續(xù)的分析。如下圖4所示，為在SolidWorks軟件中建立的轉向臂幾何模型，轉向臂通過12個M42螺栓與前輪軸相連，又通過2個關節(jié)軸承分別與轉向油缸、轉向橫拉桿連接。

圖4 轉向臂幾何模型

4.2 創(chuàng)建轉向臂有限元分析系統(tǒng)

建立轉向節(jié)的有限元模型是進行有限元分析的前提，并且有限元模型質量的高低直接影響到后續(xù)計算的精度。在三維建模軟件SolidWorks中所建轉向臂模型導入到Workbench軟件后，檢查模型，確認是否有信息丟失現(xiàn)象，沒有信息丟失說明導入的模型是真實可靠的。定義好材料數(shù)據(jù)，建立有限元分析系統(tǒng)如下圖5所示，項目A為優(yōu)化前轉向臂滿載靜止轉向時分析系統(tǒng)，項目B為優(yōu)化前轉向臂受側向沖擊時分析系統(tǒng)，項目C為優(yōu)化后轉向臂滿載靜止轉向時分析系統(tǒng)，項目D為優(yōu)化后轉向臂受側向沖擊時分析系統(tǒng)。

圖5 有限元分析系統(tǒng)

在對幾何模型劃分網格時，要綜合考慮計算精度和計算量，可根據(jù)實際計算需要選擇不同的單元類型和單元密度［7-8］。本文中自卸車轉向臂尺寸較大，形狀復雜，因此，此處選擇四面體單元，采用自動網格劃分方法，對關節(jié)軸承安裝孔及受力較大處進行局部網格細化，得到網格模型如圖6所示。

圖6 轉向臂網格劃分有限元模型

網格劃分后利用 Workbench的網格檢查工具檢查所畫網格的質量，對不滿足要求的網格進行適當調整，最終評判網格質量較優(yōu)，各單元評價結果如下圖所示。

圖7 各質量網格單元分布柱狀圖

4.3 轉向臂的有限元分析

轉向臂主要受力為轉向油缸推力，平衡桿作用力及輪胎傳遞的地面反向阻力矩或側向沖擊力。對劃分好網格的轉向臂模型定義邊界條件：在轉向臂旋轉中心處施加遠程位移約束，在兩個關節(jié)軸承孔配合面上施加軸承載荷。求解結果如下圖所示。從圖中可知轉向臂未優(yōu)化前轉向臂應力集中位置與實際裂紋處相同，未優(yōu)化前轉向臂在受油缸推力及側向沖擊力時，最大應力分別為196.3MPa、470MPa。優(yōu)化后轉向臂在受轉向油缸推力及側向沖擊力時，最大應力處位置變到軸承位置處，原最大應力處應力分別為154.7MPa、372MPa，應力明顯下降。

圖8 未優(yōu)化前油缸最大推力時轉向臂等效應力云圖

圖9 未優(yōu)化前輪胎側向最大沖擊力時轉向臂等效應力云圖

圖10 優(yōu)化后油缸最大推力時轉向臂等效應力云圖

圖11 優(yōu)化后輪胎側向最大沖擊力時轉向臂等效應力云圖

5 結語

運用Workbench軟件對轉向臂在危險工況進行受力分析，得到轉向臂應力分布云圖，找出轉向臂應力集中分布位置，并依此對轉向臂進行優(yōu)化，解決轉向臂因應力集中產生微裂紋的問題。