應(yīng)急復(fù)雜路況條件自裝卸車輛上裝適應(yīng)性設(shè)計

段馨蕊 季曉亮 石凱飛 馬明波

北京三興汽車有限公司 北京 100070

1 前言

以整體自裝卸車為平臺，搭載不同的功能上裝模塊實現(xiàn)多種作業(yè)，已成為系統(tǒng)化快速運輸、裝卸、作業(yè)保障的趨勢。傳統(tǒng)自裝卸車輛以環(huán)衛(wèi)領(lǐng)域應(yīng)用為主，主要用于垃圾箱的自裝卸和自傾卸，應(yīng)用環(huán)境主要是城市等級道路，對車輛的適應(yīng)性要求較低，不太適應(yīng)復(fù)雜的路況。

為了降低自裝卸車輛上裝功能模塊在復(fù)雜路況下的振動影響，在自裝卸車輛的設(shè)計過程中需要充分考慮地面適應(yīng)性，針對以上問題，以自裝卸上裝托架設(shè)計為例介紹了一種柔性設(shè)計方案，通過有限元分析和試驗驗證表明，該設(shè)計方案有效地解決了自裝卸上裝托架的操縱艙門等活動部件密封不嚴(yán)，甚至操縱艙門無法關(guān)閉的問題。

2 自裝卸上裝設(shè)計

用于應(yīng)急救援保障的一些自裝卸車以托盤式上裝為主要運載方式。以筆者設(shè)計的自裝卸油罐托盤為例，該上裝由自裝卸托架總成、罐體總成和加油艙總成組成?？紤]整車承載性和軸荷分配，將油罐托盤的加油艙設(shè)置在自裝卸托架后部，考慮其輕量化設(shè)計，加油艙總成和油罐總成采用鋁合金組焊形式。加油艙艙體三側(cè)開門，整個艙體與托架采用螺栓連接。簡要結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。自裝卸作業(yè)時油罐托盤通過托架總成后部的兩個滾輪與地面滾動接觸，運動行程示意圖如圖2所示。

圖1 自裝卸油罐托盤簡要結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 自裝卸作業(yè)車廂運動行程圖

在油罐托盤起吊過程中，如遇到崎嶇不平的路況時，會因路面不平造成托架尾部的兩個滾輪發(fā)生相對于車中軸線的相對扭轉(zhuǎn)，導(dǎo)致托架出現(xiàn)一個滾輪懸空一個滾輪觸地的狀況，由于重力的作用導(dǎo)致托架左右兩端車架受到相對扭轉(zhuǎn)的作用，使得后部一側(cè)產(chǎn)生相對于另一側(cè)發(fā)生較大的相對位移，這對操縱艙非常不利，尤其是操縱艙門等活動部件，兩端艙門會發(fā)生相對錯動。當(dāng)相對錯動位移較大時，常常會出現(xiàn)艙門密封不嚴(yán)，甚至由于操縱艙艙門的門閂與門插孔發(fā)生相對錯位而導(dǎo)致門關(guān)不上。

3 操縱艙門的剛度校核

3.1 模型與網(wǎng)格劃分

在確定車架實體模型時，對關(guān)注部件的受力影響不大的小零件省略，對于關(guān)注部位采用網(wǎng)格質(zhì)量較高的六面體網(wǎng)格劃分方法，對于其他部位采用四面體網(wǎng)格劃分。劃分網(wǎng)格如圖3所示，共193 903個節(jié)點，75 209個單元。單元質(zhì)量指數(shù)均值大于0.7。

3.2 受力分析

圖3 有限元分析劃分網(wǎng)格圖

托架受到的載荷的作用：在水平位置時，托架受到載荷的重力作用只有法向向量，隨著起吊的緩慢進(jìn)行，托架與地面成θ角，并逐漸增大，載荷對托架的作用力分為切向和法向兩個作用力。法向力逐漸減小，切向力逐漸增加。對托架施加不同方向的彎曲作用。Workbench瞬態(tài)分析中將載荷表示成隨時間time變化的函數(shù)。車廂支撐輪受力模型如圖4所示。

根據(jù)托架提升角度公式：

式中，θ為托架提升角度。

式中，F(xiàn)1(t)為重力托架垂直分量；G為重力；ω為托架提升角速度；F2(t)為重力托架水平分量。

圖4 車廂支撐輪受力模型

在運行過程中，對一端滾輪和吊鉤位置固定。托架受動載荷。按照油罐托盤的載荷對托架加載載荷，如圖5所示。圖5中BCDEFG代表托架實際工作時布置于不同位置的載荷對托架施加的均布面載荷，其中DG代表工具箱對托架的兩個方向的載荷，CF代表油罐總成對托架的兩個方向的載荷，BE代表操縱艙總成對托架的兩個方向的載荷。具體由下列公式求出：

圖5 車廂底架邊界條件圖

通過軟件的模擬計算，可以看到在起吊起始點到終止點過程中托架尾部的最大變形量為9.6 mm，發(fā)生在起始位置，如圖6所示。由于開始時垂直載荷最大導(dǎo)致Y向變形最大，隨著起吊角度的增加，垂直載荷逐漸減少，切向載荷逐漸增加，所以Z向變形逐漸加大。

圖6 改進(jìn)前有限元諧響應(yīng)圖

4 改進(jìn)設(shè)計

在實際的自裝卸起吊過程中，由于地面不平導(dǎo)致一側(cè)后滾輪的實際受力形式處于不斷變化中，考慮到自裝卸托盤的作業(yè)方式，根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，如果采用剛度加強(qiáng)方案，需要增加較多質(zhì)量，很難完全消除復(fù)雜地面作業(yè)時托架尾部的變形，所以只能考慮使托架的變形不傳遞到操縱艙。這就需要設(shè)計連接方式，采用傳統(tǒng)硬連接方式，會使與其連接的操縱艙也隨之變形，導(dǎo)致的艙門密封和閉合出現(xiàn)問題，所以需要進(jìn)行柔性連接，在操縱艙與托架之間增加彈簧，安裝時有一定的預(yù)緊力，在平路面進(jìn)行自裝卸作業(yè)時相對固定，而在不平路面作業(yè)時，通過壓縮彈簧減小操縱艙的受力，進(jìn)而大幅減小變形量，具體設(shè)計如圖7所示。

具體工作原理為：在操作倉和托架上鉆孔布置螺釘，在螺釘伸出托架的部分套上彈簧座其上布置彈簧，彈簧另一端使用彈簧壓板進(jìn)行限位，彈簧壓板上部與螺母共同被

在實際的自裝卸起吊過程中，由于地面不平導(dǎo)致一側(cè)后滾輪的實際受力形式處于不斷變化中，考慮到自裝卸托盤的作業(yè)方式，根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，如果采用剛度加強(qiáng)方案，需要增加較多質(zhì)量，很難完全消除復(fù)雜地面作業(yè)時托架尾部的變形，所以只能考慮使托架的變形不傳遞到操縱艙。這就需要設(shè)計連接方式，采用傳統(tǒng)硬連接方式，會使與其連接的操縱艙也隨之變形，導(dǎo)致的艙門密封和閉合出現(xiàn)問題，所以需要進(jìn)行柔性連接，在操縱艙與托架之間增加彈簧，安裝時有一定的預(yù)緊力，在平路面進(jìn)行自裝卸作業(yè)時相對固定，而在不平路面作業(yè)時，通過壓縮彈簧減小操縱艙的受力，進(jìn)而大幅減小變形量，具體設(shè)計如圖7所示。

圖7 減振結(jié)構(gòu)設(shè)計圖

具體工作原理為：在操作倉和托架上鉆孔布置螺釘，在螺釘伸出托架的部分套上彈簧座其上布置彈簧，彈簧另一端使用彈簧壓板進(jìn)行限位，彈簧壓板上部與螺母共同被銷子固定在螺釘上。這樣在托架在上下振動時，振動波經(jīng)過彈簧的減振方才傳入操作倉一側(cè)。此機(jī)構(gòu)實現(xiàn)了操作倉與托架之間的減振隔振作用。銷子固定在螺釘上。這樣在托架在上下振動時，振動波經(jīng)過彈簧的減振方才傳入操作倉一側(cè)。此機(jī)構(gòu)實現(xiàn)了操作倉與托架之間的減振隔振作用。

5 設(shè)計驗證

托架在受到扭轉(zhuǎn)作用時，將托架動力學(xué)模型的邊界條件簡化為托架尾部的一個滾輪固定，另一個滾輪輸入豎直向上的正弦交變載荷的作用力，計算出托架左右兩端車架的相對變形量大小從而揭示托架尾部艙門位置相對錯動位移大小隨著路面不平度變化的規(guī)律。

諧響應(yīng)分析用于確定線性結(jié)構(gòu)在承受隨時間按正弦[3]（簡諧）規(guī)律變化的載荷時的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，通過諧響應(yīng)分析，可以得到結(jié)構(gòu)在一些頻率下的響應(yīng)值和頻率的關(guān)系曲線圖，分析響應(yīng)曲線能夠了解結(jié)構(gòu)的持續(xù)性動力特性。進(jìn)行諧響應(yīng)分析時，可采用完全法，模態(tài)疊加法以及縮減法[4]對有限元方程進(jìn)行求解。

托架在受到扭轉(zhuǎn)作用時，將托架動力學(xué)模型的邊界條件簡化為托架尾部的一個滾輪固定，另一個滾輪輸入豎直向上的正弦交變載荷的作用力，計算出托架左右兩端車架

使用進(jìn)行結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析主要采取以下兩種方法：完全法和模態(tài)疊加法。在目前版本的中，不支持對結(jié)構(gòu)加入預(yù)應(yīng)力的諧響應(yīng)分析。本文采用模態(tài)疊加法對車廂結(jié)構(gòu)進(jìn)行諧響應(yīng)分析。

通過Ansys workbench有限元仿真，用方塊模擬操縱艙，方塊與托架之間施加彈簧。托架最大變形量達(dá)到9.6 mm，將此受迫變形作為輸入激勵，建立質(zhì)量M，彈簧K，阻尼C動力學(xué)系統(tǒng)進(jìn)行諧響應(yīng)分析，輸出在此激勵下，方塊上表面的位移量。添加彈簧元件K=30 N/mm，C=0.03 Ns/mm，由于實際路況路面的激勵多在20 Hz左右，發(fā)動機(jī)怠速750 r/min 時，相應(yīng)發(fā)動機(jī)爆發(fā)頻率25～30 Hz，常用車速50～80 km/h 時發(fā)動機(jī)爆發(fā)頻率為48～65 Hz，因此考慮此受迫振動的激勵頻率在20～100 Hz ，設(shè)置諧響應(yīng)的頻率考察范圍為20～100 Hz，其頻率間隔為5 Hz。

使用進(jìn)行結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析主要采取以下兩種方法：完全法和模態(tài)疊加法。在目前版本的中，不支持對結(jié)構(gòu)加入預(yù)應(yīng)力的諧響應(yīng)分析。本文采用模態(tài)疊加法對車廂結(jié)構(gòu)進(jìn)行諧響應(yīng)分析。

通過Ansys workbench有限元仿真，用方塊模擬操縱艙，方塊與托架之間施加彈簧。托架最大變形量達(dá)到9.6 mm，將此受迫變形作為輸入激勵，建立質(zhì)量M，彈簧K，阻尼C動力學(xué)系統(tǒng)進(jìn)行諧響應(yīng)分析，輸出在此激勵下，方塊上表面的位移量。添加彈簧元件K=30 N/mm，C=0.03 Ns/mm，由于實際路況路面的激勵多在20 Hz左右，發(fā)動機(jī)怠速750 r/min 時，相應(yīng)發(fā)動機(jī)爆發(fā)頻率25～30 Hz，常用車速50～80 km/h 時發(fā)動機(jī)爆發(fā)頻率為48～65 Hz，因此考慮此受迫振動的激勵頻率在20～100 Hz ，設(shè)置諧響應(yīng)的頻率考察范圍為20～100 Hz，其頻率間隔為5 Hz。

施加載荷和邊界條件，如圖8所示。

選取固定塊上表面模擬操縱艙門進(jìn)行諧響應(yīng)求解。從圖9～11可以看出，方塊部件經(jīng)過彈簧的緩沖作用，Y向的

施加載荷和邊界條件，如圖8所示。

圖8 系統(tǒng)動力學(xué)模型

圖9 諧響應(yīng)分析位置為示意圖

圖10 諧響應(yīng)分析采樣頻率

圖11 固定塊上表面變形頻率響應(yīng)曲線

圖12 應(yīng)用在生產(chǎn)中的結(jié)構(gòu)圖

選取固定塊上表面模擬操縱艙門進(jìn)行諧響應(yīng)求解。從圖9～11可以看出，方塊部件經(jīng)過彈簧的緩沖作用，Y向的位移量明顯減小，在頻率考察范圍20～100 Hz之間，Y向的位移量最大值僅為3.66 mm，較改進(jìn)前的位移量9.6 mm減少了62%，而且當(dāng)激勵頻率越大，彈簧緩沖作用越明顯。由此可知在系統(tǒng)中添加彈簧很好地解決了由于托架變形導(dǎo)致的操縱艙門位移過大而關(guān)不上門的現(xiàn)象。位移量明顯減小，在頻率考察范圍20～100 Hz之間，Y向的位移量最大值僅為3.66 mm，較改進(jìn)前的位移量9.6 mm減少了62%，而且當(dāng)激勵頻率越大，彈簧緩沖作用越明顯。由此可知在系統(tǒng)中添加彈簧很好地解決了由于托架變形導(dǎo)致的操縱艙門位移過大而關(guān)不上門的現(xiàn)象。

6 結(jié)語

具體生產(chǎn)時，在操縱艙與托架之間增加T型膠條，既滿足密封要求又美觀，如圖12所示。通過整套保障系統(tǒng)在救援隊的示范應(yīng)用，此設(shè)計達(dá)到了預(yù)期的效果，提高了裝備對惡[ 5 ] 劣地面條件的適應(yīng)性，滿足實際應(yīng)急救援需求，為同類自裝卸托盤化上裝的設(shè)計提供了解決方案。