寬體自卸車啟動與制動工況車架靜力學分析及試驗

劉維維，劉 江

(1.北華大學機械工程學院，吉林 吉林 132021；2.東北電力大學輸變電技術學院，吉林 吉林 132012)

由于全部采用機械化裝卸，具有裝卸時間短、作業(yè)效率及勞動生產率高等優(yōu)點，自出現以來，基于載貨汽車功能的非公路礦用寬體自卸車就不斷發(fā)展并日趨完善，已成為重要的專用汽車之一.作為自卸車的重要組成部分，車架在各工況的性能是衡量寬體自卸車整車性能的重要指標.湖南大學米繼承等[1-5]進行了某重型電動輪礦用自卸車車架在滿載靜止、舉升等工況的有限元分析，預測了車架疲勞壽命，提出了車架疲勞壽命的優(yōu)化方法；吉林大學工程機械及專用車研究室[6-11]對某非公路礦用寬體自卸車進行了車架有限元分析、車架動態(tài)應力分析、壽命預測及操縱穩(wěn)定性與平順性分析[6-11]；重慶大學劉彥成[12]建立了某寬體自卸車有限元靜力學分析模型，分析了在滿載靜止和舉升、卸貨工況下的應力分布.

綜上所述，以往研究對車架的靜力學分析多集中于滿載靜止、舉升、越障等工況，而對于啟動、制動工況的車架靜力學分析少有報道.因此，本文利用達朗貝爾原理分析啟動與制動工況下非公路礦用寬體自卸車的車架載荷分布，并將車架載荷作為車架有限元分析的外載荷，分別得到車架在啟動與制動工況的應力分布.通過試驗對比，驗證理論分析與有限元分析結果的有效性，提出一種啟動與制動工況車架外載荷分析與有限元分析、提高車架危險區(qū)域承載能力的方法，為車架優(yōu)化設計提供方向.

圖1車廂物料堆裝方式Fig.1Material stacking in carriage

1 啟動與制動工況車架載荷分析

在啟動與制動兩種工況下，車廂最大裝載質量為80 t，質心高度為0.7 m；車廂質量為8 t，質心高度為0.44 m，裝載方法見圖1.車廂質心高度h=0.68 m.

1.1 啟動工況車架上表面載荷

車架上表面所受外載荷來自車廂，與車廂間為作用力與反作用力關系.以車廂為研究對象，車輛啟動加速度

(1)

式中：Memax為發(fā)動機最大轉矩，1 500 N·m；i為最大傳動比，12.65×11.89；η為傳動效率，80%；rk為輪胎有效半徑，0.65 m；F為地面提供的驅動力，N；a為啟動加速度，m/s2；m為整車質量，1.04×105kg.

圖2啟動工況車廂受力Fig.2Loadsituation of starting condition

圖3制動工況車廂受力Fig.3Load situation of braking condition

滿載時車廂慣性力F′=m′a=6.899×105N，式中：F′為滿載時車廂慣性力，N；m′為車廂滿載質量，0.88×105kg.

車架上表面與車架鉸鏈連接處作用有支反力F1、F2，車架上表面與車廂接觸面間作用垂向力F3，車架上表面與車廂接觸面的摩擦力F4.車廂受力情況見圖2.

由達朗貝爾原理可得：

F4-F1-F′=0，F3+F2-G=0，F3h′+F′h-Gh′=0，F4=μF3.

(2)

式中：G為車廂滿載重力，m′g，N；μ為接觸面摩擦因數，0.3；h′為質心到鉸鏈處距離，2.685 m.

啟動工況車架與車廂間載荷：F1=5.469×105N；F2=0.254×105N；F3=8.37×105N；F4=2.511×105N.

1.2 制動工況車架上表面載荷

車輛的制動減速度a′=φg=4.90 m/s2，式中：φ為地面附著系數，0.8；g為重力加速度，9.8 m/s2.

滿載時車廂慣性力F″=m′a′=4.31×105N.

制動工況車廂受力形式與啟動工況基本相同，見圖3.由達朗貝爾原理可得：

(3)

啟制動工況車架與車廂間載荷：F′1=1.31×105N；F′2=0.86×105N；F′3=7.76×105N；F′4=2.33×105N.

啟動與制動工況車架上表面各載荷與計算出的車廂各載荷大小相等、方向相反.

2 車架有限元分析

2.1 車架有限元模型建立

根據廠家提供的非公路礦用寬體自卸車車架三維模型及車架局部二維圖紙，建立車架的三維簡化模型：車架主體材料為Q460CFD，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.27，密度為7.8×103kg/m3，屈服強度為510 MPa.

在HyperMesh軟件中采用殼單元shell 181建立車架板殼單元有限元模型.采用彈簧單元combin14模擬鋼板彈簧與車架的作用關系，前、后軸向彈簧-阻尼器的剛度分別為1 067.57 N/mm和9 352 N/mm；采用梁單元beam188模擬前、后車橋與車架，桿單元link180模擬拉桿與車架，梁單元組合、節(jié)點耦合模擬平衡軸與車架的作用關系.建立的車架有限元模型見圖4.

2.2 施加外部載荷與約束

將計算得出的車架上表面所受載荷作為外載荷施加在車架上表面.另外，在車架左、右兩縱梁前部相應位置施加駕駛室等集中載荷，為0.28×105N.約束鋼板彈簧垂直于車架縱梁方向的平動自由度、平衡軸處3方向平動及輪胎3方向平動見圖5.

圖4車架有限元模型Fig.4Finite element model of the frame圖5車架外載荷及約束Fig.5External loads and restraints of the frame

2.3 車架有限元分析

按照上述施加的外載荷與約束，對車架進行有限元分析.由于車架主體材料為合金鋼，其失效通常為塑性屈服破壞，所以采用第四強度理論作為評價車架強度的標準，采用Von Mises當量應力代表車架強度.分別提取啟動與制動工況車架Von Mises應力云圖，見圖6、圖7.由圖6、7可見：啟動工況車架最大應力為490 MPa，安全系數為1.04，出現在左、右兩縱梁中部下表面.另外，啟動工況車架與前鋼板彈簧連接處應力大于與后鋼板彈簧連接處應力，并且由于前鋼板彈簧前座采用固定卷耳連接，前鋼板彈簧后座采用滑動連接，所以前座要承受更大沖擊力，車架與前座連接處應力大于后座與車架連接處應力.

制動工況車架最大應力為311 MPa，安全系數為1.64，出現在左、右兩縱梁下翼板與平衡軸連接處.另外，由于前鋼板彈簧采用一端固定卷耳，另一端滑動連接，而后鋼板彈簧兩端均采用滑動連接，且后鋼板彈簧對車架的作用力是通過車橋、拉桿及平衡軸傳遞到車架下表面的，所以前鋼板彈簧支座應力大于后鋼板彈簧支座應力.

圖6啟動工況車架應力Fig.6Stress of the frame under starting condition圖7制動工況車架應力Fig.7Stress of the frame under braking condition

3 車架應力試驗

為了驗證理論計算及車架有限元分析結果的有效性，對分析得出的啟動與制動工況車架最大應力處及前鋼板彈簧前、后座與車架連接處進行動態(tài)應變試驗.應變信號測試系統(tǒng)主要包括應變花、接線、動態(tài)信號采集儀、計算機等.采用DH5902堅固型動態(tài)信號采集儀，其使用頻率范圍為1～100 kHz.車輛載荷質量與上述理論計算一致，即為滿載狀態(tài).試驗過程中，自卸車以上述理論計算的啟動加速度行駛，直到速度達到50 km/h后勻速行駛一段距離，再以上述計算的制動減速度行駛，直到速度為0，為一個測試循環(huán).試驗現場見圖8，試驗儀器見圖9，測點模型見圖10，測點貼片見圖11.其中，測點1、2主要測試車架外表面在前鋼板彈簧前支座與后支座附近的受力情況，由上述有限元分析得出主應力方向，明確應變花的貼法，所測位置各貼一片應變花；測點3主要測試左、右兩縱梁中部下表面的受力情況，貼一單片應變片，方向與車架縱梁方向一致；測點4主要測試左、右兩縱梁下翼板與平衡軸連接處附近的受力情況，由上述有限元分析得出主應力方向，明確應變花的貼法，所測位置各貼一片應變花.

圖8試驗現場Fig.8Experimental site圖9測試儀器Fig.9Test instrument圖10測點模型Fig.10Measuring points圖11測點貼片Fig.11Strain gauges

所采用的應變片為直角應變花，其中：ε0方向為車架的縱向，既自卸車的行駛方向；ε90方向為垂直車架上表面的方向；ε45方向為ε0與ε90所夾角度的45°方向.主應力計算見式(4)，當量應力計算見式(5)，部分測點應變花應變試驗值見圖12.

(4)

(5)

圖12部分測點應變Fig.12Strain of parts

表1 兩工況試驗與有限元分析結果

分別計算啟動與制動工況各測點應變的平均值，按照式(4)、(5)計算各測點在啟動與制動工況的應力值及與有限元分析結果，見表1.由表1可見，各測點兩者的相對誤差在17%以內.試驗值與有限元分析結果存在誤差的主要原因：

1)理論計算中，車廂與車架接觸面參數及地面附著系數的取值均為經驗值，與試驗中的真實值存在差異.

2)自卸車行駛是一個動態(tài)過程，相對于有限元分析結果來說，車架的試驗值不僅考慮了車架的強度、剛度，同時也包括阻尼、路面不平度等因素對于車架應力的影響.

3)由于測量、加工等誤差的存在，使得試驗中各測點的位置與有限元模型對應點的位置存在誤差.

4 結 論

本文利用達朗貝爾原理分析了車輛啟動與制動工況的車架載荷分布，并將車架載荷作為車架有限元分析的外載荷，分別得到車架在啟動與制動工況的應力分布.通過試驗對比，驗證了理論分析與有限元分析結果的有效性.通過有限元分析得出啟動階段車架最大應力為311 MPa，出現在下側左、右兩橫梁中后部；制動階段車架最大應力為490 MPa，分別出現在車架左、右兩縱梁中部下表面和左、右兩縱梁下翼板與平衡軸連接處.對比可知，啟動工況是車架的危險工況.可以通過貼板來提高最大應力處的局部剛度和抗動載能力；亦可在大載荷的傳力點采用高強度鑄鋼件，以鑄焊結合的方式解決車架的開裂問題；同時，降低前鋼板彈簧的剛度，進而降低鋼板彈簧支座的受力幅值，使更多的動態(tài)力由限位塊承受.

本文利用試驗對理論計算及有限元模型進行了驗證.通過將試驗所得應變值轉化為應力值，與對應測點的有限元分析結果進行對比，驗證了理論計算與有限元分析模型的有效性，提供了啟動與制動工況車架外載荷分析、有限元分析及改進的方法，可為相似車輛的車架設計提供參考.