王 亭,馬 力,陳東發(fā),朱祝英

(武漢理工大學汽車工程學院,湖北武漢 430070)

320 t礦用車行走機構非線性有限元分析*

王 亭,馬 力,陳東發(fā),朱祝英

(武漢理工大學汽車工程學院,湖北武漢 430070)

對行走機構進行了整體的受力分析,利用HyperMash軟件采用非線性有限元法對礦用車行走機構的強度和剛度進行分析校核,根據(jù)分析結果發(fā)現(xiàn)立柱部分位置應力偏大。在對強度和剛度不滿足的部分進行改進設計后,對改進的結構進行校核,實踐結果說明改進是有效的。

礦用車;行走機構;非線性有限元

0 引 言

所研究的載重量320 t礦用車為五軸線電動輪全輪驅動車輛,它的行走系統(tǒng)采用液壓模塊組合掛車行走機構的形式。車輛長約16 m,寬約8 m,載重量和橫向尺寸均比較大,且每個車輪都有自己獨立的驅動系統(tǒng),因此行走機構的車輪采用寬距雙胎結構。與傳統(tǒng)車輛的行走機構相比,這種寬距雙胎結構受力比較復雜,主體部件設計分析屬于狀態(tài)非線性問題。目前關于相關車輛的設計分析主要集中在液壓模塊組合掛車方面[1],涉及到車架輕量化和轉向機構優(yōu)化等問題[2-3],針對載重量200 t以上的超重型礦用車有人進行了異形貨廂的參數(shù)化和拓撲優(yōu)化設計。但是針對多軸線電動輪全輪驅動礦用車的行走機構設計方面,目前國內還未見到相關報道,企業(yè)在產品設計方面遇到了困難,初始設計產品的行走機構遇到實際損壞。因此筆者研究了寬距雙胎電動輪行走機構設計問題,對結構進行了受力分析,對典型結構采用狀態(tài)非線性方法進行了整體仿真計算,找出結構損壞的原因,并進行了結構的改進設計。

1 行走機構的結構特點及受力分析

1.1 寬距雙胎行走機構組成及特點

五軸線電動輪全輪驅動礦用車共有10個車輪組,每側各五個。圖1為每個車輪組的行走機構的示意圖,主要由回轉盤、立柱、擺臂機構、驅動橋殼、輪胎和油氣懸架和組成?；剞D盤通過軸承與車架回轉連接,推動回轉盤可實現(xiàn)車輪組的轉向;立柱和回轉盤焊接為一體,主要起支撐和傳力的作用;擺臂左端通過銷軸和立柱連接,通過繞銷軸的轉動來保證車輪的跳動和車身升降的運動關系[4-5];驅動橋殼內裝有驅動電機、減速器以及制動器等部件,使得驅動橋軸向尺寸較大,兩端輪胎相距較遠,形成寬距雙胎結構。驅動橋殼通過其縱向通孔與擺臂右側的擺臂軸鉸接在一起,使驅動橋殼和車輪可以繞擺臂軸橫向偏轉,保證寬距雙胎結構中的兩個輪胎都能有效接地,防止單胎過載爆胎;油氣懸架上端與回轉盤鉸接,下端與擺臂中部鉸接,實現(xiàn)減振和車身的升降功能。

圖1 行走機構二維簡圖

由此可見,行走機構主體部件均是接觸連接關系,而且接觸面比較大,呈現(xiàn)比較強的狀態(tài)非線性特征。另一方面,由于寬距雙胎結構受力比較復雜,因此針對單個部件的常規(guī)設計方法容易出現(xiàn)設計問題,需要面向整體結構利用非線性方法進行設計分析。

1.2 寬距雙胎行走機構受力分析

以車輪中心O為原點建立坐標系,車輛縱向為x方向,橫向為y方向,垂直方向為z方向。在沒有橫向力作用的情況下,車輪組的兩個輪胎受到地面的支撐反力與縱向力相等,其合力作用在輪胎與地面接觸點P點,分別為Fz和Fx,如圖2(a)所示,A、B、C、D、E點為各部件之間的連接點。制動情況下,制動力方向與圖2(a)中Fx方向相同;驅動情況下,驅動力方向與圖2(a)中Fx方向相反,這兩種工況下受力情況與常規(guī)車輛的受力情況基本相同,車架與回轉盤之間的相互作用力與這兩個力互相平衡。顯然有:

式中:在制動情況下,φ為制動力系數(shù),在驅動情況下,φ為附著系數(shù)。

有側滑力的情況下,寬距雙胎結構與常規(guī)車輛的受力明顯的不同。由于驅動橋殼3可以繞著擺臂4的縱向軸線轉動,而且兩輪胎的距離比較寬,約1.5 m,因此兩個輪胎上的垂直反力和橫向力不相等,驅動或制動時的縱向力也不相同,如圖2(b)所示,Fz1和Fz2分別為左右兩輪胎上的支撐力,Fy1和Fy2左右兩輪胎上的側向力。設兩輪胎間距離為L,P點和C點坐標分別為(xp,yp,zp)和(xc,yc,zc),則可得力和力矩的平衡方程:

式中:Fx1和Fx2分別為兩輪胎上的縱向力;μ為側向摩擦系數(shù);Fy為側滑力合力;fz為支撐力合力。Fy和Fz可由車輛的行駛狀況和載荷狀況求得。

圖2 行走機構示意圖

轉向時,回轉盤上獲得的轉向力矩與地面車輪之間產生的轉向阻力矩互相平衡。由此可見寬距雙胎行走系統(tǒng)各部件受力情況要比常規(guī)車輛復雜一些。

2 有限元模型的建立

建立的典型320 t礦用車行走機構的幾何模型如圖3。由于油氣懸架力學上是典型的二力彈性元件,且計算分析中不關注油缸和活塞的強度問題,只需考慮油氣彈簧的剛度貢獻,因此圖3中沒有必要給出油氣懸架的三維模型,計算時采用彈性單元進行等效替換即可。這樣可以減少計算規(guī)模,減少計算時間。

主體結構采用三維實體單元劃分網(wǎng)格。根據(jù)前面的結構特點分析可知,擺臂與立柱、擺臂與油氣彈簧下端、油氣懸架上端與回轉盤的銷軸連接以及擺臂與驅動橋殼通孔處的貫通鉸接,理論上都屬于有限元狀態(tài)非線性問題。但是若全部連接關系都按非線性問題處理,接觸面較多,計算規(guī)模大,分析時間較長,因此需要根據(jù)結構特點進行局部的線性化處理。

擺臂與通孔接觸長度大,受力復雜,初始設計時沒有常規(guī)的設計可循,而且實際結構正是該部分出現(xiàn)設計不當早期失效的現(xiàn)象,因此該部分必須進行狀態(tài)非線性問題處理?？紤]到銷軸連接的設計與計算都存在比較完善的常規(guī)計算方法,實際結構在這些部位沒有存在設計不當出現(xiàn)損壞現(xiàn)象,故在滿足靜力學等效的前提下,將它們簡化為線性問題,以減小計算規(guī)模和計算時間。根據(jù)圣維南原理,這樣的簡化不會影響稍遠結構的應力水平和應力分布。

定義擺臂右端的擺臂軸的外表面和驅動橋殼通孔的內表面為接觸對,選擇面接觸單元。接觸區(qū)域的網(wǎng)格大小取為10 mm。大量的試算表明,由于通孔的接觸長度長達0.5 m,這樣的網(wǎng)格密度能夠保證接觸區(qū)域具有足夠的計算精度。

利用HyperMesh里Spring單元模擬油氣懸架。利用HyperMesh中的HyperBeam單元模擬銷軸,油氣彈簧與擺臂的銷軸連接以及擺臂與立柱銷軸連接的線性化處理示意圖如圖4所示。

圖3 行走機構的幾何模型

圖4 銷軸連接模擬

圖4中銷軸采用6個自由度的梁單元模擬,梁單元相關節(jié)點與擺臂和立柱內表面關聯(lián)。這樣既保證了各部件的連接關系和銷軸的剛度貢獻,又不會限制各部件繞銷軸的轉動趨勢。只是注意要施加附加的約束條件來限制梁單元即銷軸繞自身轉動的自由度。

位移約束施加在回轉盤與車架的連接處,地面載荷按各工況的實際值靜力等效到車輪輪心位置,然后通過節(jié)點關聯(lián)的方式等效傳遞到輪轂與車輪的安裝連接端面。最后計算模型的規(guī)模為單元371 850個,約30萬個自由度。

3 有限元計算及結果分析

結構材料為高強鋼,其彈性模量取2.1×1011N/ m2,泊松比為0.3,材料的屈服強度極限約為785 MPa,根據(jù)項目組的疲勞試驗結果[6],材料的疲勞極限約為500 MPa。計算時,懸架剛度在靜平衡位置約為400×103N/m2。

3.1 工況選擇及載荷的計算

根據(jù)320 t礦用車行走機構的受力特點,行走機構在極限工況下更易造成部件的損壞,在這里選取三個典型工況對行走機構進行整體有限元分析。

(1)滿載靜止或勻速工況 模擬車輛靜止或勻速行駛,考慮滿載裝載質量,行走機構之上的結構自重(行走機構自重不計)以及動載系數(shù),計算得地面對車輪的載荷FZ大小為509 600 N。此時Fz1和Fz2均為FZ/2。

(2)滿載制動工況 車輪的外徑約為2.48 m。取制動力系數(shù)φ為0.55,可得,行走機構在極限制動工況下,受到的力矩大小約為348 248 N·m。由于這種300 t以上的重型車輛不允許在車速比較高的情況下出現(xiàn)自動抱死現(xiàn)象,因此按抱死計算制動力矩載荷偏大,但對設計而言,這樣做是偏安全的。

(3)滿載轉向工況 滿載轉向工況時,轉向阻力矩Mn按下式計算:

式中:P為輪胎的壓強,取0.7 MPa,可求得Mn大小約為79 714 N·m。按偏安全設計,最大橫向力取極限情況計算約為280 280 N。

3.2 計算結果分析

在滿載制動和滿載轉向工況下,整體結構應力水平較大,應力云圖分別如圖5和圖6所示,最大應力分別為652 MPa和639 MPa,發(fā)生在圖中1和2所指的立柱支撐板位置。在滿載靜止或勻速工況下整體應力水平不高,約為420 MPa;在工況1和工況3下,擺臂的最大應力均在280 MPa以下,工況2下的擺臂應力云圖如圖7所示,最大應力約為360 MPa,發(fā)生在圖中3所示位置,該位置出現(xiàn)了明顯的應力集中;三種工況下的驅動橋殼的應力水平都在270 MPa以下,有很大的輕量化空間,其設計另行描述。工況1下驅動橋殼的應力云圖如圖8所示,最大應力約為70 MPa,發(fā)生在圖中4所示位置。立柱、擺臂、驅動橋殼在三種工況下的最大應力的具體數(shù)據(jù)如表1所列。

圖5 工況2下的整體應力云圖

圖7 工況2下的擺臂應力云圖

圖8 工況1下的驅動橋殼 應力云圖

表1 三種工況下的最大應力 /MPa

計算結果表明,擺臂和驅動橋殼的應力水平不高,符合要求。但是立柱局部位置應力水平達到了650 MPa,應力水平比較高。高應力位置與早期損壞一致,需要改進設計。

4 改進設計

4.1 改進措施

綜上所述,擺臂和驅動橋殼應力水平比較低,暫不改進。這里的改進措施主要針對立柱結構,以解決存在的結構早期損壞的問題。

(1)增加支撐板的厚度 支撐板的厚度小,使得支撐板的整體應力水平比立柱的其它位置高,因此,需要增加支撐板的厚度,立柱支撐板的厚度原為20 mm,現(xiàn)增加為30 mm。

(2)增加圓環(huán)形加強板 圖9中立柱與擺臂的裝配連接處2受到力和力矩比較復雜,容易導致應力集中。因此,可通過增加在支撐板銷軸孔處增加一個圓環(huán)形加強板結構改善該處應力過大的狀況。加強板內環(huán)半徑與銷軸孔直徑相等,外徑直徑為250 mm,厚度為20 mm。

(3)改善支撐側板的過渡情況 原結構轉彎處的尖角位置容易造成應力集中(圖5中位置1處),需要改善過渡情況(圖9中的位置1處);圖6中的原結構位置3處改以圓角過渡,去掉原結構尖角(圖9中的位置3處)。圖10為工況2下的應力云圖。

圖9 改進后的立柱結構

圖10 工況2下的應力云圖

4.2 改進后的結構校核

對改進結構進行分析,得到三個工況下的結構應力結果。結果表明,結構的應力水平明顯下降,在滿載制動工況下立柱應力最大達到411 MPa,盡管如此仍遠低于材料的疲勞極限;擺臂的應力水平和應力分布與原結構相比變化不大,最大應力值約為360 MPa,遠低于疲勞極限。

結構在滿載制動工況下的應力云圖如圖10所示,從圖中可見,應力分布比較均勻,應力集中情況明顯改善,圖中位置1處為最大應力發(fā)生位置。

5 結 論

(1)通過計算分析找到了早期損壞的原因,并進行了相應的改進。計算表明,計算模型是合理有效的,改進是成功的。對車輛依文章所述進行改進后,結構有了很好的改善。

(2)非線性計算模型可以比較好的計算出各部件的接觸應力狀況和應力集中情況。從目前的情況看,擺臂和驅動橋殼的應力水平比較低,材料有一定的富余,因此有必要面向輕量化進行結構優(yōu)化設計。

[1] 趙靜一.大型自行式液壓載重車[M].北京:化學工業(yè)出版社, 2010.

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Nonlinear Finite Element Analysis of Running Mechanism for 320 Ton Mine Truck

WANG Ting,MA Li,CHEN Dong-fa,ZHU Zhu-ying
(School of Automotive Engineering,Wuhan University of Technology,Wuhan Hubei 430070,China)

In this paper,the overall stress condition of running mechanism was analyzed.The nonlinear finite element method was used for mine car running gear;the stiffness and strength were analyzed by using the HyperMash software,and according to the analysis result,it was found that the stress of the pillar position is too large.An improved design was conducted to the structure which does not meet the requirements,and then the stiffness and strength were checked,the practice results showed that improvements were effective.

mine truck;running mechanism;nonlinear finite element

U463.33

A

1007-4414(2015)05-0018-004

10.16576/j.cnki.1007-4414.2015.05.007

2015-08-14

王 亭(1991-),女,山東德州人,在讀碩士,研究方向:汽車CAD/CAE。