王 娟

（山西輕工職業(yè)技術(shù)學(xué)院， 山西 太原 030013）

試（實(shí)）驗(yàn)研究

某工程車鉸接裝置優(yōu)化設(shè)計(jì)

王 娟

（山西輕工職業(yè)技術(shù)學(xué)院， 山西 太原 030013）

針對(duì)某鉸接式工程車交接裝置處容易損壞、斷裂的現(xiàn)象，建立其滿載時(shí)的多剛體轉(zhuǎn)向虛擬樣機(jī)模型并進(jìn)行仿真分析，發(fā)現(xiàn)該車的單自由度交接裝置在車輛通過矩形坑路面時(shí)，前機(jī)架與交接裝置銷軸接觸處存在應(yīng)力過度集中現(xiàn)象，是交接裝置損壞的主要原因。將單自由度交接裝置設(shè)計(jì)改進(jìn)為雙自由度交接裝置，并建模進(jìn)行仿真分析，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)后車輛在通過障礙路面時(shí)，前后交接裝置及車體力學(xué)性能明顯優(yōu)于單自由度情況，材料安全系數(shù)及可靠性大大增強(qiáng)，可以避免交接裝置及車體的損壞現(xiàn)象。

鉸接裝置 優(yōu)化設(shè)計(jì) 雙自由度 仿真

由于鉸接式工程車輛使用的路面條件惡劣，在使用過程中，其交接裝置及其周圍易出現(xiàn)裂紋、斷裂等不同程度的損壞現(xiàn)象。本文以某型號(hào)鉸接式工程車為研究對(duì)象，建立其虛擬樣機(jī)模型，仿真車輛通過不同路況時(shí)的受力情況，分析交接裝置損壞原因，并通過對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì)改進(jìn)，并驗(yàn)證改進(jìn)后的交接裝置能滿足惡劣路面下的使用要求，避免上述問題發(fā)生。

1 交接裝置損壞原因分析

該鉸接式工程車外形尺寸8 100 mm×2 100 mm×2 010mm，自身質(zhì)量為10 t，額定載重質(zhì)量為8 t，主要組成部件包括：前后機(jī)架、柴油機(jī)系統(tǒng)、傳動(dòng)系統(tǒng)以及附屬系統(tǒng)等。本文利用三維設(shè)計(jì)軟件Solidworks，按照車輛的實(shí)際參數(shù)建立整車三維模型，導(dǎo)入動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS中，設(shè)置相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)副和約束[3]，得到該工程車整車模型如圖1所示。

圖1 鉸接式工程車整車虛擬模型

本文選用三角凸起、矩形坑和搓板等三種比較經(jīng)典路況對(duì)該車虛擬樣機(jī)模型以相同的車速分別做直線行駛和轉(zhuǎn)彎行駛仿真計(jì)算[4-5]，得到車輛交接裝置處受力峰值及垂向受力峰值如表1所示。

表1 車輛三種路況下行駛交接裝置處受力峰值及垂向受力峰值

分析表1仿真數(shù)據(jù)可知，該工程車以相同的速度行駛，交接裝置受力在轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)較直線行駛時(shí)大，矩形坑路況行駛時(shí)交接裝置總體受力較大。因此，本文利用有限元軟件對(duì)該車的交接裝置受力分析是以該工程車滿載轉(zhuǎn)彎駛過矩形坑路時(shí)所受動(dòng)態(tài)力為加載條件的。

利用車輛實(shí)際參數(shù)及車輛轉(zhuǎn)向通過矩形坑路面時(shí)的動(dòng)態(tài)仿真所得動(dòng)態(tài)力，對(duì)如圖2所示的該車交接裝置有限元模型并施加載荷和約束，仿真計(jì)算得到機(jī)架鉸接處的動(dòng)態(tài)應(yīng)力值和應(yīng)力云圖，分別如下頁圖3和4所示。

圖2 交接裝置有限元模型

圖3 前機(jī)架與交接裝置銷軸接觸處應(yīng)力變化曲線

圖4 前機(jī)架受力最大時(shí)刻應(yīng)力云圖

由圖3可知，仿真在第9 s時(shí)應(yīng)力值為216 MPa，達(dá)到最大，材料屈服極限345MPa，此時(shí)材料安全系數(shù)為1.59，非常接近最低值1.5，安全系數(shù)低。且由圖4可以看出，仿真第9 s時(shí)，前機(jī)架與銷軸接觸處出明顯的現(xiàn)應(yīng)力集中點(diǎn)。

上述分析表明，該單自由度鉸接式工程車在矩形坑路面轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，在前機(jī)架與交接裝置銷軸接觸處存在局部應(yīng)力過度集中現(xiàn)象，會(huì)導(dǎo)致連接部損壞或出現(xiàn)裂紋，是交接裝置損壞的主要原因。

2 交接裝置優(yōu)化設(shè)計(jì)及合理性驗(yàn)證

為解決工程車交接裝置易損壞的問題，本文將車輛單自由度交接裝置改進(jìn)為雙自由度交接裝置，增加前后車架橫向擺動(dòng)自由度[6]。

綜合比較多種雙自由度鉸接形式[7-8]，本文設(shè)計(jì)選用了如圖5所示的雙自由度交接裝置，由前鉸接架1、銷軸2、后鉸接架3、滾珠軸承4、定位座5、卡緊螺母6、端蓋7、軸承座8以及潤(rùn)滑油口9組成。前鉸接架1與后鉸接架3通過銷軸2實(shí)現(xiàn)一個(gè)自由度。后鉸接架3與定位座5通過滾動(dòng)軸承4及其他附件實(shí)現(xiàn)了第二個(gè)自由度。該雙自由度交接裝置實(shí)現(xiàn)了前后機(jī)架的相互獨(dú)立擺動(dòng)，且不需要車架的大范圍改動(dòng)。本文建立雙自由度工程車整車虛擬模型如圖6所示。

圖5 雙自由度交接裝置結(jié)構(gòu)示意圖

圖6 雙自由度工程車整車虛擬模型

由于上述分析得知該鉸接式膠輪車分別通過三種路況時(shí)，車輛轉(zhuǎn)彎狀態(tài)下的鉸接處受力均明顯大于之行狀態(tài)時(shí)的受力。因此，本文對(duì)雙自由度鉸接時(shí)膠輪車進(jìn)行了轉(zhuǎn)彎狀態(tài)下通過三種路面的仿真分析，仿真結(jié)果如表2所示。

表2 雙自由度鉸接膠輪車轉(zhuǎn)彎通過三種路況時(shí)鉸接處受力情況 Pa

對(duì)比表1和表2可知，雙自由度鉸接式膠輪車在通過不同的路面工況時(shí)鉸接處受力均明顯小于單自由度鉸接式膠輪車。車輛在越過路障時(shí)，前后機(jī)架在交接裝置產(chǎn)生的扭矩減小，降低了對(duì)交接裝置的損壞程度，更有利于車輛的穩(wěn)定、安全行駛。

由表2可知，在矩形坑路況下車輛前后機(jī)架鉸接處受力相對(duì)較大一些。所以同樣選取矩形坑路面受力情況作為加載條件，雙自由度交接裝置進(jìn)行有限元分析。雙自由度交接裝置有限元模型如圖7所示。對(duì)此模型進(jìn)行仿真計(jì)算，得到雙自由度交接裝置應(yīng)力曲線及應(yīng)力分布云圖，如圖9—12所示。

由圖8的交接裝置與后車架連接處應(yīng)力變化曲線可知，最大應(yīng)力值為160MPa，材料屈服極限345 MPa，此時(shí)材料安全系數(shù)為2.16，安全系數(shù)高。由圖10的交接裝置與前車架連接處應(yīng)力變化曲線顯示最大應(yīng)力值為101MPa（此時(shí)材料安全系數(shù)為3.4），遠(yuǎn)小于圖3中的最大應(yīng)力值216，安全系數(shù)很高。在圖9的交接裝置與后車架連接處應(yīng)力分布云圖和圖11的交接裝置與前車架連接處應(yīng)力分布云圖中均無明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象。分析結(jié)果表明，改進(jìn)設(shè)計(jì)后的雙自由度鉸接式工程車在通過障礙路面時(shí)，前后交接裝置及車體力學(xué)性能明顯優(yōu)于單自由度情況，材料安全系數(shù)及可靠性大大增強(qiáng)，可以避免交接裝置及車體的損壞現(xiàn)象。

圖7 雙自由度交接裝置有限元模型

圖8 交接裝置與后車架連接處應(yīng)力變化曲線

圖9 交接裝置與后車架連接處應(yīng)力分布云圖

圖10 交接裝置與前車架連接處應(yīng)力變化曲線

圖11 交接裝置與前車架連接處應(yīng)力分布云圖

3 結(jié)語

單自由度鉸接式工程車在通過惡劣路面時(shí)，在前機(jī)架與交接裝置銷軸接觸處存在局部應(yīng)力過度集中現(xiàn)象，會(huì)導(dǎo)致連接部損壞或出現(xiàn)裂紋，是交接裝置損壞的主要原因。本文改進(jìn)設(shè)計(jì)后的雙自由度鉸接式工程車在通過障礙路面時(shí)，前后交接裝置及車體力學(xué)性能明顯優(yōu)于單自由度情況，材料安全系數(shù)及可靠性大大增強(qiáng)，可以避免交接裝置及車體的損壞現(xiàn)象。雙自由度鉸接式工程車投放市場(chǎng)后，再?zèng)]有出現(xiàn)過交接裝置損壞問題，受到一致肯定。

[1] 申焱華，李艷紅，金純.電驅(qū)動(dòng)鉸接式工程車輛操縱穩(wěn)定性控制分析[J].農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2013，29（12）：71-78.

[2] 高德峰，馬志國，張洛明.基于ADAMS電驅(qū)動(dòng)鉸接車行駛穩(wěn)定性建模分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2016（12）：57-60.

[3] Iida M,Nakashima H,Tomiyama H.Small-radius turning performance of an articulated vehicle by direct yaw moment control[J].Computersand Electronics in Agriculture，2011，76：277-283.

[4] 范珍珍.基于油缸鉸接點(diǎn)位置鉸接車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2016（10）：110-113；117.

[5] 王起梁，曾京.鉸接式集裝箱平車動(dòng)力學(xué)建模與仿真[J].鐵道車輛，2006（7）：4-8；45.

[6] 魯力群，趙靜，石博強(qiáng).鉸接式自卸車鉸接系統(tǒng)結(jié)構(gòu)性能分析及試驗(yàn)研究[J].煤炭學(xué)報(bào)，2010，35（2）：324-328.

[7] 劉立，劉雪偉，孟宇.基于OGRE的鉸接式地下礦車駕駛模擬系統(tǒng)[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2013，44（8）：38-44；68.

[8] 李春英，師東波，錢振朋.基于遺傳算法鉸接式車輛油缸鉸接點(diǎn)位置的優(yōu)化研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2017（1）：94-96.

Optim ization Design of Articulated Device for An Engineering Vehicle

W ang Juan
（Shanxi Vocational and Technical College of Light Industry,Taiyuan Shanxi030013）

Aiming at the phenomenon that the hingemechanism of an engineering vehicle is easy to be damaged and broken,the multi-rigid-body-to-virtual model is designed and simulated.It is found that the singledegree-of-freedom articulation mechanism of the vehicle,when passing through the rectangular pavement,there is excessive stress concentration in the contactbetween the front frame and the hinge plate pin,which is themain reason for the damage of the hingemechanism.The two-degree-of-freedom hingemechanism is designed for the vehicle.The simulation results show that themechanical properties of the hinged device and the vehicle body are better than those of the single degree of freedom.The safety factor and reliability of the vehicle are greatly enhanced to avoid the hinge device and the body of the damage.

articulated device；optimal design；double degree of freedom；simulation

TH6

A

1672-1152（2017）05-0031-03

10.16525/j.cnki.cn14-1167/tf.2017.05.12

2017-08-17

王娟（1988—），女，助教，碩士，畢業(yè)于太原理工大學(xué)，現(xiàn)從事機(jī)械工程專業(yè)的教學(xué)與科研工作。

（編輯：苗運(yùn)平）