郭愛軍，李文軍，閆 凱

(1.神華神東煤炭集團有限責任公司，陜西 神木 719315；2.中國煤炭科工集團太原研究院有限公司，山西 太原 030006；3.山西天地煤機裝備有限公司，山西 太原 030006；4.煤礦采掘機械裝備國家國家工程實驗室，山西 太原 030006)

支架搬運車作為煤礦綜采工作面搬家倒面的關鍵設備，主要用于液壓支架的長距離運輸作業(yè)，被廣泛應用于各大礦井，在提高生產(chǎn)效率的同時帶來了巨大的經(jīng)濟效益[1-6]。目前主要的動力形式為柴油機驅(qū)動，對煤礦巷道存在一定的污染，隨著科技的進步與蓄電池技術的日趨成熟，煤礦領域蓄電池車輛也逐漸出現(xiàn)[7-9]，蓄電池車輛和柴驅(qū)車輛相比，具有低噪聲、低污染、零排放等優(yōu)點。蓄電池框架車的研發(fā)促進了我國煤炭輔助運輸行業(yè)的設備研發(fā)技術。蓄電池框架車運輸距離遠，額定承載下對車輛的續(xù)航能力提出了更高的要求，因此車輛自重要盡可能輕，以便車輛有更好的續(xù)航能力，需要對車輛的關鍵零部件進行結(jié)構強度的校核與疲勞分析，以期獲得車輛的最大續(xù)航里程。本文通過對蓄電池框架車，在多種工況下進行動力學仿真分析，獲得關鍵零部件受力情況，然后進行強度與疲勞校核，為該類型車輛的后續(xù)開發(fā)設計提供參考。

1 蓄電池框架車結(jié)構組成

蓄電池框架車采用兩段鉸接結(jié)構，屬于機、電、液一體化綜合性產(chǎn)品，主要用于搬家倒面作業(yè)中長距離搬運液壓支架。整車以鉛酸蓄電池作為動力源，采用六輪驅(qū)動具有較好的附著能力，后輪采用擺動梁結(jié)構，使車輛適應井下復雜路況，采用多盤濕式制動，保證了井下的制動安全性，可以實現(xiàn)液壓支架的提升，運輸，卸載等功能作業(yè)[10-11]。主要由鉸接式車架、駕駛室、驅(qū)動輪、提升機構、鉸接轉(zhuǎn)向機構、電氣系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)等組成。其結(jié)構示意如圖1所示。

圖1 某型蓄電池支架搬運車結(jié)構示意

1)車架的主要作用是承載連接車輛各零部件及液壓支架，主要由前車架、鉸接機構、后車架及鏟板組成，通過轉(zhuǎn)向油缸可實現(xiàn)前、后車架在水平面的偏轉(zhuǎn)，達到鉸接轉(zhuǎn)向目的。前車架安裝有兩個驅(qū)動輪，并通過前提升油缸連接鉛酸蓄電池，具有獨立駕駛室等，后車架安裝四個驅(qū)動輪，通過提升機構與鏟板連接，實現(xiàn)液壓支架的裝卸。

2)駕駛室采用單門單座封閉式駕駛室，具有良好的視野與駕乘舒適性，隔離了粉塵與噪聲，具有足夠的強度，能保證駕駛員在駕駛室內(nèi)安全駕駛，內(nèi)置儀表臺、座椅、操作手柄、顯示屏及開關等組成，按照人機工程學設計，結(jié)構布置合理，可保障駕駛員安全舒適地操縱車輛。

3)驅(qū)動輪具有合理的軸荷分配，由于車輛空載與重載軸載荷變化大，需要反復校核合理設計重心位置。后四輪采用擺動梁結(jié)構，車輛遇到不平路面時，單側(cè)兩輪可以實現(xiàn)縱向擺動，使車輛適應井下復雜路況。

4)提升機構是功能實現(xiàn)單元，包括提升油缸、提升臂、鏈條與鏟板相連。工作機構通過提升臂實現(xiàn)液壓支架的作業(yè)。

5)轉(zhuǎn)向機構轉(zhuǎn)向的條件是轉(zhuǎn)向力矩大于車輛的轉(zhuǎn)向阻力矩。分為行駛過程中的轉(zhuǎn)向阻力矩和原地靜止轉(zhuǎn)向阻力矩，在惡劣工況下需要保證車輛的轉(zhuǎn)向要求，轉(zhuǎn)向阻力矩應有足夠的富裕量。

2 整車受力模型

蓄電池框架車各零部件重量及重心位置對整車重心影響較大，在分析之前需要分別求出各自的重量及重心位置，然后利用公式合成整車重量及重心位置，重心合成計算公式如下：

式中，j為三維坐標軸X的代號；i為各零部件的序號；G為各零部件的重量；I為合成重心在X坐標軸上的坐標。

獲得重心位置后，進行蓄電池框架車車輛軸荷分配計算，如圖2所示。

圖2 受力分析示意

圖中G為框架車及液壓支架的總重力；重心高度為hc；地面對車輪的反作用力F1，F(xiàn)2和F3，F(xiàn)1，與F2的在擺動梁鉸點處的等效力為F3，擺動梁鉸接點距離前軸的距離為L，重心距離前軸的距離為L1，重心距離擺動梁鉸點處的距離為L2，作用在驅(qū)動輪上的驅(qū)動力為pa1，pb1，pc1，地面對車輪輪胎的摩擦阻力為pa2，pb2，pc2，則：

p1=pa1+pb1+pc1

式中，p1為作用在前后輪的驅(qū)動力，kN。

p2=pa2+pb2+pc2

式中，p2為作用在前后輪的滾動阻力，與車輛運動方向相反。

對整車進行受力分析，則：

∑Y=0；G=F1+F2+F3

后輪胎支撐在擺動梁鉸接銷軸處的等效力為：

F4=F2+F3

對擺動梁鉸接銷軸處取矩有：

F1×L=G×L2

對前輪支撐點取矩，則：

F4×l=G×L2

其中，驅(qū)動力為：

P1=M/r

式中，M為驅(qū)動力矩，N·m；r為動力半徑，m。

3 整車動力學分析及載荷獲取

本研究主要進行了6種工況空載靜止、滿載靜止、空載上坡、滿載上坡、空載過坑、滿載過坑的仿真分析，通過Adams動力學計算得到不同工況下各部分的最大受力情況，將其加載在各有限元模型中進行強度仿真計算。在三維軟件中建立該車的三維模型，依據(jù)仿真需要將該車按部件分別轉(zhuǎn)換為X_T格式倒入動力學仿真軟件中，建立動力學仿真虛擬樣機，為了仿真的準確性，分別校對修改模型質(zhì)量、慣量等相關參數(shù)。在關鍵位置建立Mark點，用于準確提取關鍵部件受力情況，為后續(xù)的動力學分析做好準備。對于無相對運動的部件間添加固定副，工作機構，前后機架、擺動梁等部件之間添加移動副轉(zhuǎn)動副與球鉸副，合理的搭配運動副可以避免冗余約束。添加輪胎和路面，并添加轉(zhuǎn)動副和驅(qū)動。輪胎模型的設置參數(shù)見表1，該分析中并不考慮車輛的傳動系統(tǒng)，通過在輪胎等位置添加驅(qū)動函數(shù)來模擬車輛的運動狀態(tài)。采用3次多項式逼近階躍函數(shù)方式施加驅(qū)動速度[12-16]。

表1 輪胎模型的設置參數(shù)

設置支架搬運車在重載工況下平路速度為10 km/h，上坡工況考驗車輛的爬坡能力與承載能力，該工況下車輛坡度設置為12°斜坡，過坑工況設置100 mm溝壕路面。

對比仿真結(jié)果發(fā)現(xiàn)，滿載車輛過坑過程中產(chǎn)生震動，該工況下車輛零部件受力最大，因此本文選取該工況下車輛的仿真結(jié)果來進行關鍵零部件強度校核。該仿真獲得的各輪胎受力如圖3所示，鉸接處的受力與力矩如圖4所示；擺梁處的受力與力矩如圖5所示。由圖3可以看出車輛前輪胎左右承載略的差別，這是由于橫向中心偏置所致，前機架右側(cè)蓄電池重量相較于左側(cè)駕駛室重量大，導致左側(cè)輪胎承載稍大，其余輪胎承載與理論計算相近，進一步證明動力學模型準確性。

圖3 通過100mm深溝時輪胎受力曲線

圖4 鉸接處的受力與力矩

圖5 擺梁處受力與力矩

4 關鍵零部件強度分析

在有限元靜力學分析過程中，將零部件模型導入軟件中，根據(jù)零部件的結(jié)構進行網(wǎng)格劃分，添加約束與動力學提取力，以期獲得較為準確地應力應變情況。因為礦井環(huán)境較為復雜，對于車輛設計的可靠性要求較高，為了使零部件具有較高的可靠性，選擇合理的安全系數(shù)，對零部件強度進行校核[17-20]。進行靜強度分析時，要保證關鍵零部件各節(jié)點當量應力值(Von Mises應力)不大于材料的最大許用應力值，本文關鍵零部件使用材料見表2。

表2 材料性能參數(shù) MPa

Von Mise應力：

許用應力：

式中，δn為當量應力，MPa；(δ1、δ2、δ3)為主應力，MPa；[δ]為許用應力，MPa；δn為屈服強度，MPa；n為許用安全系數(shù)，靜載工況取1.3，動載工況取1.1。

4.1 鉸接銷軸強度校核

由于前機架與后機架通過鉸接連接，鉸接軸處對于車輛的轉(zhuǎn)向載重有著重要的影響。為了更加準確地進行鉸接銷軸的分析，動力學仿真過程中采用上下鉸接處添加剛度較大的BUSHING約束，由于上下鉸接軸結(jié)構相似，此處選取受力較大的銷軸進行分析。求解鉸接銷軸的應力及形變分布如圖6所示，在圖中可以看出最大應力為310 MPa，選用材料為42CrMo，其許用應力[σ]=730 MPa，滿足使用要求。

圖6 鉸接銷軸應力、形變分布

4.2 擺動梁強度校核

擺動梁用于連接后機架與輪胎，用于不平路面車輛后輪胎的調(diào)整擺動，此處綜合考慮過坑與轉(zhuǎn)彎受力情況進行分析。力的方向與動力學分析所得到的受力方向一致，求解結(jié)束后應力、形變云圖如圖7所示，其最大應力達350 MPa，此處材料選用Q690，其許用應力[σ]=531 MPa，滿足使用要求。

圖7 擺動梁應力、形變分布

5 關鍵零部件可靠性分析

進行可靠性定量分析，檢驗蓄電池框架車關鍵零部件是否滿足失效概率為1×10-5的指標要求。一般選用應力-強度干涉模型進行機械結(jié)構的可靠性分析，強度分布和應力分布的重疊區(qū)間為其失效概率。由于基礎研究數(shù)據(jù)缺少，材料強度分布規(guī)律通常無法獲取。筆者選用材料強度的設計值、標準值及其對應的累積失效概率推導材料的強度分布。支架車各結(jié)構最大應力與強度見表3。

表3 支架車各結(jié)構最大應力與強度

材料強度一般服從正態(tài)分布為X～N(u，o2)。失效概率密度函數(shù)為f(x)。依據(jù)安全級別，材料強度標準值對應累積失效概率密度為αn=0.05，強度設計值對應的累積失效概率密度為αd=6.83×10-4，則材料強度的方差及均值分別為：

μ=Xd-σ·Φ-1(αd)

其中：σ為材料強度的標準差；u為材料強度均值；Xn為材料強度標準值；Xd為材料強度設計值；Φ(α)為標準正態(tài)分布累積失效概率密度函數(shù)。

為準確判別裕度，將最大應力值作為關鍵零部件結(jié)構失效的邊界。忽略應力分布帶來的的影響，各關鍵零部件結(jié)構失效概率為：

其中，z為邊界即材料最大應力值，由表4可知，蓄電池框架車各關鍵零部件失效概率均滿足1×10-5要求。

表4 關鍵元部件失效概率

6 結(jié) 論

1)對整車受力進行了理論計算，搭建了動力學分析模型，并進行了6種工況的仿真分析，兩者結(jié)果相近，驗證了模型的準確性，選取關鍵元部件受力最大的滿載過坑工況作為靜力學分析基礎。

2)在有限元仿真軟件搭建了分析模型，將動力學獲得的受力，合理地添加在模型中，進行了鉸接銷軸與擺動梁的靜力學強度校核，均小于其許用應力，滿足使用要求。

3)對鉸接銷軸與擺動梁進行可靠性定量分析，均滿足失效概率為1×10-5的指標要求。