鉸接式自卸車車架力學建模及有限元強度分析*

□ 姜 勇 □ 戰 凱

北京礦冶研究總院 北京 100160

鉸接式自卸汽車 （Articulated Dump Truck，ADT）是駕駛室和車體之間具有鉸接點和擺動環的自卸汽車［1-4］。它起源于20世紀60年代末的歐洲，是以適應惡劣天氣及空間受限制的工作條件的一種界于傳統剛性后卸式運輸汽車和鏟運機之間的鏟土運輸設備。而鉸接式車架的功用是支承連接汽車的各零部件，并承受來自車內外的各種載荷［5］。鉸接式車架作為鉸接車輛的主要承載部件，其設計的優劣直接影響到整車的性能。因此，筆者以60 t交流電傳動鉸接式自卸車車架為研究對象，通過建立整車及車架的力學模型和有限元分析模型，分別對鉸接式車架的力學特性和典型工況下的結構強度進行計算分析，驗證鉸接式車架設計的合理性，為鉸接式自卸車車架的設計與改進提供理論參考和技術支持。

1 鉸接式自卸車及車架的基本結構

▲圖1 60 t交流電傳動鉸接式自卸車及車架基本結構圖

鉸接式自卸車車架的結構型式為直梁式箱型斷面結構，它采用前后車架鉸接式轉向，驅動裝置為對稱的兩個雙作用液壓缸，車輛原地轉向的折腰角度為±45°。前、后車架鉸接相連，能實現360°回轉。鉸接式自卸車的前懸架采用獨立式斜置縱擺臂式牽引結構，同時承擔縱向力和側向力，垂直方向的力由油氣彈簧承擔。中、后懸架采用獨立式斜置縱擺臂平衡梁式結構，車架與車橋剛性連接，考慮到車輛速度較低，垂直方向的彈性變形完全由子午線輪胎承擔。6個車輪全部采用獨立懸掛系統及斷開式車橋，保證車輛能夠在復雜路面條件下得到較高的通過性能，每個驅動輪都與地面充分接觸并減少驅動輪之間的相互影響，使每一個驅動輪都能發揮最大的驅動力和制動力。鉸接式自卸車采用電動機能耗制動和機械制動兩種制動方式。圖1為60 t交流電傳動鉸接式自卸車及車架基本結構圖。

2 鉸接式自卸車車架力學建模分析

鉸接式自卸車車架主要由前車架、后車架、鉸接體3部分構成，前車架主要用以支撐發動機、變速箱、懸架、散熱器、駕駛室等零部件；后車架主要用以支撐車廂及物料的重量；鉸接體主要實現整車的轉向以及降低車架的扭轉應力。以60 t交流電傳動鉸接式自卸車為例，車架主要載荷參數見表1。

2.1 整車力學模型的建立及簡化分析

整車的力學模型如圖2所示，其力學模型可簡化為前車架、后車架和鉸接體3個組件（如圖3所示），其它部分（如發動機裝置、發電機、車廂物料等）以等效載荷的形式加載到相應的3個組件上。其中：G1為前車架質量；G1′為前車體質量 （不含車架）；G2為后車架質量；G2′為貨箱與物料的質量；G21、G22分別為貨箱滿載時質量在后車架上的分配值；R3為貨箱通過液壓舉升油缸作用在后車架上的力；a為鉸接車前進方向加速度；Fy1、Fy2分別為作用在前、后輪上的地面法向反作用力（即地面支撐力 N1、N2）；Fx1、Fx2分別為作用在前、后輪上的地面切向反力 （地面驅動力）；Ff1、Ff2分別為地面對輪胎的摩擦力（滾動摩擦力）。

表1 車架載荷

▲圖2 整車力學模型圖

▲圖3 簡化整車力學模型圖

2.2 前車架力學簡化模型分析

前車架力學簡化模型如圖4所示，其中R′y1、R′y2分別為前車架與鉸接體連接處上下兩個接觸面上的等效集中力，實際情況中會出現R′y1、R′y2兩個力大小不相等的情形，在計算過程中由于截面上的合力是一定的，鉸接點沒有間隙，兩個接觸面的狀態也基本相同，所以假定

由理論力學可知，空間力系平衡的充分與必要條件是：力系的主矢FN和對任意點的主矩MO均等于零。以鉸接點為坐標原點O，建立平衡方程：

2.3 后車架力學簡化模型分析

后車架力學簡化模型如圖5所示，其中Ry1、Ry2分別為后車架與鉸接體連接處上下兩個接觸面上的等效集中力,同理假定Fy1=Fy2，以鉸接點為坐標原點O，建立平衡方程：

將表1中的相關數據分別代入式（1）和式（2）進行求解，可獲得鉸接式自卸車車架的受力情況。

3 鉸接式自卸車車架有限元強度分析

▲圖4 前車架力學模型圖

▲圖5 后車架力學模型圖

▲圖6 鉸接式自卸車車架裝配體的有限元模型

車架是整車的基體，承受著來自路面及裝載的各種載荷，成為一個承受著復雜空間力系的框架結構，車架變形主要有彎曲和扭轉兩種形態。車架使用環境惡劣，主要受到靜、動載荷的作用，靜載荷的數值和方向保持不變。當自卸車在平坦的路面上工作時，車架受到來自路面的反作用力，產生對稱的垂直動載荷，使車架出現彎曲變形；當在崎嶇不平路面上工作時，前、后輪不同時在一個平面內，車架及車身發生歪斜，承受不對稱的動載荷而使其出現扭曲變形；車輛在制動工況或加速行駛工況下，會使前面和后面受到的載荷重分配；車輛在轉彎工況下，車架因慣性作用會受到側向力作用等。以上典型工況下，動、靜載荷的組合為車架載荷的計算標準［6］。 本文采用 MPC 多點約束方法［7-10］，建立鉸接式自卸車車架的有限元裝配模型 （如圖6所示），分別對鉸接式自卸車滿載彎曲、轉彎、緊急制動、啟動、初始舉升等5種典型工況進行有限元強度分析。

3.1 滿載彎曲工況分析

車輛在滿載靜止或在水平路面勻速行駛時，車架除受自身重力外，還要承受連接在其上的各總成的質量。在此工況中，約束車架的右前支承點在總體坐標系中的X、Y及Z自由度，左前支承點的X及Z自由度，右后支承點的Y及Z自由度，左后支承點的Z自由度（X、Y、Z 軸的方向，如圖 7所示）。

經分析得出鉸接式自卸車在滿載靜止或在水平路面勻速行駛時車架的應力分布云圖，如圖7所示，此工況下后車架縱梁上所受應力最大，處于抗扭管上方危險點處的最大應力為86 MPa。前車架兩側主縱梁的受力較均勻，應力值基本處在37～57 MPa之間，鉸接體受力比較小且應力分布均勻，應力值基本處在23～48 MPa，整個車架大部分區域都處在低應力區域，車架設計整體安全。

▲圖7 滿載彎曲工況下車架應力云圖

▲圖8 轉彎工況下車架應力云圖

▲圖9 緊急制動工況下車架應力云圖

3.2 轉彎工況分析

轉彎工況下，將各總成中質量如油箱、發動機、貨箱、駕駛室及礦石等的質量施加在車架上。在車輛轉彎時，當離心力大于后車架縱梁上橡膠墊所能提供的最大摩擦力時，貨箱上的限位裝置將起作用，同時貨箱與車架之間的鉸座也起作用。通過力和力矩平衡方程，可算出支反力并施加于車架上。

經分析得出轉彎工況下鉸接車車架的應力分布云圖，如圖8所示，最大應力點位于前車架靠近尾部橫梁的上方，最大應力值為184.55 MPa。轉彎工況下后車架的應力值基本處于76～105 MPa之間，鉸接體上的應力值基本處于65～97 MPa之間，前車架上的應力值基本處于65～123 MPa之間，車架設計整體安全。

3.3 緊急制動工況分析

緊急制動工況下考慮緊急剎車時全輪制動，因此對車架全部支承點進行約束，在車架上施加各總成質量，同時在全局坐標系中施加重力加速度和制動減速度。

▲圖10 啟動工況下車架應力云圖

▲圖11 初始舉升工況下車架應力云圖

經分析得出緊急制動工況下鉸接式自卸車車架的應力分布云圖，如圖9所示，車架的最大應力點位于前車架前端的橫梁處，最大應力值為107.81 MPa。緊急制動工況下前車架的應力基本處于52～89 MPa之間，后車架的應力基本處于48～82 MPa之間，后車架抗扭管附近的應力比較大，車架設計整體安全。

3.4 啟動工況分析

啟動工況下全約束車架的后支承座，釋放車架前支承點X方向自由度并約束其它自由度，在車架上施加各總成質量，然后在全局坐標系中施加重力加速度和啟動加速度。

經分析得出啟動工況下鉸接式自卸車車架的應力分布云圖，如圖10所示，最大應力出現在后車架縱梁上方的抗扭管處，最大應力值為89.97 MPa。整個車架大部分的應力區域處于17～54 MPa之間，車架設計整體安全。

3.5 初始舉升工況分析

初始舉升工況與滿載靜止時的約束方式相同。車架除受到自身的重力外，還承受連接在車架上的各個總成的質量，其中貨箱及物料的質量以集中載荷的形式施加于車架上，施力點在舉升油缸的支架處和貨箱與車架的鉸接處。

經分析得出初始舉升工況下鉸接式自卸車車架的應力分布云圖，如圖11所示，最大應力出現在中間鉸接體的下鉸接點加強筋位置，最大應力值為103.35 MPa。初始舉升工況下車架所受應力大多處在低應力區域，前車架的應力值大部分處在44～62 MPa之間，后車架的應力值大部分分布在48～82 MPa之間，車架設計整體安全。

4 結論

筆者以60 t交流電傳動鉸接式自卸車車架為研究對象，建立了鉸接式自卸車車架力學模型，對車架的受力情況進行了計算分析，通過采用多點約束（MPC）方法模擬了鉸接式自卸車車架的裝配特征關系，建立了鉸接式自卸車車架的有限元模型，對車架進行了滿載彎曲工況、轉彎工況、緊急制動工況、啟動工況及初始舉升工況的強度分析，從結果應力云圖中可以獲得各典型工況下車架的危險點，驗證了該鉸接式自卸車車架設計偏于安全，為該車架的設計和改進提供了一定的理論依據，也為其它鉸接式車輛的設計計算分析提供了一種新方法，具有重要的工程實用價值。

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