某礦用自卸車后懸架設計分析

頓福軍

（徐州徐工礦山機械有限公司，江蘇 徐州 221000）

某礦用自卸車后懸架設計分析

頓福軍

（徐州徐工礦山機械有限公司，江蘇 徐州 221000）

懸架系統是車輛重要的承載部分，尤其對于礦用自卸車。文章通過分析幾種礦用自卸車的后懸架系統，在此基礎上提出了一種新型礦用自卸車后懸架結構，并對關鍵部件進行了CAE分析。

礦用自卸車；懸架系統；CAE

CLC NO.:U469.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)15-75-03

前言

礦用自卸車根據傳動方式可分為電傳動和機械傳動兩大類，目前電傳動礦用車國外品牌主要有卡特、小松、日立、特雷克斯、別拉茲；國內品牌有北方股份、徐工、湘電等。該類車一般為4×2驅動，后懸架基本都是A型架、油氣彈簧和橫拉桿的組合。機械傳動又可分為機械傳動礦用自卸車和非公路機械傳動寬體自卸車，前者的后懸架結構和電傳動相似，國內主要有TR100、三一SRT95、徐工XDM91等。非公路機械傳動寬體自卸車是具有中國特色的礦用車，其各部分結構借鑒了公路重卡，后懸架依然是鋼板彈簧和推力桿等零部件。

1 礦用車各種后懸架結構分析

礦用自卸車具有承載力大、運距短、運輸效率高的特點。由于其經常運行在礦區或者工程建設的工地，路況較差，超載嚴重。懸架系統作為車架和車橋之間承載的重要部件，其工作的可靠性至關重要。

電傳動和4×2機械傳動礦用自卸車的油氣懸架形式比較適合車輛的運行，既能保證懸架的可靠性，又能保證舒適性。

圖1 4×2油氣后懸架

非公路機械傳動寬體自卸車的后懸架采用鋼板彈簧和推力桿的結構，由于礦區的路況差，鋼板板簧經常由于瞬間沖擊和疲勞壽命發生斷裂，更換時間較長。而且隨著寬體車向大噸位發展，為了滿足滿載時的承載能力，板簧剛度較大，車輛空滿載的質量變化大，舒適性較差。在后懸架的其他零部件中，推力桿球頭為橡膠或者聚氨酯，短期內容易磨損松曠；推力桿螺栓發生斷裂導致翻橋事故，造成傳動系統的損壞；上推力桿斷裂或失穩造成車輛不能運行。雖然部分廠家改為V字形或者上雙推力桿解決該問題，但由于鋼板板簧和滑板座及車架耐磨板之間為剛性接觸，車輛運行過程中既會產生噪音，又不可避免的發生摩擦，造成相關零部件早期磨損，更換滑板座和耐磨板消耗了大量的時間，嚴重影響車輛的出勤率。

圖2 寬體車板簧后懸架

在充分分析了上述兩種懸架的結構后，下面提供一種6×4礦用車新型后懸架總成，如圖3。

圖3 新型后懸架總成

其結構是：在中后橋上分別安裝了液壓油缸，并與安裝在中后橋之間的儲能器通過油管接，使之成為一個等臂平衡結構，承受車輛的垂直載荷。當中橋車輪越過凸起路面時，中橋油缸的液壓油通過油管和儲能器進入后橋油缸，后橋油缸壓力升高，承擔一部分的載荷，直至中后橋載荷相等，反之亦然。這樣可有效減少單個橋承受較大的載荷，對車橋起到保護作用。而且，儲能器有高低壓腔，空載時低壓腔作用，滿載時高壓腔才起作用，這樣可以保證車輛空滿載時的舒適性；中后橋各通過四根縱拉桿連接在車架上，對車橋進行定位，并傳遞車輛的制動力和驅動力；在中后橋上有限制車橋左右移動的橫拉桿，傳遞車輛轉向行駛時的側向力；在縱橫拉桿各連接部位采用關節軸承，既保證各部件的運動不出現干涉問題，又可使使用壽命延長。該新型后懸架比部分車輛采用的雙A型架結構重量輕，并減少了零部件數量，結構簡單，可使車輛后懸架系統的故障率大大降低，提高了車輛的可靠性，改善了乘坐舒適性。

2 后懸架計算

該懸架的主要受力件為懸架缸、縱拉桿、關節軸承和拉桿銷軸等，下面對懸缸、縱拉桿和銷軸進行計算，以確保懸架設計的可靠性。計算簡圖見圖4，懸架參數見表1。

圖4 后懸架計算簡圖

表1 后懸架相關參數

2.1 彈性元件

該懸架中的彈性元件為液壓油缸，考慮油缸的布置空間和空滿載時整車的偏頻要求，根據表1中的數據，可計算出油缸的性能參數，如下圖。

圖5 后懸架油缸彈性力特性

圖6 后懸架油缸壓力特性

2.2 縱拉桿受力分析

對縱拉桿進行有限元分析，必須要先知道作用在上面力的大小。由圖4可知，縱拉桿分別通過關節軸承連接在車橋上，所以首先要計算作用在驅動橋殼上的力，然后把驅動橋殼和與之連接的上下拉桿組成系統分析，進而得到縱拉桿的受力情況。因為中后橋為等臂平衡懸架，可認為中后橋上縱拉桿的受力相等，本文選擇后橋的縱拉桿作為研究對象。因縱拉桿主要傳遞的是驅動力和制動力，所以選擇這兩種工況進行計算。

2.2.1 驅動工況

車輛在驅動工況時，在最大驅動力的情況下導致車橋承受最大的縱向力，此時，驅動力為：

式中：Tta—發動機最大扭矩，ig—變速箱一檔速比，i0—驅動橋速比，η—機械傳動效率，r—輪胎滾動半徑，帶入相關數據可得Ft。

計算出Ft之后，應與地面附著力進行比較取較小者進行縱拉桿受力分析。假設地面附著力Fφ= Fz2φ，Fz2為中后橋地面法向反力，φ為地面附著系數，取0.7。Fz2可通過車輛實際的運動狀態列力矩平衡方程，運用表1的相關數據進行計算。

本文中通過軸荷轉移對Fz2進行估算，取驅動時質量轉移系數m2=1.2，在圖4中取后橋為研究對象，根據力矩平衡原理，可得：

其中：Fmin為驅動力和地面附著力的較小值，Fa、Fb分別為上下縱拉桿受力，α、β為上下縱拉桿的安裝角度。帶入相關設計值，可得下縱拉桿的力最大，Fb=388000N，則單個桿的力為194000N，方向為桿件受拉。

2.2.2 制動工況

在制動工況時，根據制動器制動力、地面制動力和附著力的關系，可計算出受力下縱拉桿受力最大，單個桿為257400N，方向為桿件受拉。

2.2.3 縱拉桿有限元分析

通過PROE軟件建立了縱拉桿的三維模型，導入到CAE軟件中，建立約束條件，在拉桿一端加載驅動和制動工況中計算的最大壓力257400N，可得如下應力圖：

圖7 縱拉桿應力圖

由圖7可得，應力σ=286.07Mpa＜[σ]，安全系數n=2.5。

因驅動和制動時上拉桿有受壓狀況，需要校核壓桿的穩定性，本文不再計算。

2.3 銷軸計算

與縱拉桿連接的銷軸受力較大，而且一旦斷裂，勢必造成翻橋事故，會給整個傳動系帶來損害，下面對銷軸的剪切力進行計算。

圖8 銷軸計算簡圖

假設在銷軸剪切面上的應力分布是均勻的，則在A-A截面上：

式中：F為作用在截面上的力，A為截面面積，[τ]銷軸許用應力。帶入拉桿力F=128700N，銷軸直徑D數值，可得τ=65.6Mpa＜[τ]，安全系數n=6。

3 結論

1）通過各種懸架性能分析對比，該新型懸架可以滿足礦用車輛的使用要求，并具有結構簡單，零部件少，維修方便的特點；

2）對后懸架受力進行了分析計算，縱拉桿和銷軸的設計合理，并有足夠的安全系數。

3）由于縱拉桿和橫拉桿的共同作用，輪胎在車橋跳動中會發生一定的滑動磨損，磨損量的影響有待于進一步研究。

[1] 王望予.汽車設計第四版[M].機械工業出版社.2004.8.

[2] 劉鴻文.材料力學第四版[M].高等教育出版社.2004.1.

[3] 范騰飛,頓福軍. 礦用自卸車推力桿的分析選用.汽車實用技術[J], 2016.07.

Design and analysis of rear suspension of a mine dump truck

Dun Fujun
（Xuzhou Xugong Mining Machinery Co., Ltd. Jiangsu Xuzhou 221000）

The suspension system is an important part of the vehicle, especially for the dump truck. Based on the analysis of the rear suspension system of several kinds of dump trucks, a new type of rear suspension structure of mine dump truck is put forward, and the key components are analyzed by CAE.

Mining dump truck; Suspension system; CAE

U469.4

A

1671-7988 (2017)15-75-03

頓福軍，就職于徐州徐工礦山機械有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.15.027