某型鉸接式自卸車中間支撐軸設計與分析

孟祥偉，張國仙，劉玉川，蔡中義

（江蘇徐州工程機械研究院，江蘇 徐州221004）

0 引言

鉸接式自卸車是采礦業和各行業大規模建設中一種通用性很強的土石方運輸機械。它最大的特點就是通過鉸接體將前車部分與后車部分連接起來，前車部分可以在水平面內相對于后車部分向左或向右回轉成45°角；前后車體都可以在垂直于公共縱軸的平面內繞公共縱軸作獨立的無限制轉動[1]。鉸接式自卸車結構的特殊性使它完全消除了作用在車架上的扭轉載荷，提高了整個結構的可靠性，因此它能適應惡劣的氣候、極差的地形，具有較高的可用性。

1 中間支撐的布置

鉸接式自卸車的驅動形式主要包括4×4，6×4，6×6幾種，其中最常見的是6×6.動力由發動機輸出至變速箱，再經分動箱分別向前后兩個方向輸出到驅動橋。現在通常采用的是貫通式中橋，讓動力在中橋里分為兩路，一路驅動中橋，另一路傳遞到后橋。

動力由分動箱傳遞到中橋時，由于距離較長，為了提高傳動軸臨界轉速、避免共振、考慮整車總體布置及前后車體轉向上的需要，將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需加設中間支承[2]。中間支承通常安裝在鉸接體上，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過程中由于分動箱竄動或車架等變形所引起的位移。圖1為典型6×6傳動系統簡圖。

圖16 ×6傳動系統簡圖

2 中間支撐設計

中間支撐的具體結構如圖2所示，其中凸緣叉3與傳動軸（未示出）相連。由于與凸緣叉3相連的傳動軸滑動花鍵伸縮所引起的軸向力并不是太大，所以本設計采用兩個深溝球軸承6，且該軸承被端蓋1、凸緣叉3、中間支撐軸9牢靠地固定在鉸接體8（中間支撐殼體）上。這種中間支承不能傳遞大的軸向力，它主要承受傳遞動力過程中所受的周向扭力，以及傳動軸不平衡、偏心、萬向節上的附加彎矩等因素引起的徑向力。同時，端蓋1、骨架油封5和7、凸緣叉3、鉸接體8、中間支撐軸9共同組成了一個閉合空間，可以儲存大量的潤滑脂，對深溝球軸承6進行很好的潤滑。

圖2 中間支撐簡圖

中間支撐軸9采用優質合金鋼42CrMo，該材料具有高強度和韌性，淬透性也較好，無明顯的回火脆性，調質處理后有較高的疲勞極限和抗多次沖擊能力，低溫沖擊韌性良好，非常適合制造剛度和強度要求較高的軸類零件。具體熱處理為整體調質220～260 HB，花鍵表面高頻淬火45～50 HRC.

本設計增強了中間支撐的徑向剛度，提高了中間支撐的性能，密封、防松、調隙功能較好，降低了加工精度，且裝配易于實現。

3 中間支撐軸受扭分析

3.1 扭矩計算

中間支撐軸的主要作用是把分動箱的運動傳遞到驅動橋，使驅動橋獲得規定的轉速和方向，主要承受傳遞動力的過程中所受的周向扭力[3]，因此中間支撐軸的強度校核主要為受扭強度校核。

由圖3可知，變速箱在掛低檔且剛剛啟動時所輸出的力矩最大，為15 815.3 N·m.而傳往中間支撐軸的力矩還要經過分動箱的降速增扭與分扭作用。分動箱有高低兩檔，速比分別為1.05、1.643；其前后輸出軸的分扭比為2.214，則啟動瞬時中間支撐軸瞬時所受的最大扭矩為：

圖3 變速箱輸出扭矩曲線

3.2 模型建立與載荷施加

為了方便有限元分析，在建模過程中對中間支撐軸進行了簡化，主要包括花鍵槽按最大直徑處理，忽略退刀槽、倒角等局部特征[4]。由圖2可知，凸緣叉3通過花鍵與中間支撐軸9配合在一起傳遞扭矩。因此，在施加載荷時，可以完全約束中間支撐軸一端的花鍵圓柱面，然后在另一端花鍵圓柱面施加17899.74 N·m扭矩。

3.3 結果分析

通過計算，得到中間支撐軸的應力與變形云圖，分別如圖4、圖5所示。

圖4 中間支撐軸應力云圖

圖5 中間支撐軸變形云圖

由圖4可知，中間支撐軸應力最大處位于花鍵段與軸承安裝段相銜接的軸徑最細處，與實際受力情況相符合，其值為617 MPa.該軸采用優質合金鋼42CrMo，熱處理后，σb=1 080 MPa，σs=930 MPa，中間支撐軸的最大應力與材料的屈服強度相比較小，有一定安全系數，因此強度符合設計要求。由圖5可知，中間支撐軸變形最大處位于施加扭力一端，最大變形量為1.02 mm，相對整個中間支撐軸來說其變形量較小，對功能的實現不會產生明顯影響。

4 中間支撐軸模態分析

對于軸類結構，實際使用過程中激振力是以動載荷的形式作用于結構上的。在中間支撐結構中，中間支撐軸的運動速度非常快，為了保證軸的轉動精度，應該在保證具有一定靜剛度要求的基礎上，還要考慮結構的動態特性，使結構在受一定幅值的周期性激振力作用下，受迫振動振幅較小[4]。因此應對中間支撐軸進行模態分析，了解中間支撐軸的動態性能。

在典型的模態分析中唯一有效的“載荷”是零位移約束。如果在某個自由度處指定了一個非零位移約束，程序將以零位移約束替代在該自由度處的設置。除位移約束之外的其他載荷將被忽略。本文在對中間支撐軸進行模態分析時，將軸承看作剛性約束，中間支承軸相當于一個簡支梁，其約束方法按照簡支梁處理[5]。對有限元模型的一個軸承支撐面進行全約束，另一個支撐面施加X和Y方向的約束，允許中間支撐軸有Z方向的移動。

通過對中間支撐軸的有限元模型進行模態分析，得到中間支撐軸的前六階模態分析結果，見表1和圖6.

表1 中間支撐軸的固有頻率

圖6 中間支撐軸的前六階振型

其中中間支承軸的臨界轉速為：

n=60f

式中：f為頻率，Hz.

由表1可見，中間支承軸的前二階固有頻率較低，對應的臨界轉速也較低，但是臨界轉速仍遠遠大于實際使用過程中間支撐軸的額定轉速。因此，中間支撐軸的高速運轉過程中不會發生共振，對結構的動力學性能不會產生太大影響。

5 應用實踐

我司研發的鉸接式自卸車產品已經批量投放國內及東南亞某國市場，具有性能優異，性價比高，環境適應性強等特點，使我司成為國內首家鉸接式自卸車研發成功并批量推向市場的企業。筆者重點對中間支撐軸的實際應用情況進行了跟蹤。目前中間支撐軸工作狀況良好，未接到強度或剛度不足造成客戶抱怨或其他市場問題反饋。產品東南亞現場工作圖如圖7所示。

圖7 產品東南亞現場工作圖

6 結束語

本文介紹了中間支撐在鉸接式自卸車傳動系統中的布置及功能，并對中間支撐進行了結構設計，同時使用有限元方法對中間支撐軸進行了受扭分析和模態分析。實踐證明，該中間支撐軸設計合理，強度和剛度都滿足了要求，為鉸接式自卸車的中間支撐設計提供了新思路。