自卸車后開門機構強度校核

徐國紅 王旭 韓月琴

駐馬店中集華駿車輛有限公司 河南駐馬店 463000

1 前言

目前，市場上最為常見的自卸車后開門機構為鐵鏈式開門機構。在日常使用中，用戶反饋后開門機構的下固定座U型叉銷軸經常損壞。為找出損壞原因，筆者對開門機構進行了分析。開門機構作為自卸車卸貨時頻繁啟閉的部件，U型叉銷軸強度的滿足與否將直接影響到整車的運行安全和運營效率，而在U型叉銷軸的設計中，最繁瑣的工作就是計算出在后門開啟之前，該銷軸所受的來自鐵鏈對其施加的最大拉力。為求鐵鏈拉力必須先求出箱內貨物施加于貨箱后門上的對鎖鉤的最大推力。由于箱內貨物施加于貨箱后門上的推力在后門開啟之前隨貨箱舉升角而變化，加之鐵鏈為柔性連接，所以常規的力學求解方法很難計算出鐵鏈的拉力。下面對自卸車開門機構的工作過程進行研究分析，找出U型叉銷軸受力最大的位置時刻，然后運用三維軟件Creo的Mechanism機構模塊拓撲計算的方法分析求解出此力，據此進入Simulate有限元分析模塊完成對U型叉銷軸的強度校核，旨在為自卸車鐵鏈開門機構的設計及校核提供一種方法和理論依據。

2 鐵鏈開門機構的基本組成及其工作原理

自卸車鐵鏈開門機構是指實現自卸車后門啟閉的一種裝置[1]，因其相較桿式開門機構（如圖1所示）而言具有安裝方便、啟閉靈活、不易損壞的特點，故而被越來越多的用戶選用。一般而言，自卸車較為常見的鐵鏈開門機構由上固定座、鎖鉤、鐵鏈、U型叉、銷軸、下固定座總成等組成，如圖2所示。自卸車后門必須開啟靈活，回位精確，鎖緊可靠，才能保障自卸車的正常使用。

圖1 重力啟閉桿式鎖緊結構

圖2 重力啟閉鏈式鎖緊結構

3 后門受力過程分析及求解

以裝載某貨物的自卸車為例，對其從開始舉升至開門機構鎖鉤脫離后門，后門完全打開的過程進行分析，從而找出后門受力最大的時刻點，然后據此計算出后門所受的最大力，為下文鐵鏈開門機構U型叉銷軸的強度校核提供前提。

3.1 后門受力過程分析

當貨箱滿載且尚未舉升時，箱內貨物介質受自身安息角的影響，在貨箱尾部的貨物有呈楔塊形狀向下滑動的趨勢，后門受到來自該楔塊體的下滑推力；當貨箱開始舉升且后門尚未打開時，隨著舉升角度的增加該楔塊體積逐漸變大，后門所受的推力也逐漸增大，直至后門完全打開，貨物脫落，后門所受推力驟變為0；由此可知，當貨箱舉升至臨界開門時，后門所受到的來自箱內貨物的推力最大。

3.2 后門所受最大力求解

設定貨箱舉升至5°時后門完全打開，也即后門在貨箱舉升至5°時受到來自箱內貨物的推力最大。并設定貨箱內控寬度D=2.3 m，內控高度H=1.5 m，箱內貨物介質為干沙；依據克列因在其所著的《散體結構力學》一書中對有關介質的實驗數據的介紹，經查表可知干沙散體介質結構力學參數如表1所示，此處取干沙重力密度γ=16 kN/m3，內摩擦角ψ=32°，外摩擦角δ=29°，粘性系數C=0。

表1 干沙介質結構力學參數

由于安息角的影響，貨箱尾部具有下滑趨勢的貨物和保持靜止無下滑趨勢的貨物之間會形成破裂下滑線如圖3所示。當貨箱舉升5°時，箱內破裂下滑線BC右側的貨物因底架對其的外摩擦角遠大于貨箱舉升角度，所以BC線右側的貨物會保持平衡無下滑趨勢。由此可知，箱內貨物在自身安息角作用下具有下滑趨勢，真正對后門施加推力的為圖示破裂下滑線BC左側的干沙楔塊體；該楔塊體在自身重力W、后板阻推力P，及BC線右側貨物支撐力R的共同作用下處于極限平衡狀態，其受力分析如圖3所示。由圖示可知，后廂傾斜角與干沙坡角以及貨箱舉升角三者相等，也即α=β=5°。

圖3 受力分析

依據上述分析結合庫侖土壓力理論[2]進一步可知，干沙楔塊體在W、P、R三個力的共同作用下處于靜止極限平衡狀態，三個力合圍成力的三角形閉合環，如圖4所示，由正弦定理可得：

圖4 受力矢量圖

其中：ψ=90°-δ-α。

在三角形ΔABC中，由正弦定理可知：

三角形ΔADB中，由正弦定理可知：

于是，干沙楔塊體質量進一步可表示為：

將式（2）代入式（3） 可得：

由上述假設及推理可知，因式中只有θ未知，故E隨θ變化而變化，當E最大時，干沙楔塊體ΔABC開始沿破裂下滑面BC向后門后下方破裂下滑。

為求Pmax，令，進而求得破裂滑動角θ，并代入式(3)，從而得出：

代入已知數據，可得Pa=5.63 kN/m，其力矩分布及合力矩作用點如圖5所示[3]。

圖5 推力分布及合力作用點

4 簡化模型建立及U型叉銷軸徑向力求解

后門除受到上述干沙楔塊體對其施加的推力外，還受到開門機構鎖鉤的鎖緊力，以及貨箱后上端掛鉤的拉力。為求出開門機構鐵鏈對U型叉銷軸的拉力，必須先求出開門機構鎖鉤對后門的鎖緊力，故必須先求出掛鉤對后門的拉力，但是掛鉤對后門拉力的大小及方向均難以確定，求解過程較為麻煩。以下運用三維軟件Creo軟件的Mchanism機構分析模塊避開掛鉤拉力及開門機構鎖鉤的鎖緊力，直接對U型叉銷軸所受的拉力進行計算求解。

4.1 簡化模型建立

運用三維軟件Creo建立自卸車后開門機構的力學分析簡化模型如圖6所示，各部件之間按照生產實際組裝關系裝配在一起。

圖6 力學簡化模型

4.2 銷軸徑向力求解

進入三維軟件Creo的Mechanism機構分析模塊，于后門1/3高度處施加干沙楔塊體的推力，如圖7所示。由上述分析可知，干沙楔塊體在貨箱舉升至5°時處于極限平衡狀態，于此建立力平衡狀態分析并運行計算，然后建立U型叉銷軸徑向反作用力相對于后門推力的測量，求得U型叉銷軸所受徑向力為24973 N,如圖8所示。

圖7 楔體塊對后門推力作用點

圖8 U型卡銷軸徑向力測量

5 強度校核

5.1 銷軸屬性設定

在后鐵鏈開門機構中鐵鏈與U型叉及其銷軸的裝配關系如圖9所示。取銷軸直徑為市場上最為常見的?16 mm，并設定銷軸允許最大極限變形位移量不得超過0.05 mm，銷軸詳細的材料屬性如表2所示[4]。

圖9 U型卡銷軸裝配

表2 材料屬性

5.2 有限元靜態位移分析

應用三維軟件Creo建立鐵鏈開門機構的U型叉銷軸模型，然后進入Creo Simulate有限元分析模塊，由圖9可知銷軸兩端與U型叉之間，以及銷軸中間與下固定座絲桿之間的裝配關系均為面接觸，據此將上述求解的力F施加在銷軸相應的面上[5]。運行分析結果如圖10所示，可知U型叉銷軸最大變形位移為0.035 mm，小于設定最大允許變形位移0.05 mm，可見滿足設計要求。

6 結語

鐵鏈開門機構作為自卸車啟閉開門的重要部件，其結構還有待很多改進和優化之處。本文通過對自卸車舉升卸貨過程進行分析，進而根據庫侖土壓力理論計算出貨箱后端具有下滑趨勢的干沙楔塊體對后門的推力，然后用三維軟件Creo的Mechanism機構模塊自動拓撲計算出U型叉銷軸所受的最大拉力，并據此對U型叉銷軸進行有限元強度校核，為自卸車鐵鏈開門機構的設計及校核提供了一種新的方法和理論依據。