采用電測法重型鉸接式車架結構優化設計分析

陸孟雄，卿宏軍

（1.常州信息職業技術學院電子工程學院，江蘇 常州 213164；2.湖南大學機械與運載工程學院，湖南 長沙 410082；3.常州湖南大學機械裝備研究院，江蘇 常州 213164）

1 引言

重型鉸接式車輛，前后車架采用分離式結構，通過鉸接裝置進行連接，使得車輛具有良好的通過能力和整體穩定性，廣泛應用于地形復雜的礦山和礦井運輸。鉸接式結構設計使得車架必須具有較好的強度，以滿足復雜的運行工況要求[1]。因此，結構強度分析和優化設計是鉸接式車整體設計的重要環節之一，對其過程和方法進行研究具有重要應用價值。

國內外學者對此進行了一定的研究：文獻[2]采用電測法對整車不同工況下的應力分布進行分析；文獻[3]采用有限單元法分析了鉸接點位置的強度分布，并對結構進行優化設計；文獻[4]采用液壓測試系統對整車裝卸工況車架的受力進行測試；文獻[5]采用三維運動學軟件對整車的不同運行工況進行分析，獲取載荷分布情況。

根據載重鉸接式車輛的運輸工況特點，對不同工況下，車架鉸接點處主要部件的承載情況進行分析。根據受力分析結果，采用有限單元法進行建模分析，獲取不同工況下的應力分布云圖，并獲取應力集中極值點。采用材料升級和結構優化對車架應力集中點進行優化設計，并對比分析優化前后的應力分布情況。根據優化結果，在應力分布的集中點，布置應變片，采用電測法對整車車架的應力進行測試，檢驗有限元建模分析和優化設計的準確性和可靠性。

2 車架不同工況載荷分布

對鉸接車工作阻力進行分析，選取作業過程中，行走系，和承載構建受力最大的工況，根據理論力學分析附著條件，牽引條件下計算的工作阻力[6]。整機分析的結構主要由擺動架、前車架和后車架等部分組成。

2.1 整車受力

當鉸接車在水平地段上處于運輸工況時，作用在整車上的力如圖1（a）所示；前后車架分解受力如圖1（b）所示。

圖1 滿載運行時受力分析Fig.1 Force Analysis During Full-load Operation

此時W—作用在整機上的力有整機以及物料的總重量；C—作用在重心；Z1、Z2—地面對車輪的支反力；hc—重心高度；L1—作用點距離前軸的距離；L2—作用點距離后軸的距離。Pk1，Pk2—作用在前后輪的驅動力，與整車的運動方向相同，則：

式中：Pb1，Pb2—作用在前后輪的滾動阻力，與整車的運動方向相反，則：

對整車進行受力分析，則：

對前輪支撐點取矩，則：

式中：Mk—驅動力矩；rd—動力半徑。

式中：f—滾動阻力系數。

前后車架分開時候，對于前后車架的連接處的受力簡化成為水平和豎直的力。C1和C2分別為前后車架的重心位置。

對前車架受力分析，則：

對下鉸接點取矩，則：

對后車架受力分析，則：

對下鉸接點取矩，則：

對后輪接地點取矩，則：

由于鉸接點沒有間隙，即后車架和擺動架為剛性連接，假設P1＝P2，R1＝R2，e=0，則由后兩式可知：

2.2 擺動架受力分析

擺動架是整個自卸卡車中的關鍵部位，它使卡車的前后車架連接在一起。左右兩側轉向角達到42°，前車架的大型回轉支撐可使前后車架繞車體縱軸線橫向擺動15°，鉸接處的前車架的特殊結構設計，可以使卡車在路面部平時候產生橫向擺動，保證了車輪與地面之間的附著牽引性能，避免車架產生附載載荷[7]。受力分析，如圖2所示。

圖2 擺動架受力分析Fig.2 Force Analysis of Swing Frame

其中，R1，R2，P1，P2—與上面求得的擺動架處的力是互為反作用力；G—擺動架的重力。由擺動架力系的平衡方程，可求得M，Fx，Fy。由于擺動架的質量相對整車質量來說很小，計算時他將它的質量加到前車體里面[8]。受力分析中，擺動架兩個面上的內力很大，而擺動架本身質量對截面內力的貢獻很小，故可以忽略。而用有限單元法計算應力時，可以用命令將重力加載到模型上。

3 車架應力分布分析

3.1 不同工況應力分布

整機結構主要由擺動架，前車架和后車架三大部分組成。在建立有限元模型時候，忽略了前后車架的擋泥板和駕駛室；擺動架，前后車架均按前面的方法建模。整機有限元模型，如圖3所示。

圖3 整機模型Fig.3 Machine Model

后車架與車廂，舉升油缸鉸銷裝配，是整車的關鍵結構。在對后車架進行受力分析時候，主要受力部位分別是與車廂的高副支撐處，舉升油缸的鉸接處，與車廂后部位置的鉸接處[10]。在工況不同時候，受力位置和力的大小都有所不同。在后車架與后橋連接的部分進行了全約束，限制了剛性位移。

3.1.1 滿載勻速運行工況

滿載勻速運行時候，后車架的主要受力點是高副支撐處和后邊的鉸接處[11]。只需加載在后車架的相應受力位置就可以得出應力分布圖，如圖4所示。

圖4 車架應力分布圖Fig.4 Stress Distribution of the Frame

從圖中可以明顯地看到受力比較大的位置是后車架與擺動架連接的軸銷作用位置還有鵝頸部位。但是最大應力是186.094MPa 在許可應力的范圍內。整體受力情況比較均勻。在后車架的后部位可以看出受力不大。

3.1.2 滿載舉升工況

滿載舉升的時候，舉升油缸開始工作，在車廂剛剛舉升起來的時候，是受力最大的時候[12]，主要的受力部位是與舉升油缸和與車廂鉸接處。車架應力分布圖，如圖5所示。

圖5 車架應力分布圖Fig.5 Stress Distribution of the Frame

在車廂舉升卸料的過程中，舉升力最大的時候就是剛剛舉起物料的這個狀態時候，雖然整體的受力比較均勻。但是應力最大的部位鵝頸和高副支撐附近，這個區域有明顯的應力集中現象，最大應力是231.328MPa 在許可應力的范圍內，但是安全系數有些小。變形比較大的就是車架與鉸接系統鉸銷連接的區域，此處可以將厚度適當改進。

3.1.3 滿載制動工況

滿載制動工況時候，車架的主要受力點還是高副支撐和車架尾部的鉸接點。車架應力分布圖，如圖6所示。

圖6 車架應力分布圖Fig.6 Stress Distribution of the Frame

從分析的結果來看，最大應力是195.657MPa，在許可應力范圍內。但是還是可以看車的鵝頸區域應力集中現象比較嚴重。容易發生斷裂破壞。需要進行改進。

3.1.4 滿載上坡工況

車架應力分布圖，如圖7 所示。從圖7 可知，最大應力是134.251MPa，在許可應力范圍內。但是與擺動架鉸銷部位還是有應力集中現象。這是鉸銷部位受到彎矩作用的結果。

圖7 車架應力分布圖Fig.7 Stress Distribution of the Frame

3.1.5 擺動架強度分析

擺動架使后車架有足夠的擺動空間，使機器在不同路面行駛時候，仍然有很好的穩定性。由于自卸卡車的工作環境過于惡劣，所以擺動架也經常出現斷裂以及焊縫開裂等情況。所以有必要進行結構強度的分析。擺動架受力最大的時候就是卡車在制動的工況。所以以下只對制動工況進行分析。分析結果，如圖8所示。

圖8 擺動架應力分布Fig.8 Stress Distribution of Swing Frame

從以上兩個圖的結果可以得到，在鉸銷連接的圓形周邊有應力集中的情況發生，這和卡車在制動時候，銷軸受到彎矩的作用是相關的。最大應力是127.654 MPa。在許可應力范圍內。

3.2 結構改進設計

根據以上分析，獲取四種工況下的極值應力分布，如表1所示。

表1 不同工況下應力狀況Tab.1 Stress Conditions Under Different Working Condition

從以上的四種工況來看，后車架整體受力比較均勻，都在許用應力范圍內。但是在鵝頸區域有明顯區域應力集中現象和與擺動架連接的位置都有明顯的應力集中現象。為了避免在鵝頸區域應力集中過大造成斷裂現象發生，所以對結構的厚度進行了適當加強。下面主要是對舉升工況進行了結構改進的對比。采取的優化方法包括：對部分結構所采用的材料進行優化，其中車架支撐板所有材料厚度由20mm變更為30mm；鵝頸處所選用的材料由60mm 變更為80mm；同時提升材料強度，將抗拉強度590MPa，提升至650MPa。對焊縫的焊接工藝進行調整，提升焊接質量，并增加焊縫的厚度。

對結構優化后的車架進行重新建模，并獲取優化后的應力分析。變化前后應力變化，如圖9所示。

圖9 改進前后鵝頸應力分布Fig.9 Stress Distribution of Gooseneck Before and After Improvement

由圖可知，改進前的應力最大值是246.281MPa 雖然在許可應力范圍內，但是有明顯的應力集中現象。厚度改進以后，應力降低到138.279MPa。從結果看出將危險位置處的板厚適當加厚后，有效的改善了應力集中的現象。

4 基于電測法實車車架應力分布

這里采用應變片式應力測試系統對實車進行測試，主要實驗設備及實驗用車，如圖10所示。

圖10 測試系統Fig.10 Test Aystem

根據有限元的計算結果以及相關經驗，將需要測試的點布置在鏟運機前、后車體上應力和變形比較大且又便于應變花的粘貼的位置。應變片的布置方案，如表2所示。共有4個測點，應變片鏟運機車體上的布置位置，如圖11所示。

表2 應變片布置方案Tab.2 Strain Gauge Layout Plan

圖11 應變花貼片位置Fig.11 Location of Strain Patch

測試過程中，三個方向的應變為：ε0、ε45、ε90，則可得主應變ε1、ε2為[13]：

由主應變，可以獲得被測單元的主應力：

式中：E—被測單元的彈性模量；μ—被測物體泊松比。則材料的等效應力為：

車輛從空載運行開始，進行測試，整個過程包括水平插入工況、產裝工況、前輪離地工況、后輪離地工況等，測試點應力隨時間變化曲線，如圖12所示。

圖12 測點應力變化曲線Fig.12 Measuring Point Stress Curve

由圖可知，在整個測試過程中，兩個測點的應力波動變化，最大值分別為131.201MPa、105.45MPa分別與仿真值進行比較，如表3所示。

表3 測量點的最大值對比（MPa）Tab.3 Measurement Point Extreme Table

由分析結果可知，結構優化后，應力最大值均有一定程度的降低，而優化后實測值的最大值與仿真值之間的誤差在6%以內，都小于優化前的數值，表明優化方案是可行的，降低了極值點的應力值，同時也表明仿真分析是可靠的。

5 結論

（1）不同工況下，整機各部分強度滿足使用要求，但是存在局部應力集中，強度較大的部位為鵝頸處、擺動架前側軸承處，設計時需要重點關注；

（2）擺動架前側擺動軸承板和上鉸接處上側板的應力值較大，采取材料厚度提升的方案，可以保證安全系數達到使用要求；

（3）采用應變花對優化后實車的應力值進行測試，測點的最大值分別為131.201MPa、105.45MPa，與仿真值之間的誤差小于6%，同時均小于優化前的數值，表明優化方案是可行的，優化設計結果是可靠的。