T264 型礦用自卸車雙叉臂前懸架有限元分析

董志明，趙博凡，任學平

1內蒙古科技大學 內蒙古包頭 014010

2內蒙古北方重型汽車股份有限公司 內蒙古包頭 014030

礦 用自卸車以其裝載量大、運輸工作可靠、效率高的優點承擔著世界上約 40% 的煤、90%的鐵礦運量[1]。作為礦用自卸車的重要組成部分，懸架系統傳遞著來自車輪和車架的力和力矩，其強度、剛度和抗振性直接決定了車輛行駛的穩定性和可靠性。由于 T264 型礦用自卸車雙叉臂前懸架結構尺寸大、質量大和難拆卸等特點，無法進行常規的應力應變和抗振試驗，故應用 ANSYS 有限元分析軟件對其進行滿載靜力學分析和模態分析。

1 雙叉臂前懸架結構特點

雙叉臂前懸架主要由油氣彈簧、轉向節、轉向橫拉桿、上叉臂和下叉臂等組成，如圖 1 所示。相比于其他結構形式的懸架，雙叉臂前懸架有更長的垂直行程和更短的支柱行程，可使懸架支柱更短，從而提高輪胎的使用壽命，降低車輛的運營成本。雙叉臂前懸架的設計消除了支柱上的側載荷，允許即時和準確的有效載荷監測，有效減少了傳至駕乘人員身體的振動，提高了駕乘人員的乘坐舒適性。

2 雙叉臂前懸架有限元模型建立

2.1 雙叉臂前懸架簡化模型建立

由于實體懸架模型比較復雜，需要對模型進行簡化處理，去掉油氣彈簧和減振器等次要部件，忽略導角、螺紋孔等細小結構，以提高計算效率。在CATIA 軟件中建立雙叉臂前懸架的三維簡化模型，通過 ANSYS Workbench 有限元軟件的 CAD 接口導入簡化模型，在分析樹中的 model 選項中選用球面副的連接方式，使主銷的上、下球銷分別連接上、下叉臂。建立的懸架簡化模型如圖 2 所示。

2.2 材料定義及模型網格劃分

礦用自卸車屬于特種運輸裝備，其雙叉臂前懸架材料是可靠性和疲勞耐久性較好的高強度焊接結構鋼HG70，其力學性能參數如表 1 所列。

表1 雙叉臂前懸架材料力學性能參數Tab.1 Mechanical property parameters of material of front suspension with double fork arm

選用合適的網格劃分方法是有限元分析過程的重要步驟，網格的結構和尺寸對計算精度有較大的影響[2]。該懸架模型網格劃分設置網格尺寸為 20 mm，選擇四面體劃分方法，得到有 231 354個節點、133 854個單元的網格模型，如圖 3 所示。

2.3 施加載荷與約束

邊界條件的合理設定是結構靜力學分析的重要環節之一。雙叉臂前懸架的載荷都以集中力的形式施加在受力面上。上、下叉臂和主銷以球面副的方式連接，產生的約束限制平動自由度，保留轉動自由度。而上、下叉臂和車架以轉動副的方式連接，產生的約束只保留繞軸線的轉動自由度。轉向節采取固定約束，限制所有的自由度[3]。

3 不同工況下懸架結構強度分析

礦用自卸車的雙叉臂前懸架對結構剛度、避免共振和安全性等方面均有較高的要求。根據礦用自卸車雙叉臂前懸架的結構特點和工作時的受載荷情況，在不平路面上行駛、制動兩種基本工況下對雙叉臂前懸架進行結構強度分析[4]。

3.1 不平路面上行駛工況

礦用自卸車在不平路面行駛時，雙叉臂前懸架受到不平路面的隨機垂向載荷作用，取 3 倍滿載靜止時的載荷作為垂向載荷。把垂向載荷的計算結果輸入 ADAMS/Car 軟件中，提取雙叉臂前懸架靜態載荷，得到主軸上球銷處垂向載荷為 1.2×106N，下球銷處垂向載荷為 1.7×106N。施加載荷與約束后進行后處理操作，得到的雙叉臂前懸架的應力云圖如圖4 所示。從圖 4 可以看出，該工況下最大應力出現在與下叉臂鉸接的主銷端部，約為 190 MPa，小于結構所用材料的屈服極限 590 MPa。不平路面上行駛工況下雙叉臂前懸架的變形云圖如圖 5 所示。從圖 5 可以看出，該工況下最大變形出現在下控制臂與主銷鉸接處，約為 1.4 mm，小于規定值 2.5 mm。可見，在不平路面上行駛工況下該懸架結構強度和剛度均滿足要求，保證了車輛在復雜路面上行駛過程中的可靠性。

3.2 制動工況

礦用自卸車在復雜工況運輸時，偶爾會進行急剎車，因此也需要進行制動工況下的結構靜力學分析。礦用自卸車在滿載狀態下制動時，雙叉臂前懸架受到垂直法力、縱向法力和附加力矩的作用。把通過計算得到的載荷和力矩輸入 ADAMS/Car 軟件中，提取雙叉臂前懸架靜態載荷，得到雙叉臂前懸架上球銷處垂向載荷為 6×105N，側向載荷為 5×105N，力矩為 1.2×105N·m；下球銷處垂向載荷為 8×105N，側向載荷為 5.5×105N，力矩為 1.75×105N·m。對雙叉臂前懸架施加載荷與約束后進行后處理操作，制動工況下雙叉臂前懸架的應力云圖如圖 6 所示。從圖6 可以看出，該工況下最大應力出現在主銷與上叉臂連接的上球銷處，約為 117 MPa，小于結構所用材料的屈服極限 590 MPa。制動工況下雙叉臂前懸架的變形云圖如圖 7 所示，最大變形出現在上叉臂球銷鉸接處的端部，變形值為 2.1 mm，小于規定值 2.5 mm。可見，在制動工況下該懸架結構強度和剛度均滿足要求，保證了車輛在緊急制動過程中的穩定性。

4 雙叉臂前懸架模態分析

礦用自卸車在惡劣路況行駛時，雙叉臂前懸架經常受到來自路面和車輛的沖擊載荷，為了避免雙叉臂前懸架發生共振現象，需要使來自地面、發動機的激勵頻率小于雙叉臂前懸架的自振頻率，以免影響駕乘人員的駕乘體驗和行駛安全性。由于模態分析可以預知機械部件在特定頻率的振動型式，防止懸架系統和路面發生共振，故對二者進行模態分析是有必要的[5]。

4.1 模態分析的理論基礎

雙叉臂前懸架結構的固有頻率和相應的振型可由模態分析求出。

線性動力學分析中通用方程為

式中：M為結構的質量；{ }為加速度；C為結構的阻尼；{ }為速度；K為結構的總體剛度；{x}為位移；F(t)為力。

在沒有阻尼的情況下，動力學問題方程為

結構的自由振動位移

代入上式得模態分析的公式為

求解可得結構模態分析的固有頻率，該值與系統的剛度和質量相關。

4.2 模態分析及結論

模態分析主要對低階振型進行研究分析，提取階數設置為 6 階，頻率范圍設置為小于 3 000 Hz。其余步驟與結構靜力學分析類似。由于模態分析計算的是結構自振頻率的特性，因此在設置邊界條件和約束時可以忽略載荷，只添加約束條件。上叉臂與油氣彈簧連接處、轉向節與轉向橫拉桿連接處設置為固定約束，約束其 6個方向的自由度。上、下叉臂和車架的連接方式為轉動副，產生的約束只保留繞x軸的轉動自由度，限制其他所有的自由度。約束條件設置好后，進行后處理操作，觀察振型變化可知結構變形處的位置。雙叉臂前懸架前 6 階模態頻率及振型描述如表 2 所列，前 6 階振型如圖 8 所示。查閱資料后可知礦用自卸車受到的來自不平路面的激勵頻率為 14 Hz 左右，發動機正常運轉振動頻率在 160～240 Hz之間[6]，均小于該懸架的最低固有頻率，處于安全范圍，車輛不會出現共振現象。

表2 雙叉臂前懸架前 6 階模態頻率及振型描述Tab.2 Description of frequency and vibration mode of preceding six orders of front suspension with double fork arm

5 結論

(1) 在對 T264 型礦用自卸車雙叉臂前懸架進行結構靜力學分析中，得到該懸架在不平路面、制動工況下整體結構的應力變形分布云圖，發現該懸架強度和剛度均滿足要求，表明了車輛在復雜工況下運行的可靠性和穩定性。

(2) 在對 T264 型礦用自卸車雙叉臂前懸架進行模態分析中，得知該懸架系統的低階固有頻率均大于路面和發動機的激勵頻率，說明該懸架具有良好的動態特性，不會對駕乘人員的駕乘體驗和安全行駛造成影響。