WC100Y支架搬運車液壓獨立懸架靜動態特性分析

黃 飛

(國家能源集團神東煤炭集團有限責任公司 生產服務中心，內蒙古 鄂爾多斯 017200)

液壓支架搬運車是專門針對井下煤礦綜采工作面搬家倒面過程中液壓支架的倒運或長距離運輸而研制開發的一種新型特種工具，是現代化采煤工藝必不可少的輔助運輸設備[1]。神東8.8m智能超大采高綜采成套裝備研發與示范工程使用的液壓支架總重量達到100t，航天重工研制的WC100Y支架搬運車解決大采高、重量達100t的超大液壓支架的搬運和倒運工作，WC100Y支架搬運車包括車架、懸架、提升機構、動力總成等部分，整車采用全輪驅動，車架為U型車架，懸架為液壓獨立懸架。

液壓獨立懸架作為驅動和減震部件，其強度和可靠性對整車的穩定運行至關重要[2]，通過有限元分析計算，詳細分析研究了液壓獨立懸架在滿載靜止、加速、制動、轉向、轉向制動和扭轉等工況下的應力水平，論證了液壓獨立懸架強度滿足整車運行要求。

1 懸架結構介紹

懸架通過懸掛油缸的伸縮可使裝配在橋殼上的車輪上下擺動，實現當車輛通過起伏路面時，成組的懸架油缸可提供縱向補償，使位于起伏路面的各個懸架受力均衡，同時滿載液壓支架通過巷道時有效避免刮頂，懸架的上下擺動量達到-125/+125mm，懸架主要組成部分為旋轉架、油缸和橋殼。

1)旋轉架。旋轉架是懸架的主要承載元件，采用箱型結構，由高強度鋼板焊接而成，頂部設計有支撐軸安裝端面，與支撐軸法蘭采用螺接型式；底部和后部采用銷軸型式分別與行走機構和懸掛油缸連接。旋轉架下部采用鑄造結構，設計有防油缸拉脫限位結構。旋轉架上設計有吊環孔用于懸架故障和更換輪胎時懸空起吊橋殼用。旋轉架由W610L高強鋼板焊接而成，主要鋼板厚度為20mm。

3)橋殼。行走機構包含橋殼、行走馬達減速機、車輪等。橋殼是用來安裝行走馬達減速機的部件，采用高強度鋼板焊接而成，傳遞車輪與懸架間各種負荷[4，5]。橋殼上設計有行走馬達減速機、旋轉架、懸掛油缸安裝接口，旋轉架接口下方設計有懸掛高度限位塊。橋殼上設計有吊環孔用于懸架故障和更換輪胎時懸空起吊橋殼用。行走馬達減速機采用力士樂行駐一體液壓馬達減速機。

2 有限元分析

2.1 計算工況

對懸架進行6種工況計算：滿載靜止、滿載加速、滿載制動、滿載轉向、滿載轉向制動、扭轉工況[6]，其中扭轉工況又分為1軸左右兩輪懸空，4軸左右兩輪懸空，1、2軸左側兩輪懸空，1、2軸左側兩輪懸空同時3、4軸右側兩輪懸空這四種工況，以下分別簡稱為扭轉工況1～4。通過理論公式計算得到各工況下車架上整體的輪載，靜止和啟動兩種典型工況下的平衡公式列舉出來，其他工況下的載荷都可通過這兩種公式衍生出來進行求解。靜止工況各橋受力如圖1所示。

圖1 靜止工況各橋受力示意圖

由力及力矩平衡公式[7]：

F1+F2=G

(1)

F1×L1=F2×L2

(2)

式中，F1、F2分別為前、后輪載，kN；G為簧上整車重量，kN；L1為前輪距質心點的距離，m；L2為后輪距質心點的距離，m。

0.2g啟動工況各橋受力如圖2所示。

圖2 平地啟動各橋受力示意圖

由力及力矩平衡公式[7]得：

F1+F2=G

Fa=0.2G

(4)

Fa1=0.2×F1

(5)

Fa2=0.2×F2

(6)

F1×L1-G×L2+Fa×H=0

(7)

式中，Fa為0.2g啟動慣性載荷，kN；Fa1為前橋啟動時地面摩擦力，kN；Fa2為后橋啟動時地面摩擦力，kN；L為整車軸距，m；H為輪心距質心點的高度，m。

將各工況下的數據代入公式，得到各工況下各懸架較大受力見表1、表2。

2.2 懸架有限元建模

WC100Y支架搬運車設計有8組驅動橋，由于采用全輪轉向模式，驅動橋同時也為轉向橋。驅動橋由旋轉支撐機構、旋轉架、懸掛油缸、橋殼、行走馬達減速機、車輪等組成，為了方便后面的分析，現把8組懸架進行編號，帶有編號的懸架總布置如圖3所示。

在進行懸架的有限元模型建立之前，需要對懸架結構進行一定的簡化，減少分析過程中的計算量，提高計算效率，使用Hypermesh-2D面板中的automesh功能對懸架前處理模型中的板殼結構進行2D網格劃分[8]，車架整體網格數量為25萬左右。

表1 各懸架在各工況下的受力情況 ×105N

表2 各懸架在各扭轉工況下的受力情況 ×105N

圖3 液壓獨立懸架總成布置

所有部件連接完成后，為所有單元網格賦予屬性[9，10]：楊氏模量2.1×1011Pa；單元類型為PSHELL；泊松比為0.3；鋼板厚度為各部件厚度；密度為7.9 g/cm3。

2.3 懸架強度分析

重型載重車由于載重量以及車輛本身的重量非常大，所以要求其懸架必須有足夠的強度與剛度，來保證車輛在正常行駛過程中不會由于承載過大而發生破壞，同時也要保證車架在一些危險工況下，如扭轉、沖擊載荷下不會發生破壞，保證車輛的行車安全性[11，12]。

WC100Y支架搬運車的8組懸架成左右對稱與前后對稱分布，且1、2軸同側懸架相互聯通，3、4軸同側懸架相互聯通，所以校核懸架強度時，同一工況下，在承載方式(受力方向)相同時，只校核受力更大的一組或幾組懸架。

2.3.1 滿載靜止工況

按力及力矩平衡公式得到的滿載靜止時懸架輪心的受力情況可知，滿載靜止時，各組懸架輪心的受力方向相同，1、2軸受力最大且相等，所以取1號懸架有限元模型進行加載，將動力學仿真得到的懸架輪心處的受力通過force命令加載在虛擬輪心上，同時約束旋轉架上表面與車架套筒內軸承接觸部分的Z方向的平動自由度，轉向柱與車架套筒接觸部分的X、Y方向的平動自由度和轉動自由度，轉向柱與轉向節臂接觸部分的Z方向的旋轉自由度，釋放其他自由度。在有限元分析軟件Ansys中提交計算[13]，計算結果如圖4所示。

圖4 滿載靜止工況計算結果

計算結果表明，滿載靜止工況下，懸架所受第一主應力的最大值為152.0MPa，低于懸架材料Q690的抗拉強度730～900MPa；所受vonMises應力的最大值為159.1MPa，低于懸架材料Q690的屈服強度640MPa。

懸架整體來說各部分均有一定的應力分布，主要的應力集中發生在旋轉支架上下兩橫板的承力與焊接部位、懸架油缸的支撐部位以及懸架擺動臂與旋轉架連接處和輪胎的安裝螺孔處。應力最大處發生在旋轉支架上、下橫板處，但仍在安全范圍內。

2.3.2 加速工況

按力及力矩平衡公式得到的加速時懸架輪心的受力情況可知，加速時，左右對稱的懸架輪心的受力方向相同，所以取1號懸架和3號懸架的有限元模型進行加載，懸架的約束條件與滿載靜止工況相同。計算結果表明，加速工況下，懸架所受第一主應力的最大值為293.5MPa，所受vonMises應力的最大值為333.4MPa。應力的分布情況與滿載靜止工況基本相同，懸架油缸支撐處的應力有所減小，應力最大處仍發生在旋轉支架上、下橫板處，懸架滿足強度要求。計算結果如圖5所示。

圖5 加速工況計算結果

2.3.3 制動工況

按力及力矩平衡公式得到的制動時懸架輪心的受力情況可知，制動時，左右對稱的懸架輪心的受力方向相同，所以取1號懸架和3號懸架的有限元模型進行加載，懸架的約束條件與滿載靜止時相同。

計算結果表明，制動工況下，懸架所受第一主應力的最大值為347.8MPa，所受vonMises應力的最大值為395.9MPa。應力的分布情況與滿載靜止工況基本相同，應力最大處仍發生在旋轉支架上、下橫板處，懸架滿足強度要求。計算結果如圖6所示。

圖6 制動工況計算結果

2.3.4 轉向工況

按力及力矩平衡公式得到的轉向時懸架輪心的受力情況可知，轉向時，左右非聯通的懸架輪心受力方向各不相同，但前后非聯通懸架受力對稱，所以分別取1、5號懸架的有限元模型進行加載，懸架的約束條件與滿載靜止時相同。計算結果如圖7所示。

圖7 轉向工況計算結果

計算結果表明，轉向工況下，懸架所受第一主應力的最大值為236.0MPa，所受vonMises應力的最大值為250.7MPa。應力的分布情況與滿載靜止工況基本相同，應力最大處仍發生在旋轉支架上、下橫板處，懸架同樣滿足強度要求。

2.3.5 轉向制動工況

按力及力矩平衡公式得到的轉向制動時懸架輪心的受力情況可知，轉向制動時，非聯通的懸架輪心受力方向各不相同，所以分別取1、3、5、7號懸架的有限元模型進行加載，懸架的約束條件與滿載靜止時相同。計算結果如圖8所示。

計算結果表明，轉向制動工況下，懸架所受第一主應力的最大值為399.7MPa，所受vonMises應力的最大值為450.7MPa。應力的分布情況與滿載靜止工況基本相同，應力最大處仍發生在旋轉支架上、下橫板處，懸架同樣滿足強度要求。

2.3.6 扭轉工況

2.3.6.1 扭轉工況1

按力及力矩平衡公式得到的扭轉工況1下懸架的受力情況可知，扭轉工況1下，相同受力方向的幾組懸架中，受力最大的為2號懸架，所以取2號懸架有限元模型進行加載，同時約束所有簡化后的輪心的X、Y、Z方向的平動自由度以及X、Y、Z三個方向的轉動自由度。計算結果如圖9所示。

圖8 轉向制動工況計算結果

圖9 扭轉工況1計算結果

計算結果表明，扭轉工況1下，懸架所受第一主應力的最大值為358.1MPa，所受vonMises應力的最大值為373.2MPa。應力的分布情況與滿載靜止工況仍基本相同，但應力值較大。

由于1軸左右兩輪懸空，導致2軸左右兩輪的載荷明顯增大，且增幅與懸架剛度有一定關系。當懸架剛度較大時，2軸左右車輪的承載較大，3、4軸左右輪承載相等且較??；當懸架剛度較小時，2軸左右車輪的承載會相對減小，3、4軸左右輪承載相等且相對增大。分析為了判斷懸架是否會發成破壞，所以取較大的懸架剛度，且在次情況下，懸架所受的vonMises應力增大明顯，應力最大處發生在旋轉支架上、下橫板處，但低于懸架材料的屈服強度，可靠性較高。

2.3.6.2 扭轉工況2

按力及力矩平衡公式得到的扭轉工況2下懸架的受力情況可知，扭轉工況2下，相同受力方向的幾組懸架中，受力最大的為3號懸架，所以取3號懸架有限元模型進行加載，同時約束所有簡化后的輪心的X、Y、Z方向的平動自由度以及X、Y、Z三個方向的轉動自由度。計算結果如圖10所示。

圖10 扭轉工況2計算結果

計算結果表明，扭轉工況2下，懸架所受第一主應力的最大值為342.4MPa，所受vonMises應力的最大值為355.7MPa。

由于4軸左右兩個懸架懸空，懸架受力發生于扭轉工況1類似的變化，3軸左右懸架的受力有較大的增加，應力最大處發生在旋轉支架上、下橫板處，但仍在安全范圍內。

2.3.6.3 扭轉工況3

按力及力矩平衡公式得到的扭轉工況3下懸架的受力情況可知，扭轉工況3下，相同受力方向的幾組懸架中，受力最大的為3號與5號懸架，所以取3、5號懸架有限元模型進行加載，同時約束所有簡化后的輪心的X、Y、Z方向的平動自由度以及X、Y、Z三個方向的轉動自由度。計算結果如圖11所示。

圖11 轉向工況計算結果

計算結果表明，扭轉工況3下，懸架所受第一主應力的最大值為291.6MPa，所受vonMises應力的最大值為292.9MPa。

扭轉工況3較其他扭轉工況多受到一個Y方向的力，但由于力比較小，對懸架整體的影響不是很大，應力最大處仍發生在旋轉支架上、下橫板處，在可接受范圍之內。

2.3.6.4 扭轉工況4

按力及力矩平衡公式得到的扭轉工況4下懸架輪心的受力情況可知，扭轉工況4下，相同受力方向的幾組懸架中，受力最大的為5號懸架，所以5號懸架有限元模型進行加載，懸架的約束條件與滿載靜止工況相同。計算結果如圖12所示。

圖12 扭轉工況2計算結果

計算結果表明，扭轉工況4下，懸架所受第一主應力的最大值為313.1MPa，所受vonMises應力的最大值為321.1MPa。應力的分布情況與滿載靜止工況基本相同，應力最大處仍發生在旋轉支架上、下橫板處，懸架滿足強度要求。

2.4 懸架仿真分析結論

經過分析計算，懸架主要應力集中在旋轉支架上下兩橫板的承力與焊接部位、懸架油缸的支撐部位、以及懸架擺動臂與旋轉架連接處和輪胎的安裝螺孔處。應力最大處均發生在旋轉支架上、下橫板與轉向軸連接的部分。

由于各工況下懸架的結構相同且受力情況類似，計算得到的各工況下懸架的位移情況均呈相似的分布情況，僅數值上存在一定的變化。懸架位移的分布如圖13所示，由懸架頂端向下呈遞增趨勢。

圖13 懸架位移云圖

綜上所述，WC100Y支架搬運車的懸架部分在設定的各個工況下第一主應力、vonMises等效應力以及位移值都在安全范圍之內，最低安全系數1.7，懸架的強度滿足要求。

3 應力應變試驗結果分析對比

為驗證有限元分析的正確性，對整車進行應力應變試驗，本次試驗采用VXI EX1629數采設備、PCB 481A信號調理儀進行測試，測試的傳感器為BE120-4CA型三向應變計，BE120-10AA型單向應變片[14，15]。試驗用的測試設備和傳感器均在標檢的有效期內。試驗結果如圖14所示，從各結構測點的應力曲線圖可看出，靜止工況懸架旋轉軸安裝測點最大應力為143MPa，加速工況懸架旋轉軸安裝測點最大應力290MPa，制動工況懸架旋轉軸安裝測點最大應力350MPa，轉向工況懸架旋轉軸安裝測點最大應力235MPa，通過將實驗數據與有限元分析得到的數據進行對比，試驗數據與計算數據對比見表3，由表3可看出，各實驗數據與有限元仿真之間的誤差在10%以內，充分說明有限元分析的正確性。

圖14 懸架旋轉軸安裝測點應力曲線

表3 試驗數據與計算數據對比表

4 結 語

通過對航天重工WC100Y支架搬運車的結構的分析，通過在Ansys Workbench軟件中建立懸架有限元模型，并采用有限元分析方法對懸架在6種運行工況下進行了靜強度分析，并通過與試驗數據對比，驗證了有限元分析的正確性，可作為進一步優化的基礎。