基于動(dòng)力學(xué)仿真的半掛車(chē)支承裝置設(shè)計(jì)

溫后珍,呂巖,孟碧霞,段旭東

(1.東北石油大學(xué) 環(huán)渤海能源研究院,河北 秦皇島 066004;2.中國(guó)石化儀征化纖有限責(zé)任公司,江蘇 揚(yáng)州 225000;3.東北石油大學(xué) 機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院,黑龍江 大慶 163000;4.凱山重工機(jī)械有限公司,黑龍江 大慶 163318)

隨著現(xiàn)代工業(yè)的快速發(fā)展,運(yùn)載貨車(chē)已成為各類大型建設(shè)項(xiàng)目的關(guān)鍵運(yùn)輸工具。半掛車(chē)作為重要的運(yùn)載車(chē)輛,主要運(yùn)用于運(yùn)輸體積大且不易拆分的大型貨物,如鏟車(chē)、挖掘機(jī)等。大件貨物質(zhì)量集中,在裝卸過(guò)程中掛車(chē)容易產(chǎn)生傾翻現(xiàn)象,損壞車(chē)體,造成安全事故。

自20世紀(jì)60年代起,Schmid[1]建立了五軸半掛汽車(chē)列車(chē)非線性動(dòng)力學(xué)模型,利用計(jì)算機(jī)仿真分析技術(shù)進(jìn)行了相應(yīng)的動(dòng)力學(xué)特性仿真分析。該模型的自由度為29,極大地豐富了汽車(chē)列車(chē)的模型。 Zanten等[2]提出了車(chē)輛動(dòng)力學(xué)控制系統(tǒng)(Vehicle Dynamics Control, VDC),通過(guò) VDC 調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩、車(chē)輪制動(dòng)壓力,進(jìn)行車(chē)輛的操縱穩(wěn)定性研究,使得輪胎保持線性側(cè)偏特性,減少車(chē)輛制動(dòng)距離。

與國(guó)外發(fā)達(dá)國(guó)家和地區(qū)相比,我國(guó)汽車(chē)工業(yè)起步較晚,但是改革開(kāi)放三十多年以來(lái)的不斷積累,國(guó)內(nèi)眾多學(xué)者已取得了良好的研究成果。張京明等[3]根據(jù)汽車(chē)動(dòng)力學(xué)理論,對(duì)中置軸掛車(chē)列車(chē)的操縱穩(wěn)定性展開(kāi)研究,分析了列車(chē)多個(gè)運(yùn)動(dòng)關(guān)系。分別運(yùn)用Matlab/Simulink、TruckSim建立了中置軸掛車(chē)列車(chē)的動(dòng)力學(xué)仿真模型,結(jié)合試驗(yàn)、多元線性回歸分析理論以及虛擬樣機(jī)技術(shù)等優(yōu)化了影響掛車(chē)列車(chē)穩(wěn)定性的相關(guān)參數(shù)。曲桂嫻等[4]利用TruckSim仿真軟件建立了半掛汽車(chē)列車(chē)動(dòng)力學(xué)仿真模型,基于蒙特卡羅可靠性分析法,建立了列車(chē)多個(gè)失效模型的功能函數(shù),對(duì)實(shí)際路段中的車(chē)輛進(jìn)行仿真試驗(yàn),對(duì)影響半掛汽車(chē)列車(chē)運(yùn)行安全的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行數(shù)值分析,最終對(duì)半掛汽車(chē)列車(chē)在特定路段的安全運(yùn)行提供了建議。周淑文等[5]以車(chē)輛動(dòng)力學(xué)為基礎(chǔ),對(duì)牽引車(chē)和半掛車(chē)動(dòng)態(tài)控制系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)緊急避障的控制過(guò)程進(jìn)行了研究,提出了提高半掛汽車(chē)列車(chē)高速緊急避障時(shí)的操縱穩(wěn)定性,保證車(chē)輛行駛安全的方法。常勝等[6]提出了一種新型的汽車(chē)列車(chē)操縱穩(wěn)定性仿真分析方法,建立了半掛汽車(chē)列車(chē)操縱穩(wěn)定性動(dòng)力學(xué)方程。鄒逸鵬等[7]通過(guò)建立高速磁浮列車(chē)的垂向動(dòng)力學(xué)模型,開(kāi)展行駛速度、軌道不平順波長(zhǎng)、車(chē)重、懸浮架重及一二系懸掛參數(shù)對(duì)平穩(wěn)性影響的研究。劉榮等[8]以有限元分析為基礎(chǔ),對(duì)半掛車(chē)支承裝置進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。肖飛等[9]利用仿真分析軟件進(jìn)行了商用載貨車(chē)的整車(chē)模型虛擬仿真,結(jié)合Matlab軟件擬合非線性模型,對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。

以上研究發(fā)現(xiàn),基于動(dòng)力學(xué)分析法對(duì)半掛車(chē)展開(kāi)研究是有效且有意義的。目前有關(guān)利用動(dòng)力學(xué)原理解決傾翻類問(wèn)題的文獻(xiàn)相對(duì)較少,為解決該問(wèn)題,本文從運(yùn)動(dòng)仿真分析的角度,探究半掛車(chē)運(yùn)輸和裝卸重型設(shè)備時(shí)產(chǎn)生沖擊引起掛車(chē)后仰傾翻的原因,并設(shè)計(jì)解決方案,以提高半掛車(chē)在運(yùn)輸裝卸時(shí)的穩(wěn)定性。以某公司生產(chǎn)的半掛車(chē)車(chē)型為研究對(duì)象,并以裝載鏟車(chē)為示例,通過(guò)CAD軟件進(jìn)行二維及三維建模,通過(guò)運(yùn)動(dòng)仿真軟件對(duì)半掛車(chē)及部件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真分析。

1 半掛車(chē)運(yùn)輸?shù)膭?dòng)力學(xué)仿真模型

1.1 六軸半掛車(chē)振動(dòng)力學(xué)模型

本文以鏟車(chē)的上下運(yùn)輸裝卸為例,模擬在半掛車(chē)靜止?fàn)顟B(tài)下,鏟車(chē)緩速登上半掛車(chē)車(chē)身的運(yùn)動(dòng)過(guò)程。建立運(yùn)輸車(chē)輛力學(xué)簡(jiǎn)化模型,包含駕駛室及牽引車(chē)車(chē)身等在內(nèi)的車(chē)輛模型,并在建模中做出以下假設(shè):

(1)汽車(chē)沿左右中心線中心對(duì)稱,不考慮左右車(chē)輪的相干性。

(2)除阻尼元件、彈性元件以外,駕駛室、車(chē)軸、車(chē)架、鏟車(chē)等均簡(jiǎn)化為剛體。

(3)鞍座、懸架等簡(jiǎn)化為無(wú)質(zhì)量或輕質(zhì)量彈簧和阻尼器,彈性力和阻尼力呈線性變化。

(4)忽略路面不平及其以外的其他激勵(lì)。

為分析半掛車(chē)的平順性,建立車(chē)輛的振動(dòng)力學(xué)模型。牽引車(chē)與半掛車(chē)之間由鞍座進(jìn)行約束和連接。半掛車(chē)的垂直運(yùn)動(dòng)和俯仰運(yùn)動(dòng)的有效自由度為1,半掛車(chē)的垂直運(yùn)動(dòng)位移Zt、動(dòng)角θt、 牽引車(chē)的垂直運(yùn)動(dòng)位移Zp及俯仰運(yùn)動(dòng)角θp的數(shù)學(xué)關(guān)系為[10]:

Zt-dθt=Zp+cθp

(1)

式中:c為牽引車(chē)質(zhì)心至鞍座的縱向距離;d為半掛車(chē)質(zhì)心至鞍座的縱向距離。

根據(jù)上述假設(shè),建立六軸半掛車(chē)振動(dòng)力學(xué)模型。參照車(chē)體結(jié)構(gòu),采用1/2車(chē)模型,相關(guān)車(chē)輛參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 六軸半掛車(chē)車(chē)輛參數(shù)

{G}={mq,0,mj,0,mq1,mt+mq2+mq3,

0,mb,0,mb1,mb2,mb3g}Tg

(2)

(3)

(4)

式中:[k]為剛度矩陣。

在鏟車(chē)登上半掛車(chē)的過(guò)程中,由車(chē)輛振動(dòng)引起的半掛車(chē)主要?jiǎng)虞d有:牽引車(chē)前、中、后輪動(dòng)載Fq1、Fq2、Fq3;半掛車(chē)的前、中、后輪動(dòng)載Fb1、Fb2、Fb3;鞍座處的動(dòng)載Fan;駕駛室前、后懸置處動(dòng)載Fj1、Fj2。動(dòng)載之間有以下關(guān)系:

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

動(dòng)撓度是一種相對(duì)變形,由汽車(chē)振動(dòng)時(shí)彈性元件產(chǎn)生。為探究半掛車(chē)在理想條件下,從靜平衡位置至受載之后發(fā)生變形的過(guò)程,現(xiàn)假設(shè)牽引車(chē)的平衡懸架、前懸架的動(dòng)撓度為fpd、fqd,半掛車(chē)的前懸架、中懸架、后懸架動(dòng)撓度為fb1、fb2、fb3,駕駛室前、后懸置處動(dòng)撓度為fj1、fj2, 鞍座處動(dòng)撓度為fan,動(dòng)撓度關(guān)系為:

(10)

(11)

(12)

fan=zb-l2θb-zp-l1θp

(13)

1.2 鏟車(chē)多體動(dòng)力學(xué)理論

位置約束方程、加速度約束方程及鏟車(chē)的剛體動(dòng)力學(xué)方程分別為:

Φ(q,t)=0

(14)

(15)

(16)

得到動(dòng)力學(xué)模型的Lagrange方程組為:

(17)

運(yùn)動(dòng)學(xué)分析研究?jī)?nèi)容包括系統(tǒng)位置、速度、加速度以及約束反力,因此只需求解系統(tǒng)的約束方程:

Φ(q,tn)=0

(18)

利用吉爾(Gear)預(yù)估-校正法計(jì)算上述方程,根據(jù)Taylor級(jí)數(shù)以實(shí)時(shí)系統(tǒng)的狀態(tài)矢量值預(yù)估下一時(shí)刻系統(tǒng)的值。通過(guò)約束方程N(yùn)ewton-Raphson迭代可以求得任一時(shí)刻tn的位置[11];由約束方程求一階、二階時(shí)間導(dǎo)數(shù)可以得到tn時(shí)刻的速度和加速度。

(19)

ΦqjΔqj+Φ(qj,tn)=0

(20)

(21)

(22)

式中:時(shí)間步長(zhǎng)h=tn+1-tn;Δqj=qj+1-qj代表第j次的迭代結(jié)果。

將鏟車(chē)登上半掛車(chē)車(chē)身的運(yùn)動(dòng)過(guò)程看作爬坡過(guò)程,其在加速和上坡條件下,所受阻力為(忽略空氣阻力):

(1)車(chē)輛在行駛過(guò)程中,通過(guò)摩擦產(chǎn)生滾動(dòng)阻力F1。

(2)車(chē)輛重力在平行于坡道平面上的分力即上坡阻力F2。

(3)鏟車(chē)在加速行駛時(shí)產(chǎn)生的慣性力F3。

F1=fGf

(23)

F2=Gsinα

(24)

(25)

根據(jù)受力平衡原理,鏟車(chē)在勻速直線行駛過(guò)程中產(chǎn)生的縱向力的平衡方程為:

F3=Fj-(F1+F2)

(26)

式中:Fj為車(chē)輛的計(jì)算牽引力。

由式(26)可知,當(dāng)Fj>F1+F2時(shí),車(chē)輛開(kāi)始起步和加速;當(dāng)Fj=F1+F2時(shí),鏟車(chē)勻速行駛;當(dāng)Fj

2 運(yùn)動(dòng)仿真分析

2.1 模型導(dǎo)入及參數(shù)設(shè)置

通過(guò)三維建模軟件建立半掛車(chē)與鏟車(chē)的簡(jiǎn)化模型,將模型導(dǎo)入仿真軟件后,定義材料屬性(泊松比、彈性模量、密度等)并添加相應(yīng)約束、接觸和運(yùn)動(dòng)副。設(shè)置初始狀態(tài)為靜止?fàn)顟B(tài),鏟車(chē)啟動(dòng)后做勻速直線運(yùn)動(dòng),在緩速登上半掛車(chē)后減速,最終停在半掛車(chē)上。

本文設(shè)計(jì)所采用的試驗(yàn)參數(shù):半掛車(chē)估計(jì)沖擊力為60 t;駐車(chē)制動(dòng)剎車(chē),牽引車(chē)及掛車(chē)輪胎與地面摩擦系數(shù)中靜摩擦為0.3,動(dòng)摩擦為0.2;鏟車(chē)與地面及掛車(chē)面板的摩擦系數(shù)中,靜摩擦為0.7,動(dòng)摩擦為0.6。

2.2 傾翻原因分析

在運(yùn)動(dòng)仿真界面,分析半掛車(chē)在牽引車(chē)牽引和保持靜止的狀態(tài)下,重型爬行設(shè)備運(yùn)輸?shù)脑记闆r。從牽引車(chē)往半掛車(chē)方向,將車(chē)輪分別命名為第一至第六排輪。通過(guò)觀察運(yùn)動(dòng)仿真動(dòng)畫(huà)可以發(fā)現(xiàn),鏟車(chē)在登上掛車(chē)時(shí),掛車(chē)車(chē)體產(chǎn)生明顯傾翻(圖1),在分析第六排輪受軸向力的情況(圖2)時(shí)發(fā)現(xiàn),由于車(chē)輛顛簸導(dǎo)致受力波動(dòng)頻繁,且在掛車(chē)傾斜的瞬間,受力幅值出現(xiàn)較大波動(dòng),第三排輪處出現(xiàn)明顯位移(圖3),這顯然會(huì)損傷車(chē)體和鏟車(chē)設(shè)備,故無(wú)法投入使用。

圖2 第六排輪受力變化

圖3 第三排輪豎直方向位移變化

2.3 支承設(shè)計(jì)及其動(dòng)力學(xué)仿真

為解決重型裝備運(yùn)輸過(guò)程中,沖擊力過(guò)大導(dǎo)致半掛車(chē)傾翻,進(jìn)而損壞車(chē)體的問(wèn)題,本文設(shè)計(jì)斜板支撐裝置,將其安裝在半掛車(chē)尾部,以保持車(chē)輛運(yùn)輸?shù)姆€(wěn)定性與平順性。同時(shí),為滿足負(fù)載在6～60 t內(nèi)掛車(chē)貨物運(yùn)輸,設(shè)置裝置承受極限載荷為60 t。

設(shè)計(jì)支腿輔助支撐的方式,將其安裝在掛車(chē)尾部,以平衡鏟車(chē)登上半掛車(chē)時(shí)的沖擊力。依據(jù)支承裝置設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn),設(shè)計(jì)單動(dòng)型支腿,輔助支腿三維模型見(jiàn)圖4。在支撐外殼體處設(shè)置齒輪箱, 通過(guò)曲柄搖桿控制支腿升降。左支腿結(jié)構(gòu)與右支腿相同,兩支腿可實(shí)現(xiàn)獨(dú)立升降。

圖4 輔助支腿三維模型

2.3.1 支承裝置主要零部件分析

(1)支承管

支承殼體形狀包括使用較多的圓管和方管,還有八角管等,此次選擇方形支管支承殼體。管體材料為Q235鋼。

(2)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)

支承裝置的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)采用齒輪傳動(dòng),根據(jù)文中半掛車(chē)需滿足6～60 t貨物的承載需求,單個(gè)支腿的最大負(fù)載為30 t,采用二級(jí)齒輪傳動(dòng)方式,升降速度較單級(jí)齒輪傳動(dòng)慢,但傳動(dòng)比大,可以減小手部操縱力。

(3)升降機(jī)構(gòu)

升降機(jī)構(gòu)主要有螺母與螺桿組成,由于重型半掛車(chē)操縱力大,故半掛車(chē)左右兩邊各設(shè)置升降機(jī)構(gòu)獨(dú)立操作。

(4)接地裝置

支承裝置底座分為A、G、R、S、T 這5種類型,其中,A、G、R結(jié)構(gòu)接地面積大,更適用于承載壓力大的半掛車(chē)。本文選擇A型底座。

輔助支腿的結(jié)構(gòu)組成和裝配方式見(jiàn)圖5。

圖5 輔助支腿三維模型

由于支承裝置承受較大載荷,現(xiàn)對(duì)螺桿-螺母進(jìn)行計(jì)算校核。單個(gè)支承裝置取軸向載荷F=300 kN,相關(guān)參數(shù)選取根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[12]。螺桿材料選擇45鋼(調(diào)質(zhì)),許用應(yīng)力σs=360 MPa,螺母材料選擇ZCuAl10Fe3。查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表12-1-10得許用彎曲應(yīng)力σbp=40～60 MPa,取值為50 MPa;許用切應(yīng)力τp=30～40 MPa,取值為35 MPa。支承裝置升降為低速,由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表12-1-9得許用壓強(qiáng)Pp=18～25 MPa,取值為21 MPa。

根據(jù)耐磨性公式計(jì)算螺桿螺紋中徑為:

(27)

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表12-1-4,取Ψ=2.0,求得d2=67.6 mm。由GB/T 5796.3—2022選擇T型螺紋,中等精度,螺旋副標(biāo)記為T(mén)r70×4-7H/7e。螺母高度H=Ψd2=136 mm,則螺紋圈數(shù)n=H/P=34。

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》進(jìn)行自鎖性校核。單頭螺紋導(dǎo)程S=P=4 mm,螺紋升角由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第三卷表12-1-7得到,螺母材料的摩擦因數(shù)f取值范圍為0.08～0.10,本文取f=0.09,則:

(28)

(29)

由式(28)、式(29)可得λ=1°4′22″,ρ′=5°19′23″,λ<ρ′,故自鎖可行。

螺桿強(qiáng)度校核:螺桿材料對(duì)應(yīng)的許用應(yīng)力σs=360 MPa,由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第三卷表12-1-10可得許用拉應(yīng)力σp的取值范圍為72～120 MPa,本文取σp=100 MPa。由表12-1-3知螺紋摩擦力矩為:

(30)

解得Mt1=554 866.96 N·mm,代入《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》12-1-4中式(4)可知:

(31)

式中:σce為當(dāng)量應(yīng)力。由式(31)可求得σce=90.66 MPa,σce<σp滿足要求。

螺母螺紋強(qiáng)度校核:由于螺母材料強(qiáng)度較螺桿低,故只對(duì)螺母螺紋強(qiáng)度進(jìn)行校核,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表12-1-4,牙根寬度b=0.65,P=0.65×4=2.6 mm,基本牙型高H1=0.5P=2 mm,代入機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表12-1-4中的式(7)和式(8),可得:

(32)

(33)

式中:τ為剪切強(qiáng)度;σb為彎曲強(qiáng)度。由式(32)、式(33)求得τ=15.32 MPa<τp,σb=35.36 MPa<σbp,滿足要求。

(34)

式中:a、b為材料直線公式系數(shù)。求得Fe=1 056 681.50 N,Fe/F=3.52,滿足穩(wěn)定條件。

2.3.2 模型導(dǎo)入及參數(shù)設(shè)置

將支腿裝配體文件導(dǎo)入運(yùn)動(dòng)仿真軟件,分別定義零件材料并添加接觸副、力副、旋轉(zhuǎn)副和移動(dòng)副。支腿底座與地面接觸,考慮重力影響,設(shè)置系統(tǒng)初始狀態(tài)為靜止?fàn)顟B(tài),半掛車(chē)與鏟車(chē)仿真模型與之前設(shè)置相同。

在安裝支腿裝置后,設(shè)置運(yùn)輸極限載荷,再次進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真,裝備輔助支腿裝置運(yùn)動(dòng)仿真示意圖見(jiàn)圖6。由圖6可知,在鏟車(chē)登上半掛車(chē)時(shí),半掛車(chē)及輔助支腿裝置并無(wú)明顯變形與位移,輸出掛車(chē)第六排輪受力情況,受力變化平穩(wěn),未出現(xiàn)較大波動(dòng)(圖7)。輸出第三排輪豎直方向位移變化幅值為10 mm左右(圖8),可忽略不計(jì)。由此可知,安裝支腿支承裝置后,在施加極限載荷的條件下都可滿足使用要求,因此在一般條件下使用也能滿足使用要求。

(a) 實(shí)體模型

(b) 運(yùn)動(dòng)仿真模型圖6 裝備輔助支腿裝置運(yùn)動(dòng)仿真示意圖

圖7 第六排輪軸向力變化

圖8 第三排輪豎直位移變化

2.3.3 支承裝置試驗(yàn)驗(yàn)證

本文采用設(shè)計(jì)的輔助支承裝置,通過(guò)理論設(shè)計(jì)模型進(jìn)行各零件的加工組裝,并依據(jù)《掛車(chē)支承裝置》標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn),以測(cè)試其性能?，F(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)以某類型鏟車(chē)的運(yùn)輸測(cè)試為主(包括極限載荷測(cè)試),分析各類貨物在上下運(yùn)輸過(guò)程中輔助支承裝置運(yùn)行情況,并在運(yùn)輸完成后對(duì)輔助支承裝置以及掛車(chē)進(jìn)行安全檢查,以檢測(cè)其受損情況。通過(guò)大量、反復(fù)測(cè)試發(fā)現(xiàn)輔助支承裝置阻尼減振功能良好,驗(yàn)證了該裝置的合理性,達(dá)到了研究目標(biāo)。

3 結(jié)論

(1)本文通過(guò)車(chē)輛簡(jiǎn)化分析,建立了車(chē)輛運(yùn)動(dòng)方程,對(duì)半掛車(chē)運(yùn)輸大型貨物產(chǎn)生傾翻的原因進(jìn)行了分析。

(2)通過(guò)增加輔助支承裝置,解決了半掛車(chē)在運(yùn)輸重型設(shè)備時(shí)的傾翻問(wèn)題。同時(shí),增加了其在裝載過(guò)程中的平順性和穩(wěn)定性。

(3)通過(guò)樣車(chē)運(yùn)輸裝載的運(yùn)動(dòng)仿真分析,驗(yàn)證了所設(shè)計(jì)的輔助支腿裝置的可靠性。