某矿用自卸车后悬架设计分析

顿福军

（徐州徐工矿山机械有限公司，江苏 徐州 221000）

某矿用自卸车后悬架设计分析

顿福军

（徐州徐工矿山机械有限公司，江苏 徐州 221000）

悬架系统是车辆重要的承载部分，尤其对于矿用自卸车。文章通过分析几种矿用自卸车的后悬架系统，在此基础上提出了一种新型矿用自卸车后悬架结构，并对关键部件进行了CAE分析。

矿用自卸车；悬架系统；CAE

CLC NO.:U469.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)15-75-03

前言

矿用自卸车根据传动方式可分为电传动和机械传动两大类，目前电传动矿用车国外品牌主要有卡特、小松、日立、特雷克斯、别拉兹；国内品牌有北方股份、徐工、湘电等。该类车一般为4×2驱动，后悬架基本都是A型架、油气弹簧和横拉杆的组合。机械传动又可分为机械传动矿用自卸车和非公路机械传动宽体自卸车，前者的后悬架结构和电传动相似，国内主要有TR100、三一SRT95、徐工XDM91等。非公路机械传动宽体自卸车是具有中国特色的矿用车，其各部分结构借鉴了公路重卡，后悬架依然是钢板弹簧和推力杆等零部件。

1 矿用车各种后悬架结构分析

矿用自卸车具有承载力大、运距短、运输效率高的特点。由于其经常运行在矿区或者工程建设的工地，路况较差，超载严重。悬架系统作为车架和车桥之间承载的重要部件，其工作的可靠性至关重要。

电传动和4×2机械传动矿用自卸车的油气悬架形式比较适合车辆的运行，既能保证悬架的可靠性，又能保证舒适性。

图1 4×2油气后悬架

非公路机械传动宽体自卸车的后悬架采用钢板弹簧和推力杆的结构，由于矿区的路况差，钢板板簧经常由于瞬间冲击和疲劳寿命发生断裂，更换时间较长。而且随着宽体车向大吨位发展，为了满足满载时的承载能力，板簧刚度较大，车辆空满载的质量变化大，舒适性较差。在后悬架的其他零部件中，推力杆球头为橡胶或者聚氨酯，短期内容易磨损松旷；推力杆螺栓发生断裂导致翻桥事故，造成传动系统的损坏；上推力杆断裂或失稳造成车辆不能运行。虽然部分厂家改为V字形或者上双推力杆解决该问题，但由于钢板板簧和滑板座及车架耐磨板之间为刚性接触，车辆运行过程中既会产生噪音，又不可避免的发生摩擦，造成相关零部件早期磨损，更换滑板座和耐磨板消耗了大量的时间，严重影响车辆的出勤率。

图2 宽体车板簧后悬架

在充分分析了上述两种悬架的结构后，下面提供一种6×4矿用车新型后悬架总成，如图3。

图3 新型后悬架总成

其结构是：在中后桥上分别安装了液压油缸，并与安装在中后桥之间的储能器通过油管接，使之成为一个等臂平衡结构，承受车辆的垂直载荷。当中桥车轮越过凸起路面时，中桥油缸的液压油通过油管和储能器进入后桥油缸，后桥油缸压力升高，承担一部分的载荷，直至中后桥载荷相等，反之亦然。这样可有效减少单个桥承受较大的载荷，对车桥起到保护作用。而且，储能器有高低压腔，空载时低压腔作用，满载时高压腔才起作用，这样可以保证车辆空满载时的舒适性；中后桥各通过四根纵拉杆连接在车架上，对车桥进行定位，并传递车辆的制动力和驱动力；在中后桥上有限制车桥左右移动的横拉杆，传递车辆转向行驶时的侧向力；在纵横拉杆各连接部位采用关节轴承，既保证各部件的运动不出现干涉问题，又可使使用寿命延长。该新型后悬架比部分车辆采用的双A型架结构重量轻，并减少了零部件数量，结构简单，可使车辆后悬架系统的故障率大大降低，提高了车辆的可靠性，改善了乘坐舒适性。

2 后悬架计算

该悬架的主要受力件为悬架缸、纵拉杆、关节轴承和拉杆销轴等，下面对悬缸、纵拉杆和销轴进行计算，以确保悬架设计的可靠性。计算简图见图4，悬架参数见表1。

图4 后悬架计算简图

表1 后悬架相关参数

2.1 弹性元件

该悬架中的弹性元件为液压油缸，考虑油缸的布置空间和空满载时整车的偏频要求，根据表1中的数据，可计算出油缸的性能参数，如下图。

图5 后悬架油缸弹性力特性

图6 后悬架油缸压力特性

2.2 纵拉杆受力分析

对纵拉杆进行有限元分析，必须要先知道作用在上面力的大小。由图4可知，纵拉杆分别通过关节轴承连接在车桥上，所以首先要计算作用在驱动桥壳上的力，然后把驱动桥壳和与之连接的上下拉杆组成系统分析，进而得到纵拉杆的受力情况。因为中后桥为等臂平衡悬架，可认为中后桥上纵拉杆的受力相等，本文选择后桥的纵拉杆作为研究对象。因纵拉杆主要传递的是驱动力和制动力，所以选择这两种工况进行计算。

2.2.1 驱动工况

车辆在驱动工况时，在最大驱动力的情况下导致车桥承受最大的纵向力，此时，驱动力为：

式中：Tta—发动机最大扭矩，ig—变速箱一档速比，i0—驱动桥速比，η—机械传动效率，r—轮胎滚动半径，带入相关数据可得Ft。

计算出Ft之后，应与地面附着力进行比较取较小者进行纵拉杆受力分析。假设地面附着力Fφ= Fz2φ，Fz2为中后桥地面法向反力，φ为地面附着系数，取0.7。Fz2可通过车辆实际的运动状态列力矩平衡方程，运用表1的相关数据进行计算。

本文中通过轴荷转移对Fz2进行估算，取驱动时质量转移系数m2=1.2，在图4中取后桥为研究对象，根据力矩平衡原理，可得：

其中：Fmin为驱动力和地面附着力的较小值，Fa、Fb分别为上下纵拉杆受力，α、β为上下纵拉杆的安装角度。带入相关设计值，可得下纵拉杆的力最大，Fb=388000N，则单个杆的力为194000N，方向为杆件受拉。

2.2.2 制动工况

在制动工况时，根据制动器制动力、地面制动力和附着力的关系，可计算出受力下纵拉杆受力最大，单个杆为257400N，方向为杆件受拉。

2.2.3 纵拉杆有限元分析

通过PROE软件建立了纵拉杆的三维模型，导入到CAE软件中，建立约束条件，在拉杆一端加载驱动和制动工况中计算的最大压力257400N，可得如下应力图：

图7 纵拉杆应力图

由图7可得，应力σ=286.07Mpa＜[σ]，安全系数n=2.5。

因驱动和制动时上拉杆有受压状况，需要校核压杆的稳定性，本文不再计算。

2.3 销轴计算

与纵拉杆连接的销轴受力较大，而且一旦断裂，势必造成翻桥事故，会给整个传动系带来损害，下面对销轴的剪切力进行计算。

图8 销轴计算简图

假设在销轴剪切面上的应力分布是均匀的，则在A-A截面上：

式中：F为作用在截面上的力，A为截面面积，[τ]销轴许用应力。带入拉杆力F=128700N，销轴直径D数值，可得τ=65.6Mpa＜[τ]，安全系数n=6。

3 结论

1）通过各种悬架性能分析对比，该新型悬架可以满足矿用车辆的使用要求，并具有结构简单，零部件少，维修方便的特点；

2）对后悬架受力进行了分析计算，纵拉杆和销轴的设计合理，并有足够的安全系数。

3）由于纵拉杆和横拉杆的共同作用，轮胎在车桥跳动中会发生一定的滑动磨损，磨损量的影响有待于进一步研究。

[1] 王望予.汽车设计第四版[M].机械工业出版社.2004.8.

[2] 刘鸿文.材料力学第四版[M].高等教育出版社.2004.1.

[3] 范腾飞,顿福军. 矿用自卸车推力杆的分析选用.汽车实用技术[J], 2016.07.

Design and analysis of rear suspension of a mine dump truck

Dun Fujun
（Xuzhou Xugong Mining Machinery Co., Ltd. Jiangsu Xuzhou 221000）

The suspension system is an important part of the vehicle, especially for the dump truck. Based on the analysis of the rear suspension system of several kinds of dump trucks, a new type of rear suspension structure of mine dump truck is put forward, and the key components are analyzed by CAE.

Mining dump truck; Suspension system; CAE

U469.4

A

1671-7988 (2017)15-75-03

顿福军，就职于徐州徐工矿山机械有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.15.027