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doi 10. 11799/ ce202006006 收稿日期 2020-02-15 作者简介 黄 飞1981, 男, 四川广元人, 工程师, 现任国家能源集团神东煤炭集团公司生产服务中心生产技术协 调部主任, 从事煤矿机电生产管理工作, E-mail 46650990 qq. com。 引用格式 黄 飞. WC100Y 支架搬运车液压独立悬架静动态特性分析 [J]. 煤炭工程, 2020, 526 26-32. WC100Y 支架搬运车液压独立悬架静动态 特性分析 黄 飞 国家能源集团神东煤炭集团有限责任公司 生产服务中心, 内蒙古 鄂尔多斯 017200 摘 要 针对井下煤矿开采过程中用于搬家倒面的 100t 液压支架搬运车, 由于其载重量以及车 辆本身的重量非常大, 所以要求其悬架必须有足够的强度与刚度, 来保证车辆在正常行驶过程中不 会由于承载过大而发生破坏, 同时也要保证悬架在一些危险工况下, 如扭转、 冲击载荷下不会发生 破坏, 保证车辆的行车安全性。 本文通过有限元分析计算, 详细分析研究了液压独立悬架在满载静 止、 加速、 制动、 转向、 转向制动和扭转等工况下的应力水平, 并通过与试验数据对比, 验证了有 限元分析的正确性, 可作为进一步的优化基础。 关键词 支架搬运车; 独立悬架; 静动态特性 中图分类号 TD421. 7 文献标识码 A 文章编号 1671-0959202006-0026-07 Static and dynamic characteristics of hydraulic independent suspension of WC100Y support carrier HUANG Fei Production Service Center of National Energy Group Shendong Coal Group Corporation, Ordos 017200, China Abstract As the 100t hydraulic support carrier for working face relocation in underground coal mine requires for suspension with sufficient strength and stiffness, to ensure that the vehicle will not be damaged, due to the heavy load, in the normal driving and some dangerous conditions, such as torsion and rush.The strength and reliability of the hydraulic independent suspension are very important for the vehicle’s stable operation. Through finite element analysis and calculation, stress on the hydraulic independent suspension under full load static, acceleration, braking, steering, braking and torsion conditions is analyzed and studied. Compared with the data from experiment, finite element is verified to be validate, and can be the basis for optimization. Keywords hydraulic support carrier; independent suspension; finite element analysis 液压支架搬运车是专门针对井下煤矿综采工作 面搬家倒面过程中液压支架的倒运或长距离运输而 研制开发的一种新型特种工具, 是现代化采煤工艺 必不可少的辅助运输设备[1]。 神东 8. 8m 智能超大 采高综采成套装备研发与示范工程使用的液压支架 总重量达到 100t, 航天重工研制的 WC100Y 支架搬 运车解决大采高、 重量达 100t 的超大液压支架的搬 运和倒运工作, WC100Y 支架搬运车包括车架、 悬 架、 提升机构、 动力总成等部分, 整车采用全轮驱 动, 车架为 U 型车架, 悬架为液压独立悬架。 液压独立悬架作为驱动和减震部件, 其强度和 可靠性对整车的稳定运行至关重要[2], 通过有限元 分析计算, 详细分析研究了液压独立悬架在满载静 止、 加速、 制动、 转向、 转向制动和扭转等工况下 的应力水平, 论证了液压独立悬架强度满足整车运 行要求。 1 悬架结构介绍 悬架通过悬挂油缸的伸缩可使装配在桥壳上的车 轮上下摆动, 实现当车辆通过起伏路面时, 成组的悬 62 第52卷第6期 煤 炭 工 程 COAL ENGINEERING Vol. 52, No. 6 架油缸可提供纵向补偿, 使位于起伏路面的各个悬架 受力均衡, 同时满载液压支架通过巷道时有效避免刮 顶, 悬架的上下摆动量达到-125/ 125mm, 悬架主要 组成部分为旋转架、 油缸和桥壳。 1 旋转架。 旋转架是悬架的主要承载元件, 采 用箱型结构, 由高强度钢板焊接而成, 顶部设计有 支撑轴安装端面, 与支撑轴法兰采用螺接型式; 底 部和后部采用销轴型式分别与行走机构和悬挂油缸 连接。 旋转架下部采用铸造结构, 设计有防油缸拉 脱限位结构。 旋转架上设计有吊环孔用于悬架故障 和更换轮胎时悬空起吊桥壳用。 旋转架由 W610L 高 强钢板焊接而成, 主要钢板厚度为 20mm。 2 悬挂油缸。 悬挂油缸选用无锡恒立 HXY 型悬挂装置油缸, 单作用柱塞缸, 主要针对大型运 输平板车、 重型矿车、 港口特殊车辆的轮胎悬挂装 置配备的油缸[3]。 具有结构简单、 小型紧凑和输出 力大的优点。 型号为 HXY110/100 420B, 油缸缸 径 110mm, 杆径 100mm, 油缸行程 420mm。 3 桥壳。 行走机构包含桥壳、 行走马达减速 机、 车轮等。 桥壳是用来安装行走马达减速机的部 件, 采用高强度钢板焊接而成, 传递车轮与悬架间 各种负荷[4,5]。 桥壳上设计有行走马达减速机、 旋转 架、 悬挂油缸安装接口, 旋转架接口下方设计有悬 挂高度限位块。 桥壳上设计有吊环孔用于悬架故障 和更换轮胎时悬空起吊桥壳用。 行走马达减速机采 用力士乐行驻一体液压马达减速机。 2 有限元分析 2. 1 计算工况 对悬架进行 6 种工况计算 满载静止、 满载加 速、 满载制动、 满载转向、 满载转向制动、 扭转工 况[6], 其中扭转工况又分为 1 轴左右两轮悬空, 4 轴左右两轮悬空, 1、 2 轴左侧两轮悬空, 1、 2 轴左 侧两轮悬空同时 3、 4 轴右侧两轮悬空这四种工况, 以下分别简称为扭转工况 14。 通过理论公式计算 得到各工况下车架上整体的轮载, 静止和启动两种 典型工况下的平衡公式列举出来, 其他工况下的载 荷都可通过这两种公式衍生出来进行求解。 静止工 况各桥受力如图 1 所示。 由力及力矩平衡公式[7] F1 F 2 G 1 F1 L 1 F2 L 2 2 式中, F1、 F2分别为前、 后轮载, kN; G 为簧 图 1 静止工况各桥受力示意图 上整车重量, kN; L1为前轮距质心点的距离, m; L2为后轮距质心点的距离, m。 0. 2g 启动工况各桥受力如图 2 所示。 图 2 平地启动各桥受力示意图 由力及力矩平衡公式[7]得 F1 F 2 G Fa 0. 2G4 Fa1 0. 2 F15 Fa2 0. 2 F26 F1 L 1 - G L2 Fa H 0 7 式中, Fa为 0. 2g 启动惯性载荷, kN; Fa1为前 桥启动时地面摩擦力, kN; Fa2为后桥启动时地面 摩擦力, kN; L 为整车轴距, m; H 为轮心距质心点 的高度, m。 将各工况下的数据代入公式, 得到各工况下各 悬架较大受力见表 1、 表 2。 2. 2 悬架有限元建模 WC100Y 支架搬运车设计有 8 组驱动桥, 由于 采用全轮转向模式, 驱动桥同时也为转向桥。 驱动 桥由旋转支撑机构、 旋转架、 悬挂油缸、 桥壳、 行 走马达减速机、 车轮等组成, 为了方便后面的分析, 现把 8 组悬架进行编号, 带有编号的悬架总布置如 图 3 所示。 在进行悬架的有限元模型建立之前, 需要对悬 架结构进行一定的简化, 减少分析过程中的计算量, 提高 计 算 效 率, 使 用 Hypermesh - 2D 面 板 中 的 automesh 功能对悬架前处理模型中的板壳结构进行 2D 网格划分[8], 车架整体网格数量为 25 万左右。 72 2020 年第 6 期 煤 炭 工 程 专题论坛 表 1 各悬架在各工况下的受力情况 10 5N 悬架 编号 满载静止 xyz 加速 xyz 制动 xyz 转向 xyz 转向制动 xyz 1001. 540. 600. 84-0. 7602. 520-0. 171. 8-0. 88-0. 052. 75 2 30. 602. 21-0. 7600. 68-0. 88-0. 120. 77 50-0. 171. 28-0. 8-0. 052. 26 7-0. 8-0. 140. 28 表 2 各悬架在各扭转工况下的受力情况 10 5N 悬架 编号 扭转工况 1 xyz 扭转工况 2 xyz 扭转工况 3 xyz 扭转工况 4 xyz 2-0. 0403. 49 30. 0303. 34-0. 03-0. 022. 79 5-0. 02-0. 022. 74003. 06 图 3 液压独立悬架总成布置 所有部件连接完成后, 为所有单元网格赋予属 性[9,10] 杨氏模量 2. 11011Pa; 单元类型为 PSHELL; 泊松比为 0. 3; 钢板厚度为各部件厚度; 密度为 7. 9 g/ cm3。 2. 3 悬架强度分析 重型载重车由于载重量以及车辆本身的重量非 常大, 所以要求其悬架必须有足够的强度与刚度, 来保证车辆在正常行驶过程中不会由于承载过大而 发生破坏, 同时也要保证车架在一些危险工况下, 如扭转、 冲击载荷下不会发生破坏, 保证车辆的行 车安全性[11,12]。 WC100Y 支架搬运车的 8 组悬架成左右对称与 前后对称分布, 且 1、 2 轴同侧悬架相互联通, 3、 4 轴同侧悬架相互联通, 所以校核悬架强度时, 同一 工况下, 在承载方式受力方向相同时, 只校核受 力更大的一组或几组悬架。 2. 3. 1 满载静止工况 按力及力矩平衡公式得到的满载静止时悬架轮 心的受力情况可知, 满载静止时, 各组悬架轮心的 受力方向相同, 1、 2 轴受力最大且相等, 所以取 1 号悬架有限元模型进行加载, 将动力学仿真得到的 悬架轮心处的受力通过 force 命令加载在虚拟轮心 上, 同时约束旋转架上表面与车架套筒内轴承接触 部分的 Z 方向的平动自由度, 转向柱与车架套筒接 触部分的 X、 Y 方向的平动自由度和转动自由度, 转向柱与转向节臂接触部分的 Z 方向的旋转自由度, 释放其他自由度。 在有限元分析软件 Ansys 中提交 计算[13], 计算结果如图 4 所示。 图 4 满载静止工况计算结果 计算结果表明, 满载静止工况下, 悬架所受第 一主应力的最大值为 152. 0MPa, 低于悬架材料 Q690 的抗拉强度 730900MPa; 所受 vonMises 应力 的最大值为 159. 1MPa, 低于悬架材料 Q690 的屈服 强度 640MPa。 悬架整体来说各部分均有一定的应力分布, 主 要的应力集中发生在旋转支架上下两横板的承力与 焊接部位、 悬架油缸的支撑部位以及悬架摆动臂与 旋转架连接处和轮胎的安装螺孔处。 应力最大处发 生在旋转支架上、 下横板处, 但仍在安全范围内。 2. 3. 2 加速工况 按力及力矩平衡公式得到的加速时悬架轮心的 受力情况可知, 加速时, 左右对称的悬架轮心的受 力方向相同, 所以取 1 号悬架和 3 号悬架的有限元 模型进行加载, 悬架的约束条件与满载静止工况相 82 专题论坛 煤 炭 工 程 2020 年第 6 期 同。 计算结果表明, 加速工况下, 悬架所受第一主 应力的最大值为 293. 5MPa, 所受 vonMises 应力的最 大值为 333. 4MPa。 应力的分布情况与满载静止工况 基本相同, 悬架油缸支撑处的应力有所减小, 应力 最大处仍发生在旋转支架上、 下横板处, 悬架满足 强度要求。 计算结果如图 5 所示。 图 5 加速工况计算结果 2. 3. 3 制动工况 按力及力矩平衡公式得到的制动时悬架轮心的 受力情况可知, 制动时, 左右对称的悬架轮心的受 力方向相同, 所以取 1 号悬架和 3 号悬架的有限元 模型进行加载, 悬架的约束条件与满载静止时相同。 计算结果表明, 制动工况下, 悬架所受第一主 应力的最大值为 347. 8MPa, 所受 vonMises 应力的最 大值为 395. 9MPa。 应力的分布情况与满载静止工况 基本相同, 应力最大处仍发生在旋转支架上、 下横 板处, 悬架满足强度要求。 计算结果如图 6 所示。 2. 3. 4 转向工况 按力及力矩平衡公式得到的转向时悬架轮心的 受力情况可知, 转向时, 左右非联通的悬架轮心受 力方向各不相同, 但前后非联通悬架受力对称, 所 以分别取 1、 5 号悬架的有限元模型进行加载, 悬架 的约束条件与满载静止时相同。 计算结果如图 7 所示。 计算结果表明, 转向工况下, 悬架所受第一主 应力的最大值为 236. 0MPa, 所受 vonMises 应力的最 大值为 250. 7MPa。 应力的分布情况与满载静止工况 基本相同, 应力最大处仍发生在旋转支架上、 下横 板处, 悬架同样满足强度要求。 图 6 制动工况计算结果 图 7 转向工况计算结果 2. 3. 5 转向制动工况 按力及力矩平衡公式得到的转向制动时悬架轮 心的受力情况可知, 转向制动时, 非联通的悬架轮 心受力方向各不相同, 所以分别取 1、 3、 5、 7 号悬 架的有限元模型进行加载, 悬架的约束条件与满载 静止时相同。 计算结果如图 8 所示。 计算结果表明, 转向制动工况下, 悬架所受第 一主应力的最大值为 399. 7MPa, 所受 vonMises 应力 的最大值为 450. 7MPa。 应力的分布情况与满载静止 工况基本相同, 应力最大处仍发生在旋转支架上、 下横板处, 悬架同样满足强度要求。 2. 3. 6 扭转工况 2. 3. 6. 1 扭转工况 1 按力及力矩平衡公式得到的扭转工况 1 下悬 92 2020 年第 6 期 煤 炭 工 程 专题论坛 架的受力情况可知, 扭转工况 1 下, 相同受力方 向的几组悬架中, 受力最大的为 2 号悬架, 所以 取 2 号悬架有限元模型进行加载, 同时约束所有 简化后的轮心的 X、 Y、 Z 方向的平动自由度以及 X、 Y、 Z 三个方向的转动自由度。 计算结果如图 9 所示。 图 8 转向制动工况计算结果 图 9 扭转工况 1 计算结果 计算结果表明, 扭转工况 1 下, 悬架所受第一 主应力的最大值为 358. 1MPa, 所受 vonMises 应力的 最大值为 373. 2MPa。 应力的分布情况与满载静止工 况仍基本相同, 但应力值较大。 由于 1 轴左右两轮悬空, 导致 2 轴左右两轮的 载荷明显增大, 且增幅与悬架刚度有一定关系。 当 悬架刚度较大时, 2 轴左右车轮的承载较大, 3、 4 轴左右轮承载相等且较小; 当悬架刚度较小时, 2 轴左右车轮的承载会相对减小, 3、 4 轴左右轮承载 相等且相对增大。 分析为了判断悬架是否会发成破 坏, 所以取较大的悬架刚度, 且在次情况下, 悬架 所受的 vonMises 应力增大明显, 应力最大处发生在 旋转支架上、 下横板处, 但低于悬架材料的屈服强 度, 可靠性较高。 2. 3. 6. 2 扭转工况 2 按力及力矩平衡公式得到的扭转工况 2 下悬架 的受力情况可知, 扭转工况 2 下, 相同受力方向的 几组悬架中, 受力最大的为 3 号悬架, 所以取 3 号 悬架有限元模型进行加载, 同时约束所有简化后的 轮心的 X、 Y、 Z 方向的平动自由度以及 X、 Y、 Z 三个方向的转动自由度。 计算结果如图 10 所示。 图 10 扭转工况 2 计算结果 计算结果表明, 扭转工况 2 下, 悬架所受第一 主应力的最大值为 342. 4MPa, 所受 vonMises 应力的 最大值为 355. 7MPa。 由于 4 轴左右两个悬架悬空, 悬架受力发生于 扭转工况 1 类似的变化, 3 轴左右悬架的受力有较 大的增加, 应力最大处发生在旋转支架上、 下横板 处, 但仍在安全范围内。 2. 3. 6. 3 扭转工况 3 按力及力矩平衡公式得到的扭转工况 3 下悬架 的受力情况可知, 扭转工况 3 下, 相同受力方向的 几组悬架中, 受力最大的为 3 号与 5 号悬架, 所以 取 3、 5 号悬架有限元模型进行加载, 同时约束所有 简化后的轮心的 X、 Y、 Z 方向的平动自由度以及 03 专题论坛 煤 炭 工 程 2020 年第 6 期 X、 Y、 Z 三个方向的转动自由度。 计算结果如图 11 所示。 图 11 转向工况计算结果 计算结果表明, 扭转工况 3 下, 悬架所受第一 主应力的最大值为 291. 6MPa, 所受 vonMises 应力的 最大值为 292. 9MPa。 扭转工况 3 较其他扭转工况多受到一个 Y 方向 的力, 但由于力比较小, 对悬架整体的影响不是很 大, 应力最大处仍发生在旋转支架上、 下横板处, 在可接受范围之内。 2. 3. 6. 4 扭转工况 4 按力及力矩平衡公式得到的扭转工况 4 下悬架 轮心的受力情况可知, 扭转工况 4 下, 相同受力方 向的几组悬架中, 受力最大的为 5 号悬架, 所以 5 号悬架有限元模型进行加载, 悬架的约束条件与满 载静止工况相同。 计算结果如图 12 所示。 图 12 扭转工况 2 计算结果 计算结果表明, 扭转工况 4 下, 悬架所受第一 主应力的最大值为 313. 1MPa, 所受 vonMises 应力的 最大值为 321. 1MPa。 应力的分布情况与满载静止工 况基本相同, 应力最大处仍发生在旋转支架上、 下 横板处, 悬架满足强度要求。 2. 4 悬架仿真分析结论 经过分析计算, 悬架主要应力集中在旋转支架 上下两横板的承力与焊接部位、 悬架油缸的支撑部 位、 以及悬架摆动臂与旋转架连接处和轮胎的安装 螺孔处。 应力最大处均发生在旋转支架上、 下横板 与转向轴连接的部分。 由于各工况下悬架的结构相同且受力情况类似, 计算得到的各工况下悬架的位移情况均呈相似的分 布情况, 仅数值上存在一定的变化。 悬架位移的分 布如图 13 所示, 由悬架顶端向下呈递增趋势。 图 13 悬架位移云图 综上所述, WC100Y 支架搬运车的悬架部分在 设定的各个工况下第一主应力、 vonMises 等效应力 以及位移值都在安全范围之内, 最低安全系数 1. 7, 悬架的强度满足要求。 3 应力应变试验结果分析对比 为验证有限元分析的正确性, 对整车进行应力 应变试验, 本次试验采用 VXI EX1629 数采设备、 PCB 481A 信号调理仪进行测试, 测试的传感器为 BE120-4CA 型三向应变计, BE120-10AA 型单向应 变片[14,15]。 试验用的测试设备和传感器均在标检的 有效期内。 试验结果如图 14 所示, 从各结构测点的 应力曲线图可看出, 静止工况悬架旋转轴安装测点 最大应力为 143MPa, 加速工况悬架旋转轴安装测点 最大应力 290MPa, 制动工况悬架旋转轴安装测点最 大应力 350MPa, 转向工况悬架旋转轴安装测点最大 应力 235MPa, 通过将实验数据与有限元分析得到的 数据进行对比, 试验数据与计算数据对比见表 3, 由表 3 可看出, 各实验数据与有限元仿真之间的误 差在 10以内, 充分说明有限元分析的正确性。 表 3 试验数据与计算数据对比表 工况静止工况加速工况制动工况转向工况 理论计算159. 1293. 5347250. 7 实验数据146290350235 误差/ 81. 216. 3 13 2020 年第 6 期 煤 炭 工 程 专题论坛 图 14 悬架旋转轴安装测点应力曲线 4 结 语 通过对航天重工 WC100Y 支架搬运车的结构的 分析, 通过在 Ansys Workbench 软件中建立悬架有 限元模型, 并采用有限元分析方法对悬架在 6 种运 行工况下进行了静强度分析, 并通过与试验数据对 比, 验证了有限元分析的正确性, 可作为进一步优 化的基础。 参考文献 [1] 常 凯.煤矿用液压支架搬运车的选型探讨 [J].煤矿机 械, 2010, 316 72-73. 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