摘要：液压悬挂是自行式载重车辆采用的一种通用的驱动承载机构，针对液压悬挂机构进行受力状态计算，并结合计算结果进行悬挂机构强度校核，确定机构的安全性，为悬挂机构的优化设计提供参考。
关键词：液压悬挂；
自行式载重车；
强度校核
中图分类号：U463 收稿日期：2023-03-02
DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.06.018
1 前言
自行式载重车是一种运输大型货物的常用重载运输车，多用于港口码头货物装卸以及超重超大型物件的运输。该车可由多个轴线拼接而成，根据载荷不同实现多轴线拼接以实现超重、超大型运输。液压悬挂作为自行式重载车的支撑驱动机构，可实现液压悬挂自驱动和车身平台高度调节，以满足装载需求［1］。悬挂机构的性能决定了运输的稳定性和安全性。本文针对液压悬挂机构承载质量大，以及受力工况负载的特点，进行受力分析和强度校核，确保液压悬挂机构的安全可靠，并对悬挂机构的进一步优化设计提供参考依据。
2 液压悬挂机构组成
自行式载重车采用液压独立悬挂系统，每个轴线上有两个液压悬挂机构，每个液压悬挂是一个独立的支撑驱动单元［2］。如图1所示，液压悬挂主要由悬挂支架、平衡臂、车桥、轮胎以及悬挂油缸组成。
1.悬挂支架 2.悬挂油缸 3.平衡臂 4.车桥 5.轮胎
悬挂支架上端安装有单列四点接触球式回转支承，通过回转支承和车身平台连接，自行式载重车载荷以及车身平台自重通过此回转支承传递给液压悬挂机构。平衡臂、悬挂油缸以及悬挂支架铰接在一起组成了三角形稳定支撑机构，自行式载重车车身的升降由液压悬挂来实现。悬挂油缸采用柱塞缸结构形式，一端和悬挂支架采用关节轴承连接，一端和平衡臂采用球铰连接。当悬挂油活塞杆缸伸出时，悬挂支架和平衡臂之间的夹角也随之逐渐增大，车身平台高度随之也逐渐伸高；
当悬挂油活塞杆缸缩回时，悬挂支架和平衡臂之间的夹角也随之逐渐减小，车身平台高度随之也逐渐降低。通过车身平台的升降功能可实现自行式载重车货物的自动装卸功能，极大地简化了现场货物装卸流程。
液压悬挂属于一种主动悬挂，它是通过液压缸来实现主动力控制的悬挂机构，并通过车桥将液压悬挂负载力作用于轮胎上［3-4］。它具有支撑和减震的作用。
3 液压悬挂机构受力分析
自行式载重车由于所运载货物一般都属于超重超大型，故而其行驶速度较低，通常速度控制在5 km/h以下。故在对液压悬挂机构进行受力分析时，可忽略轮胎的侧偏现象，对悬挂机构受力进行简化处理。为便于分析，作以下假设：
a.液压悬挂对车架的支撑力简化为集中力。
b.悬挂机构中的悬挂油缸简化为二力杆。
c.忽略行驶过程中风载等外负载变化影响。
液压悬挂机构在工作过程中，由于悬挂液压油缸行程不同，导致液压悬挂机构的受力状态也不同，为此这里选取液压悬挂油缸全部缩回这种受力工况最为恶劣的状态进行受力分析。此时自行式载重车处于极限最低高度，相同载荷工况下，悬挂油缸作用力最大［5］。如图2所示，液压悬挂机构的悬挂油缸处于缩回状态，针对此工况对机构进受力分析计算。
图2所示的液压悬挂机构受力状态中，N为悬挂载荷所受地面支撑力；
N1、N2为车桥两侧轮胎受到地面支撑力，N1=N2=N/2；
Fc为液压悬挂油缸作用力；
F1为平衡臂铰点作用力；
H1为平衡臂铰点至水平地面的距离；
L1为油缸作用力至平衡臂铰点力臂；
L2为平衡臂铰点至车桥中心距离；
S为轮胎中心距；
S1、S2为轮胎中心距车间距离，S1=S2=S/2。
下面以单液压悬挂设计载荷50 t为例，分析液压悬挂结构件受力情况。根据力平衡原理可得：
FcL1=NL2（1）
Fc（L2-L1）=F1L2（2）
式（1）、式（2）中，取N=500 kN，L1=0.5 m，L2=0.985 m。将数据代入上述公式中可得：
Fc=985 kN F1=485 kN
故：
N1=N2=N/2=250 kN
4 液压悬挂机构强度校核
4.1 强度校核模型建立
根据悬挂结构受力状态，利用有限元分析軟件对其进行结构强度的校核，检验结构的安全性。利用有限元分析软件ANSYS进行强度校核，验证结构是否满足设计要求，为机构的进一步优化设计提供依据。在对结构进行有限元分析前，需将悬挂实体模型进行必要的简化，去掉螺母、垫片、修饰特征、倒角特征以及对强度影响不大或受力很小的零部件。
a.模型导入及接触形式：首先将处理过的几何模型导入到有限元分析软件中，将有相对运动趋势的零部件之间的接触形式定义为不分离（No Separation），焊接件之间的接触形式默认为绑定（Bonded）。
b.定义材料属性：结构件均采用Q460C焊接而成，材料的物理性能为：弹性模量E=2.1×105MPa，泊松比μ=0.3；
材料的机械性能为：屈服强度是460 MPa，抗拉强度是550～720 MPa。
c.网格划分：模型网格划分的大小及数量的多少影响分析结果的精度及计算时间。由于小臂结构本身不是很大，故在Mesh选项中将Relevance值设置为20以细化网格，并将关键受力件进一步细化。
d.载荷及约束：取重力加速度的方向为Y轴的负方向，分别对各个仿真对象施加工作载荷及约束固定形式。
e.求解及结果分析 选取最大应力Equivalent Stress（von-Mises）和最大变形量Total Deformation两个指标进行强度校核分析。
4.2 强度校核仿真分析
通过有限元分析软件，结合悬挂机构件受力状态，建立悬挂机构件载荷及约束形式，如图3所示。其中：
a.车桥施加轴向固定约束，并在车桥的两侧分别施加远程载荷力N1=N2=250 kN。
b.平衡臂在与车桥连接的伸出轴端施加固定约束，在与支架的连接轴处施加作用力F1=485 kN，在与悬挂油缸的连接轴处施加油缸作用力Fc=985 kN。
c.悬挂支架在与回转支承连接处施加固定约束，在两连接与平衡臂连接轴处施加反作用力F1=485 kN，在与悬挂油缸的连接轴处施加作用力Fc=985 kN。
通过以上的模型约束及载荷处理后，在有限元分析软件中对各个仿真模型分别进行最大应力和最大变形量的求解计算。通过运行有限元分析软件，悬挂机构件强度校核求解结果如图4所示。
通过有限分析计算，去除应力集中点，车桥在最大载荷下的最大应力为205 MPa；
最大变形量小于1 mm。平衡臂在最大载荷下的最大应力为220 MPa；
最大变形量为2.4 mm。悬挂支架在最大载荷下的最大应力为263 MPa；
最大变形量为1.3 mm。可见最大变形量相对于悬挂结构件尺寸来说是微小的，其最大应力值也小于材料的屈服强度，且安全系数达到1.5以上，机构满足设计强度要求。为了保证悬架结构的安全可靠性，在满足机构强度及安全性条件下可对悬挂机构结构件进行优化设计，同时对应力集中点作加大圆角或增加过渡工艺处理，减小或消除应力集中。整体上看，该实例分析的液压悬挂机构强度有富余，机构上有轻量化设计的空间。
5 结语
本文阐述了自行式载重液压悬挂机构的组成，分析了液压悬挂机构的受力状态，并以液压悬挂机构为例进行结构件受力分析，推导液压悬挂机构件受力关系。建立了液压悬挂机构的结构件的三维仿真模型，通过有限元分析软件对悬挂机构各个主要承载受力件进行强度校核，检验悬挂机构设计是否满足要求，为悬挂机构的进一步优化设计提供参考。本文的研究结论对同类产品的设计及应用具有借鉴意义。
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作者简介：
周爱斌，男，1977年生，工程师，研究方向为重型特种车辆的设计。