關(guān)于輪式裝載機(jī)副車架的探討

陳運堅

摘 要：隨著我國汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，輪式裝載機(jī)副車架問題層出不窮。本文基于某6t裝載機(jī)副車架斷裂的實例，對副車架斷裂問題進(jìn)行了分析及改進(jìn)。

關(guān)鍵詞：裝載機(jī)；副車架；斷裂問題

引言

副車架作為連接后車架與后驅(qū)動橋的連接機(jī)構(gòu)，是裝載機(jī)上重要的承力部件，但副車架在作業(yè)工況惡劣時鉸接式裝載機(jī)副車架結(jié)構(gòu)容易出現(xiàn)焊縫開裂問題。因此，必須對其強(qiáng)度和剛度進(jìn)行計算，發(fā)現(xiàn)致使副車架發(fā)生斷裂的主要原因，進(jìn)而對副車架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

1.副車架斷裂實例

目前很多裝載機(jī)副車架采用焊接結(jié)構(gòu)，焊接節(jié)點多，焊縫密集，而副車架工作時要承受復(fù)雜的外部沖擊力，工況較為惡劣，易產(chǎn)生焊縫開裂甚至斷裂失效等問題。某6t裝載機(jī)副車架原結(jié)構(gòu)如圖1（a）所示，主要由驅(qū)動橋連接板、副車架支撐板、加強(qiáng)板及貼板組成。各板件焊接在一起，副車架驅(qū)動橋連接板采用螺栓與驅(qū)動橋進(jìn)行固定，支撐板用鉸接銷軸與后車架鉸接在一起。該裝載機(jī)在整機(jī)工作1440h時副車架斷裂，斷裂部位發(fā)生在副車架支撐板安裝孔處，整個支撐板全部斷裂，如圖1（b）所示。

2.副車架有限元分析

2.1模型建立

利用UGNX7.5軟件建立副車架的三維實體模型，并對實體模型中對模型結(jié)構(gòu)影響不大的特征進(jìn)行簡化處理，然后將實體模型導(dǎo)入到ANSYSWorkbench。板件與板件生成一個Part，不再對焊縫進(jìn)行單獨的建模，公共面用于模擬焊接（網(wǎng)格共節(jié)點），板與板之間無滲透、間隙。對板與板之間因相互交接形成的微小面或邊可進(jìn)行適當(dāng)?shù)恼{(diào)整，用以保證后續(xù)網(wǎng)格質(zhì)量。副車架模型如圖2所示。

2.2材料屬性

副車架主要是由中厚板焊接而成，其材料為低合金高強(qiáng)度結(jié)構(gòu)鋼Q345a，材料屬性如表1所示。

2.3網(wǎng)格劃分

副車架焊接件為厚板件，根據(jù)有限元網(wǎng)格劃分相關(guān)理論，采用實體單元進(jìn)行模擬。網(wǎng)格劃分選擇六面體占優(yōu)（HexDominant）方法，網(wǎng)格類型以六面體為主，附帶有少量的金字塔單元、四面體單元。網(wǎng)格基本尺寸為10mm，數(shù)量為47023。

2.4作業(yè)工況

裝載機(jī)是以土石方為工作介質(zhì)的周期性作業(yè)機(jī)械，作業(yè)工況眾多。目前裝載機(jī)作業(yè)工況計算包含以下7種：正載最大插入力工況、正載最大鏟掘工況、正載最大插入力和鏟掘聯(lián)合作業(yè)工況、偏載最大插入力工況、偏載最大鏟掘工況、偏載最大插入和鏟掘聯(lián)合作業(yè)工況以及行駛顛簸工況。從理論分析可知，副車架受載荷最大的典型工況發(fā)生在正載最大插入力工況，因此選擇該工況為典型工況進(jìn)行計算分析[1]。

2.5載荷與邊界條件

2.5.1載荷計算

正載最大插入力工況為：副車架既受到垂直的自身重力，又受后驅(qū)動橋產(chǎn)生的水平方向的插入力。后驅(qū)動橋產(chǎn)生的插入力的大小以后驅(qū)動橋處整機(jī)重力產(chǎn)生的摩擦力代替。對于鉸接式裝載機(jī)來說，空載時副車架承受的載荷約占整機(jī)重力的50%～55%，滿載時約占整機(jī)重力的25%～35%。在正載插入工況，一般按空載計算副車架所受重力和插入力。

已知此6t機(jī)型整機(jī)質(zhì)量為20000kg，按空載時副車架承受的整機(jī)重力的55%計算，副車架處承受的自身重力為107.8kN。

后驅(qū)動橋產(chǎn)生的牽引力

F=Gμ=107.8kN×0.7=75.46kN

式中：G 為副車架處所受重力；μ 為地面附著系數(shù)，取0.7。

2.5.2有限元實現(xiàn)

（1）副車架橋連接面處施加固定約束，限制其前后、上下等方向的自由度。

（2）在副車架與鉸接銷接觸面處施加機(jī)重載荷，載荷類型為軸承力。

（3）副車架安裝鉸接銷端面處施加插入力，作用面為后車架銷盤投影面積。

2.6計算結(jié)果

最大VonMises應(yīng)力發(fā)生在副車架支撐板圓孔周圍，數(shù)值為225.47MPa，低于許用應(yīng)力230MPa，該計算結(jié)果滿足設(shè)計強(qiáng)度要求。為確定邊界條件及載荷施加是否與現(xiàn)場使用情況吻合，需對故障進(jìn)行重新確認(rèn)[2]。

2.7模型修正

再次對故障裝載機(jī)進(jìn)行現(xiàn)場確認(rèn)，發(fā)現(xiàn)副車架與后車架間部分調(diào)整墊已磨損脫落，副車架與后車處間隙增大，在作業(yè)過程中后橋插入力只作用于副車架一個支撐板上，造成此支撐板受較大作用力。根據(jù)實際情況對有限元模型進(jìn)行調(diào)整，即將后橋插入力全部施加在一個支撐板側(cè)面上。重新分析計算，副車架所受應(yīng)力如圖3（a）所示。此種狀態(tài)下，副車架支撐架圓孔周圍最大VonMises應(yīng)力達(dá)到420.1MPa，已遠(yuǎn)超出材料的屈服極限，與斷裂部位一致。在插入力方向上，支撐板的最大位移量為1.8547mm，如圖3（b）所示，變形量小于調(diào)整墊片的尺寸。因此，調(diào)整墊脫落后，插入力會長期作用于單個支撐板上，從而造成副車架的斷裂失效。

3.解決措施

造成副車架斷裂的主要原因是副車架與后車架間調(diào)整墊磨損脫落后導(dǎo)致間隙變大，副車架一個支撐板受插入力，在此過程中，副車架所受應(yīng)力增大，超出材料的屈服極限，造成副車架支撐板斷裂。結(jié)合實際情況制定如下解決措施[3]。

（1）改進(jìn)副車架結(jié)構(gòu)，加強(qiáng)副車架支撐板，將支撐板鉸接孔處上、下面加高10mm。調(diào)整后副車架總體強(qiáng)度和剛度提高，其應(yīng)力分析結(jié)果如圖4（a）所示。單支撐板工況下圓孔周圍最大VonMises應(yīng)力值由420MPa降為271MPa，降幅達(dá)35%；兩支撐板受力工況下其圓孔周圍最大VonMises應(yīng)力值為由225MPa降為163MPa，降幅達(dá)27%，如圖4（b）所示。改進(jìn)后副車架自身的安全系數(shù)得到提高。

（2）制作一組耐磨調(diào)整墊，選擇不同厚度調(diào)整墊使副車架與后車架間的裝配間隙不大于0.5mm，副車架前后支撐板同時受力。通過以上改進(jìn)，此6t裝載機(jī)工作近6000h，再未發(fā)生此類斷裂問題。

4.結(jié)語

綜上所述，本文通過對某6t裝載機(jī)副車架斷裂的實例，并應(yīng)用有限元分析，發(fā)現(xiàn)改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)受力情況明顯要好于原結(jié)構(gòu)，改進(jìn)效果明顯。同時，增加副車架與后車架的間隙可改善副車架的受力，避免了副車架斷裂，提高了其使用壽命。

參考文獻(xiàn)：

[1]某車型副車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與模態(tài)分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].潘宇.機(jī)械強(qiáng)度.2017（06）

[2]基于ABAQUS有限元的重型自卸車副車架模態(tài)分析[J].楊璐，王許州，于永彬，盛國華.沈陽工業(yè)大學(xué)學(xué)報.2015（05）

[3]蔣明安，周瑞麗，黃碧君.發(fā)動機(jī)曲軸斷裂分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].成組技術(shù)與生產(chǎn)現(xiàn)代化，2016，（2）