鉸接式運(yùn)輸車鉸接銷軸斷裂仿真分析以及改進(jìn)措施

周樹清　王力彬

摘 要：由于鉸接式運(yùn)輸車車架鉸接結(jié)構(gòu)，適用于狹窄環(huán)境，被廣泛應(yīng)用于井下隧道運(yùn)輸。車輛在行駛過程中受到來自路面的沖擊，導(dǎo)致鉸接結(jié)構(gòu)區(qū)域斷裂問題頻發(fā)，造成較嚴(yán)重的安全事故。本文通過力學(xué)分析推導(dǎo)出導(dǎo)致鉸接銷軸斷裂的受力情況，接著采用Abaqus有限元分析軟件對(duì)鉸接銷軸的應(yīng)力情況進(jìn)行分析，找出銷軸斷裂的原因，再據(jù)此從增加剛度匹配和減小應(yīng)力集中兩方面進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，最后，通過仿真分析及整車應(yīng)力應(yīng)變試驗(yàn)，得到優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)能經(jīng)受住各種惡劣工況的考驗(yàn)，結(jié)構(gòu)件重量也得到了有效控制。

關(guān)鍵詞：鉸接式運(yùn)輸車;鉸接銷軸;斷裂;Abaqus;結(jié)構(gòu)優(yōu)化

鉸接式運(yùn)輸車是煤礦井下開采等領(lǐng)域所使用的特殊裝備，由于工作環(huán)境復(fù)雜及行駛路況惡劣，鉸接式運(yùn)輸車通常承受著來自地面的交變載荷的作用，而這種交變載荷對(duì)車架強(qiáng)度影響較大，往往會(huì)引起一系列的疲勞強(qiáng)度問題[1]。由于客戶對(duì)鉸接運(yùn)輸車的可靠性和安全性要求的提高，車輛零部件的強(qiáng)度已成為鉸接市運(yùn)輸車產(chǎn)品品質(zhì)的重要指標(biāo)。本文以航天重工研制的鉸接式材料運(yùn)輸車為分析對(duì)象，如圖1所示。

1 問題提出

鉸接式運(yùn)輸車的鉸接機(jī)構(gòu)作為前后車架的連接部位（圖2所示），對(duì)整車的正常運(yùn)行起著決定性的作用，除實(shí)現(xiàn)整車的轉(zhuǎn)向功能外，還傳遞地面、前后車體之間沖擊、彎矩、扭轉(zhuǎn)等載荷，通過在鉸接機(jī)構(gòu)與車架之間設(shè)置圓柱型回轉(zhuǎn)軸（圖3所示），使前后車體可以繞圓柱中心軸轉(zhuǎn)動(dòng)，從而降低對(duì)車架抗扭能力的要求，增強(qiáng)對(duì)惡劣路況的適應(yīng)性和通過能力，實(shí)際運(yùn)行過程中，鉸接機(jī)構(gòu)同時(shí)承受著來自地面的沖擊、彎矩和扭轉(zhuǎn)等多種交變載荷，是整車受力最為惡劣的部位，很容易發(fā)生斷裂等問題。

圖4為該運(yùn)輸車在某煤礦工作過程中，鉸接銷軸處發(fā)生斷裂的現(xiàn)場照片。

2 分析計(jì)算

2.1 線性疲勞累積損傷理論

Palmgmn-Miner[2]線性累積損傷理論將疲勞損傷D定義為使用應(yīng)力下的循環(huán)次數(shù)n與該應(yīng)力下材料疲勞壽命N的比：

D=

認(rèn)為在多級(jí)不同應(yīng)力幅值作用下，疲勞破壞發(fā)生時(shí)有：

∑=1

其中，ni為第i級(jí)應(yīng)力水平下的循環(huán)次數(shù);Ni為第i級(jí)應(yīng)力水平下的疲勞壽命。

2.2 Abaqus仿真分析

鉸接座銷軸材料為Q550，屈服強(qiáng)度大約在550MPa左右，抗拉強(qiáng)度大約在700MPa左右，根據(jù)銷軸的材料性能參數(shù)，可以反推，使鉸接座發(fā)生短期斷裂的載荷大約為F=50000N，M=50000Nm，在此載荷下鉸接座原狀態(tài)下的受力及分析結(jié)果如圖5所示，由應(yīng)力云圖可以看到，原狀態(tài)的鉸接座根部應(yīng)力大約在560MPa左右，故存在較大開裂風(fēng)險(xiǎn)。

2.3 優(yōu)化模型及強(qiáng)度分析

根據(jù)原模型分析結(jié)果，原狀態(tài)下的鉸接座支耳底板厚度為40mm，銷軸厚70mm，不同厚度的底板與銷軸連接，銷軸根部應(yīng)力會(huì)發(fā)生很大變化，即底板剛度與銷軸剛度匹配要合理，否則會(huì)使銷軸根部有大應(yīng)力，據(jù)此，將鉸接座支耳底板厚度改為70mm，另外銷軸與底板連接根部圓角大小影響應(yīng)力集中系數(shù)，需要將根部圓角放大，據(jù)此，將鉸接座銷軸根部改成大錐面兩端圓角結(jié)構(gòu)進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算載荷為F=50000N，M=50000Nm，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)及計(jì)算結(jié)果如圖6所示，由應(yīng)力云圖可以看到，同樣載荷下，鉸接座根部應(yīng)力只有230MPa，相對(duì)原結(jié)構(gòu)根部應(yīng)力改善明顯，說明增加支耳底板厚度及增大根部倒角可以明顯改善此類結(jié)構(gòu)的應(yīng)力，減小應(yīng)力集中。

3 整車應(yīng)力應(yīng)變試驗(yàn)

基于優(yōu)化后的鉸接座結(jié)構(gòu)，進(jìn)行整車應(yīng)力應(yīng)變試驗(yàn)，工況包括滿載行駛、滿載啟動(dòng)剎車、滿載轉(zhuǎn)向、滿載不同速度過坑、滿載不同速度過坎、空載不同速度過坑、空載不同速度過坎及舉升等，由測試結(jié)果計(jì)算出各工況下鉸接銷軸根部測點(diǎn)應(yīng)力如表1、表2所示，表中1、2號(hào)測點(diǎn)為鉸接座根部測點(diǎn)，可看到，正常工況下鉸接座根部應(yīng)力變化很小，基本可忽略不計(jì)，但是在過坑過坎工況下鉸接座根部應(yīng)力有明顯變化，尤其在空載過坑試驗(yàn)下，鉸接座根部應(yīng)力最大，圖7為空載5km/h、10km/h、15km/h過坑試驗(yàn)2號(hào)測點(diǎn)應(yīng)力曲線，15km/h時(shí)測點(diǎn)應(yīng)力在120MPa，由仿真結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，推得根部最大實(shí)際應(yīng)力在185MPa左右，安全系數(shù)較高。

通過應(yīng)力應(yīng)變試驗(yàn)，可以得到以下結(jié)論：（1）優(yōu)化改進(jìn)后的鉸接座根部應(yīng)力不大，改進(jìn)效果顯著，可以滿足惡劣工況的使用要求;（2）原狀態(tài)下的鉸接座斷裂原因?yàn)榭蛰d高速過坑工況。

4 結(jié)論

利用CAE仿真軟件Abaqus分析，明確了銷軸發(fā)生斷裂的原因，通過優(yōu)化銷軸結(jié)構(gòu)，放大R角，同時(shí)增大底板料厚（由40mm增大至70mm），以減小應(yīng)力集中，改進(jìn)方案通過仿真計(jì)算及應(yīng)力應(yīng)變試驗(yàn)驗(yàn)證，鉸接座根部應(yīng)力改善明顯，改進(jìn)措施有效。

在后續(xù)產(chǎn)品設(shè)計(jì)中，首先要對(duì)產(chǎn)品使用環(huán)境考慮周全，對(duì)各種使用工況要有個(gè)清晰明了的認(rèn)識(shí)，明確危險(xiǎn)工況，并對(duì)其分析透徹，應(yīng)力集中對(duì)構(gòu)件的疲勞強(qiáng)度影響極大[3]，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面要仔細(xì)把關(guān)，集思廣益，盡量避免應(yīng)力集中，把每一個(gè)結(jié)構(gòu)件都做到最優(yōu)化。

參考文獻(xiàn)：

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