彭樹陳

（中冶京誠（湘潭）礦山裝備有限公司，湖南 湘潭 411100）

1 引言

礦用自卸車是在露天礦山為完成巖石土方剝離與礦石運(yùn)輸任務(wù)而使用的一種重型自卸車。其工作特點為運(yùn)距較短，載重大，作業(yè)路面惡劣，彎道多。轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)作為礦用自卸車的重要組成部分，用來控制車輛的行駛方向，由于運(yùn)行路況復(fù)雜多變，使得轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)所受到的載荷情況也復(fù)雜多變，包括負(fù)載、各部件間的連接狀況及路面?zhèn)鬟f的沖擊載荷等。轉(zhuǎn)向臂做為自卸車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的重要組成部分，所承受的載荷復(fù)雜多變，且沖擊強(qiáng)度大，對轉(zhuǎn)向臂的分析顯得格外重要［1］。針對國產(chǎn)某型礦用自卸車轉(zhuǎn)向臂使用過程中，存在應(yīng)力集中的問題，運(yùn)用有限元分析軟件對轉(zhuǎn)向臂應(yīng)力分析，對應(yīng)力集中部分進(jìn)行優(yōu)化。

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡介

國產(chǎn)某型號礦用自卸車采用整體式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)如圖 1所示，機(jī)械結(jié)構(gòu)主要由左右轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿及其他相關(guān)附件組成。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，其主要由液壓油箱、轉(zhuǎn)向泵、轉(zhuǎn)向油缸、轉(zhuǎn)向集成閥組、流量放大閥、轉(zhuǎn)向閥、轉(zhuǎn)向蓄能器、油管等部件組成。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的最大壓力由流量放大閥塊內(nèi)的轉(zhuǎn)向壓力調(diào)整溢流閥設(shè)定，本系統(tǒng)設(shè)定的最大轉(zhuǎn)向壓力為18MPa。車輛正常直線行駛時，轉(zhuǎn)向控制裝置閥的供油停止，轉(zhuǎn)向油缸內(nèi)無油壓，當(dāng)輪胎遇到阻礙物并產(chǎn)生較大沖擊負(fù)荷以迫使車輪偏轉(zhuǎn)，油缸的油口端將出現(xiàn)壓力增加，流量放大閥塊內(nèi)部的沖擊吸收溢流閥將打開，給油缸泄壓，防止更高的壓力產(chǎn)生，本系統(tǒng)中沖擊吸收溢流閥的設(shè)定壓力為24MPa。

圖1 整體式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)圖

3 轉(zhuǎn)向臂受力分析

3.1 礦用自卸車轉(zhuǎn)向臂受力分析

礦用自卸車轉(zhuǎn)向臂受應(yīng)力集中導(dǎo)致產(chǎn)生微裂紋如下圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)向臂裂紋示意圖

考慮到礦用自卸車轉(zhuǎn)向臂的工作時受載荷的復(fù)雜多變，為簡化對轉(zhuǎn)向臂的受力分析，分別按照以下兩種典型的工況對轉(zhuǎn)向臂進(jìn)行力學(xué)分析［2-6］:

（1）自卸車滿載時靜止原地轉(zhuǎn)向，受到來自地面的轉(zhuǎn)向阻力矩。

（2）自卸車發(fā)生側(cè)滑，受到側(cè)向沖擊載荷。

以上的兩種轉(zhuǎn)向工況中轉(zhuǎn)向臂處于靜止的臨界狀態(tài)，所以可以認(rèn)為轉(zhuǎn)向臂是靜止，所以可以對轉(zhuǎn)向臂進(jìn)行靜力學(xué)分析。為了簡化計算，提高分析效率，對轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行一些假設(shè)，如下：

（1）不考慮主銷內(nèi)傾角和后傾角以及車輪外傾角、前輪前束對轉(zhuǎn)向臂的影響。

（2）忽略轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個拉桿之間的夾角、間隙和變形。

根據(jù)該型號礦用自卸車的參數(shù)，在計算中所使用的各個參數(shù)如表1 所示。

表 1 計算使用的基本參數(shù)

3.2 轉(zhuǎn)向臂受力計算

3.2.1 滿載靜止轉(zhuǎn)向阻力矩的計算

車輛滿載靜止轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向臂主要承受轉(zhuǎn)向油缸推力，推力大小可根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩計算公式計算。車輪的轉(zhuǎn)向力矩與車輛的負(fù)荷、前輪定位參數(shù)和道路表面的摩擦系數(shù)、輪胎的參數(shù)等有關(guān)，并且隨著車速的增大而減小。通常情況下，計算的載荷以車輛在靜止?fàn)顟B(tài)下的原地轉(zhuǎn)向阻力矩為標(biāo)準(zhǔn)。因為在轉(zhuǎn)向時的最大力矩出現(xiàn)在原地轉(zhuǎn)向時候。在轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向輪在原地轉(zhuǎn)向時需要克服的阻力，主要包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、轉(zhuǎn)向輪與地面之間的靜摩擦阻力以及轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。由于輪胎與地面接觸十分復(fù)雜，精確地計算所有的力是十分困難的。根據(jù)原地轉(zhuǎn)向的試驗結(jié)果，常用的轉(zhuǎn)向阻力矩有三種經(jīng)驗計算公式，分別是:

塔布萊克推薦公式是比較通用的計算公式，本文也將使用這種方法對轉(zhuǎn)向阻力矩進(jìn)行計算。塔布萊克推薦公式如下：

式中：M 為轉(zhuǎn)向阻力矩 N.m；G 1 為轉(zhuǎn)向橋的負(fù)荷，查閱礦車參數(shù)可知，滿載時前橋負(fù)荷為總重的33%，設(shè)計重量為載重220t，自重167t，滿載總質(zhì)量為387 t；ξ為有效摩擦系數(shù)，其值可由 ξ=e/b 曲線獲得，e 為從輪胎與地面的接觸中心到轉(zhuǎn)向主銷與地面交點間的距離，本系統(tǒng)中e=915mm；b 為輪胎寬度； k 為輪胎與地面接觸面積的轉(zhuǎn)動慣性力矩，k2=b2/8。由已知條件代入公式，可得M=103914N.m。

轉(zhuǎn)向推力：

其中：r為轉(zhuǎn)向阻力臂，取r=0.65m。

代入上式計算得 F =1.6e5N。

根據(jù)轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)參數(shù)可得到轉(zhuǎn)向動力缸推力與轉(zhuǎn)向油缸伸縮量關(guān)系圖，如下圖3所示，輪胎處于中位時油缸伸縮量為零。

圖3 油缸推力與伸縮量關(guān)系圖

由圖可知，在轉(zhuǎn)向油缸伸出最大位置時油缸推力為最大Fp=2.1e5N。

3.2.2 側(cè)向沖擊受力計算

前文所述，前輪受到阻礙物并發(fā)生偏轉(zhuǎn)時，油缸內(nèi)最大壓力為24MPa，所以轉(zhuǎn)向臂上軸承受到油缸的反向的載荷也為24MPa。

油缸軸承處載荷：

其中S為轉(zhuǎn)向油缸活塞作用面積，S=0.02m2。

代入上式得：F1=4.8e5N。

轉(zhuǎn)向橫拉桿軸承處載荷：

其中l(wèi)為橫拉桿軸承阻力臂，l=0.96m.

代入上式得：F2=54122N。

4 轉(zhuǎn)向臂有限元建模

4.1 轉(zhuǎn)向臂幾何建模

該型號礦用自卸車轉(zhuǎn)向臂的結(jié)構(gòu)形狀設(shè)計較為復(fù)雜，結(jié)構(gòu)不規(guī)則，本文將采用 SolidWorks三維建模軟件完成轉(zhuǎn)向臂的實體建模，在建模過程中，本著盡量貼合實際的原則，對一些如：螺栓孔、軸承壓蓋等次要的特征進(jìn)行了簡化，以便于模型后續(xù)的分析。如下圖4所示，為在SolidWorks軟件中建立的轉(zhuǎn)向臂幾何模型，轉(zhuǎn)向臂通過12個M42螺栓與前輪軸相連，又通過2個關(guān)節(jié)軸承分別與轉(zhuǎn)向油缸、轉(zhuǎn)向橫拉桿連接。

圖4 轉(zhuǎn)向臂幾何模型

4.2 創(chuàng)建轉(zhuǎn)向臂有限元分析系統(tǒng)

建立轉(zhuǎn)向節(jié)的有限元模型是進(jìn)行有限元分析的前提，并且有限元模型質(zhì)量的高低直接影響到后續(xù)計算的精度。在三維建模軟件SolidWorks中所建轉(zhuǎn)向臂模型導(dǎo)入到Workbench軟件后，檢查模型，確認(rèn)是否有信息丟失現(xiàn)象，沒有信息丟失說明導(dǎo)入的模型是真實可靠的。定義好材料數(shù)據(jù)，建立有限元分析系統(tǒng)如下圖5所示，項目A為優(yōu)化前轉(zhuǎn)向臂滿載靜止轉(zhuǎn)向時分析系統(tǒng)，項目B為優(yōu)化前轉(zhuǎn)向臂受側(cè)向沖擊時分析系統(tǒng)，項目C為優(yōu)化后轉(zhuǎn)向臂滿載靜止轉(zhuǎn)向時分析系統(tǒng)，項目D為優(yōu)化后轉(zhuǎn)向臂受側(cè)向沖擊時分析系統(tǒng)。

圖5 有限元分析系統(tǒng)

在對幾何模型劃分網(wǎng)格時，要綜合考慮計算精度和計算量，可根據(jù)實際計算需要選擇不同的單元類型和單元密度［7-8］。本文中自卸車轉(zhuǎn)向臂尺寸較大，形狀復(fù)雜，因此，此處選擇四面體單元，采用自動網(wǎng)格劃分方法，對關(guān)節(jié)軸承安裝孔及受力較大處進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化，得到網(wǎng)格模型如圖6所示。

圖6 轉(zhuǎn)向臂網(wǎng)格劃分有限元模型

網(wǎng)格劃分后利用 Workbench的網(wǎng)格檢查工具檢查所畫網(wǎng)格的質(zhì)量，對不滿足要求的網(wǎng)格進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整，最終評判網(wǎng)格質(zhì)量較優(yōu)，各單元評價結(jié)果如下圖所示。

圖7 各質(zhì)量網(wǎng)格單元分布柱狀圖

4.3 轉(zhuǎn)向臂的有限元分析

轉(zhuǎn)向臂主要受力為轉(zhuǎn)向油缸推力，平衡桿作用力及輪胎傳遞的地面反向阻力矩或側(cè)向沖擊力。對劃分好網(wǎng)格的轉(zhuǎn)向臂模型定義邊界條件：在轉(zhuǎn)向臂旋轉(zhuǎn)中心處施加遠(yuǎn)程位移約束，在兩個關(guān)節(jié)軸承孔配合面上施加軸承載荷。求解結(jié)果如下圖所示。從圖中可知轉(zhuǎn)向臂未優(yōu)化前轉(zhuǎn)向臂應(yīng)力集中位置與實際裂紋處相同，未優(yōu)化前轉(zhuǎn)向臂在受油缸推力及側(cè)向沖擊力時，最大應(yīng)力分別為196.3MPa、470MPa。優(yōu)化后轉(zhuǎn)向臂在受轉(zhuǎn)向油缸推力及側(cè)向沖擊力時，最大應(yīng)力處位置變到軸承位置處，原最大應(yīng)力處應(yīng)力分別為154.7MPa、372MPa，應(yīng)力明顯下降。

圖8 未優(yōu)化前油缸最大推力時轉(zhuǎn)向臂等效應(yīng)力云圖

圖9 未優(yōu)化前輪胎側(cè)向最大沖擊力時轉(zhuǎn)向臂等效應(yīng)力云圖

圖10 優(yōu)化后油缸最大推力時轉(zhuǎn)向臂等效應(yīng)力云圖

圖11 優(yōu)化后輪胎側(cè)向最大沖擊力時轉(zhuǎn)向臂等效應(yīng)力云圖

5 結(jié)語

運(yùn)用Workbench軟件對轉(zhuǎn)向臂在危險工況進(jìn)行受力分析，得到轉(zhuǎn)向臂應(yīng)力分布云圖，找出轉(zhuǎn)向臂應(yīng)力集中分布位置，并依此對轉(zhuǎn)向臂進(jìn)行優(yōu)化，解決轉(zhuǎn)向臂因應(yīng)力集中產(chǎn)生微裂紋的問題。