吳金鋒，楊曉磊，黃金輝

（徐州徐工挖掘機(jī)械有限公司，江蘇 徐州 221000）

高強(qiáng)度螺栓連接具有裝配簡便、耐疲勞、可拆換、連接的整體性和剛度較好等優(yōu)點(diǎn)［1］，而托鏈輪使用環(huán)境恰與上述特點(diǎn)吻合，所以挖掘機(jī)托鏈輪的連接常采用這種連接方式。

托鏈輪作為挖掘機(jī)支承履帶的重要部件，通常有軸座式和光軸式兩種結(jié)構(gòu)形式。軸座式結(jié)構(gòu)通過連接螺栓安裝在履帶梁對應(yīng)的安裝座上。在工作過程中，托鏈輪一方面要承受上部履帶的自重，另一方面，在倒車行駛時還要承受驅(qū)動輪拉緊履帶的拉力在豎直方向的分力。如果螺栓強(qiáng)度不足，非常容易造成其斷裂損壞，因此安裝螺栓的強(qiáng)度分析在挖掘機(jī)的設(shè)計中非常重要。

本文以某型號挖掘機(jī)托鏈輪為例，在對其極限工況下受力分析的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了有限元強(qiáng)度 分析。

1 幾何模型建立與載荷分析計算

1.1 托鏈輪裝配結(jié)構(gòu)幾何模型建立

目前挖掘機(jī)托鏈輪的裝配結(jié)構(gòu)主要是由托鏈輪、履帶梁安裝座和安裝螺栓組成。結(jié)構(gòu)形式如圖1所示。

采用三維建模軟件Solidworks創(chuàng)建幾何模型，再通過Solidworks的Simulation接口將其導(dǎo)入到分析模塊中進(jìn)行網(wǎng)格劃分等前處理。

圖1 托鏈輪裝配結(jié)構(gòu)幾何模型

1.2 模型的材料屬性

本文連接螺栓材料為42CrMoA，托鏈輪安裝座材料為Q345，托鏈輪軸座材料為ZG20Mn。材料屬性見表1。

表1 材料屬性

1.3 托鏈輪的受力分析

在不同的工作狀態(tài)下，托鏈輪的受力是不同的。當(dāng)挖掘機(jī)正常向前行駛時，上部履帶較松弛，托鏈輪僅起托舉履帶的作用。此時受力較小，僅承受履帶的自重加較小的履帶張緊力。當(dāng)挖掘機(jī)倒車行駛時，驅(qū)動輪將上部履帶拉緊。此時托鏈輪不僅要承受履帶自重，還要承受張緊履帶作用在托鏈輪上的力。當(dāng)驅(qū)動力最大時，履帶張緊力也達(dá)到最大，此時托鏈輪受力也最大，將此時作為校核托鏈輪安裝的極限工況。托鏈輪的受力如圖2所示。

圖2 挖掘機(jī)倒車行駛時托鏈輪受力圖

此工況下，托鏈輪所受各分力的合力

式中 F——托鏈輪所受的合力，N；

G——支承履帶的重量，N；

T1——履帶張緊段拉力，N；

α——履帶傾斜段與水平方向的夾角，°。

其中T1與挖掘機(jī)行走馬達(dá)的輸出扭矩和驅(qū)動輪的節(jié)圓直徑有關(guān)。采用行走馬達(dá)扭矩和驅(qū)動輪的相關(guān)參數(shù)計算得到T1=1.3×104N。經(jīng)以上公式計算，得到此工況下托鏈輪所受合力F=1.9×104N。

2 托鏈輪安裝結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

2.1 結(jié)構(gòu)簡化

有限元模型建立的準(zhǔn)確性和可靠性直接影響網(wǎng)格劃分的質(zhì)量，從而影響計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，因此在建立計算模型時需進(jìn)行必要的簡化［2］。同時，合理的簡化也可提高求解效率，以更好地關(guān)注故障部位。對本文中托鏈輪安裝結(jié)構(gòu)主要做如下 簡化：

（1）對螺栓和對應(yīng)安裝座的內(nèi)外螺紋簡化為圓柱面配合。

（2）對螺栓頭部倒角及小圓角進(jìn)行簡化。

（3）因該結(jié)構(gòu)載荷和結(jié)構(gòu)都具對稱性，故采用模型的一半來分析，以提高求解效率。

基于以上簡化要求，應(yīng)用Solidworks軟件建立該結(jié)構(gòu)的簡化幾何模型，通過Solidworks的Simulation接口將模型導(dǎo)入。

2.2 網(wǎng)格劃分

為獲得較高的網(wǎng)格質(zhì)量，提高求解精度，本文對托鏈輪裝配結(jié)構(gòu)采用六面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，單元尺寸4mm。網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 座圈網(wǎng)格劃分

2.3 加載與約束條件

本文研究對象為螺栓裝配結(jié)構(gòu)，在托輪座底面焊接處采用固定約束，托鏈輪與托輪座配合面采用摩擦支承接觸。因故障部位不在螺紋旋合處，不再考慮螺紋旋合處的應(yīng)力，故螺紋旋合處采用綁定約束。螺栓頭與托鏈輪接觸面采用摩擦支承接觸。

對于外力的施加，采用兩個載荷步。第一個是螺栓預(yù)緊力的施加，采用螺栓載荷命令，按螺栓實際預(yù)緊力的大小施加。完成第一個載荷步后，在托鏈輪外圓面上施加上文計算的合力F，方向豎直向下，作為第二個載荷步。

3 求解與分析

首先對M16的螺栓進(jìn)行分析，求解后螺栓的應(yīng)力云圖如圖4所示，其最大應(yīng)力出現(xiàn)在忽略圓弧過渡的地方。本文忽略這些計算結(jié)果，分析得到危險截面的Von Mises應(yīng)力。為保證此處應(yīng)力值的收斂性，做了收斂性分析。對比前后應(yīng)力值的變化量約5%，說明此處應(yīng)力已收斂，應(yīng)力值具有使用意義。

托鏈輪連接螺栓材料為42CrMoA，屈服極限為σS=900MPa。在螺栓安全系數(shù)為2的條件下，M16螺栓不能滿足要求。

使用相同的分析方法對M18螺栓進(jìn)行分析，圖5為M18螺栓的應(yīng)力云圖和收斂性分析?？梢缘玫轿ｋU截面的應(yīng)力范圍為460～487MPa，基本可以滿足系統(tǒng)安全系數(shù)2.0的要求。

圖4 M16螺栓最大應(yīng)力值及收斂性

4 結(jié)論

本文基于有限元方法對極限受力工況下托鏈輪安裝螺栓的受力情況進(jìn)行了分析，并對兩種不同規(guī)格螺栓進(jìn)行了對比研究，得到了兩種螺栓的應(yīng)力分布情況。

分析過程中，本文充分注意到了螺栓預(yù)緊力對螺栓的影響，使用螺栓載荷進(jìn)行定義，考慮了接觸面之間的摩擦力，保證了分析過程與實際情況相吻合。雖然本文并沒有對螺栓連接進(jìn)行疲勞分析，但是在挖掘機(jī)的實際作業(yè)過程中（作業(yè)時間不小于2000h），沒有發(fā)現(xiàn)連接螺栓失效和破壞問題，從而驗證了本文分析結(jié)果的正確性。

圖5 M18螺栓最大應(yīng)力值及收斂性