礦用自卸車鏈式開合機構軸銷分析

徐偉杰 劉鑫鑫

中國重汽集團青島重工有限公司 山東青島 266111

礦用自卸車鏈式開合機構軸銷分析

徐偉杰 劉鑫鑫

中國重汽集團青島重工有限公司 山東青島 266111

針對某些礦用自卸車開合機構掛鉤處銷軸時有斷裂的情況，以直徑為18 mm、材料為45#鋼的銷軸為研究對象，對開合機構銷軸相關件進行了受力分析，提出了采用40Cr材料解決銷軸斷裂問題的改進方案，經市場驗證沒有發生過斷裂情況，為今后類似問題的解決提供了參考。

開合機構 銷軸 疲勞分析 有限元

1 前言

近年來，隨著我國大型露天礦、水利工程的發展，噸位高、消耗低、技術含量高的非公路自卸車的需求有了較大提高。由于此類車輛卸貨頻繁、承載重，其鎖緊后門的開合機構掛鉤處銷軸時有斷裂的情況發生，為解決此問題，本文以直徑為18 mm、材料為45#鋼的銷軸為研究對象，對開合機構銷軸相關件進行受力分析，最終得出解決銷軸斷裂的方案。

2 開合機構的結構及原理

目前國內礦用自卸車以鏈條式開合機構為主，卸貨時，自卸車貨箱通過舉升缸的作用后傾，后門鎖緊鉤與鏈條下固定點距離減小，鎖緊鏈條松弛，后門鎖緊鉤不再鎖緊后門，鎖緊鉤在后門重力作用下推開，從而實現卸貨。卸貨完畢后，貨箱通過重力作用落下，后門鎖緊鉤在鏈條的拉力作用下將后門壓緊并關閉。礦用自卸車示意如圖1所示，開合機構示意如圖2所示。

3 軸銷及鏈條強度計算

3.1 大于安息角部分貨物受力

以礦山自卸車經常拉的貨物鐵礦為例，鐵礦的密度為1.8～2.0 t/m3，取中間值1.9 t/m3，鐵礦的安息角為40°，貨箱內尺寸長×寬×高為5.8 m×3.1 m×1.7 m。鐵礦堆放大于安息角的部分如圖3陰影部分所示，該部分鐵礦在沒有后門阻擋時會產生下滑的趨勢，故計算該陰影部分的受力即可得出后門所受的力。

計算可得，G陰影=99 403 N。

陰影部分垂直面的受力分析如圖4所示，根據受力分析可知：F后門= tan40o×G陰影=83 409 N。

3.2 后門受力分析

因為后門鉸鏈銷是后門的旋轉固定點，可以看作力矩的中心，陰影部分貨物對后門的力F后門是水平向后且受力點可視為在后門的質心位置，開合機構鎖緊鉤在后門的最下端，懸掛后門的鉸鏈臂高度尺寸為固定不變的數值。后門質量以1 t（G后門=1 000 kg）計算。由于礦用車的使用工礦較為惡劣，考慮到行車過程中顛簸路況引起貨物對后門的瞬間沖擊及剎車過程的貨物沖擊等因素影響，后門受力狀態應該在該值基礎上放大，安全系數取1.5。

因此由圖5可知，S1和S2為分析實例的已知尺寸：

求得F鉤=69 333 N。

3.3 掛鉤受力分析

由于后門采用兩道后門鎖緊鉤，且鏈條安裝方向對鏈條受力影響較大，貨箱后懸越大鏈條受力越小，由于寬體礦用車貨箱后懸較小且變化不大，鎖緊鉤的受力如圖6所示，由圖可知：

求得 F鏈= 117.8 kN。

因此單根鏈條承受的力為117.8 kN，寬體礦用自卸車選用直徑為16 mm的起重用短環鏈，該鏈條最小破斷力為320 kN[1]，完全可以滿足使用要求。

3.4 銷軸計算

鎖緊鉤處連接鏈條的銷軸選用直徑為18 mm，材料為45#鋼，軸銷的受力如圖7所示。根據受力情況，軸銷中段相對于左右兩段，沿m—m和n—n兩個面向下錯動，所以有兩個剪切面，稱為雙剪切[2]。由平衡方程可知：

軸銷橫截面上的切應力τ為

45#鋼的許用應力為360 MPa ，考慮材料的不均勻性、內部可能存在的缺陷等因素，安全系數取1.5，則銷軸收縮應力τ1=τ ×1.5=347.55 MPa，接近45#鋼的許用應力。

通過以上計算可知，Φ18、45#鋼材料的銷軸不能滿足該礦用自卸車的使用要求，故銷軸時有斷裂發生。若要提高該銷軸強度，一方面可通過增加銷軸直徑，另一方面也可選用更為優質的材料。但是提高銷軸的直徑需要調整與之配合零件的尺寸，不利于原有庫存件的消化，而且增加了產品的種類，不利于生產的展開。因此，考慮選用優質材料，既可以保證零件的通用性，又不會對生產造成較大影響。經查表可知，40Cr調制后的許用應力為550～800 MPa[1]，遠遠高于45#鋼的360 MPa，可以滿足受力要求。下面對40Cr材料的銷軸進行有限元分析驗證。

4 40Cr有限元分析驗證

銷軸的材料為40Cr，先采用三維軟件Pro/E建模，然后導入Ansys workbench中進行靜強度分析。

4.1 模型簡化

模型雖較為簡單，但是為了便于后續的有限元分析，對銷軸結構進行簡化，去掉對應力影響不大的圓角和倒角，簡化后的模型如圖8所示。

4.2 約束處理

按照實際工作情況對模型施加約束。銷軸與鏈條連接處以及銷軸與支座連接處分別添加x軸、y軸和z軸3個方向的平移約束以及繞y軸和繞z軸的轉動約束，即在銷軸表面施加圓柱面約束。

4.3 施加載荷

按照實際載荷的方向進行加載，考慮礦用自卸車在實際工作狀態下路況較差，加載的力也應考慮路面不平度的影響。

施加的載荷有兩個，一個是鎖緊鉤處連接鏈條對銷軸的作用力F鏈，另一個是支座對銷軸的作用力FS，軸銷的受力如圖8所示。在自卸車工作時，由于使用工況較為惡劣。為了更好地模擬鎖緊鉤處銷軸的實際工作狀態（即路面不平度的影響），可將銷軸的受力看作一個隨計算值上下波動10%的激勵，具體加載的力仍以計算值為標準。

4.4 結果及分析

考慮銷軸的使用工況和受力狀態，利用Ansys workbench進行有限元分析，得到有限元計算結果如圖9所示。

從圖9可以看出，銷軸的最大應力為274.82 MPa，遠小于40Cr的屈服強度。可見，40Cr能夠滿足該礦用自卸車的使用要求。

5 結語

通過以上分析，驗證了40Cr材料的銷軸能夠滿足強度要求，選用材料的改進方案更有利于解決銷軸斷裂問題。改進后的軸銷已經過市場驗證，沒有發生過斷裂情況，此方案值得廣大同行在實際生產中參考借鑒。

[1] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊[M].第二卷.第3版.北京:機械工業出版社,2004.

Structural Analysis of Chain Open-close Mechanism Pin Shaft of Big Mining Dumpers

XU Wei-jie et al

Regarding to the crack of open-close mechanism pin shaft in some mining dumpers, basing on the study of 18 mm、45# steel pin shaft, the pressure analysis was carried on and the improvement solution that using 40Cr material solving the crack problem was put forward, providing reference for the upcoming problems related to the same case.

open-close mechanism; pin shaft; fatigue analysis; finite element

U469.4.03

A

1004-0226(2015)05-0106-03

徐偉杰，男，1982年生，工程師，現從專用汽車產品設計開發工作。

2014-12-05