關于輪式裝載機副車架的探討

陳運堅

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

關鍵詞：裝載機；副車架；斷裂問題

引言

副車架作為連接后車架與后驅動橋的連接機構，是裝載機上重要的承力部件，但副車架在作業工況惡劣時鉸接式裝載機副車架結構容易出現焊縫開裂問題。因此，必須對其強度和剛度進行計算，發現致使副車架發生斷裂的主要原因，進而對副車架的結構進行優化。

1.副車架斷裂實例

目前很多裝載機副車架采用焊接結構，焊接節點多，焊縫密集，而副車架工作時要承受復雜的外部沖擊力，工況較為惡劣，易產生焊縫開裂甚至斷裂失效等問題。某6t裝載機副車架原結構如圖1（a）所示，主要由驅動橋連接板、副車架支撐板、加強板及貼板組成。各板件焊接在一起，副車架驅動橋連接板采用螺栓與驅動橋進行固定，支撐板用鉸接銷軸與后車架鉸接在一起。該裝載機在整機工作1440h時副車架斷裂，斷裂部位發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構影響不大的特征進行簡化處理，然后將實體模型導入到ANSYSWorkbench。板件與板件生成一個Part，不再對焊縫進行單獨的建模，公共面用于模擬焊接（網格共節點），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行適當的調整，用以保證后續網格質量。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度結構鋼Q345a，材料屬性如表1所示。

2.3網格劃分

副車架焊接件為厚板件，根據有限元網格劃分相關理論，采用實體單元進行模擬。網格劃分選擇六面體占優（HexDominant）方法，網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。網格基本尺寸為10mm，數量為47023。

2.4作業工況

裝載機是以土石方為工作介質的周期性作業機械，作業工況眾多。目前裝載機作業工況計算包含以下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合作業工況、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合作業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生在正載最大插入力工況，因此選擇該工況為典型工況進行計算分析[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，又受后驅動橋產生的水平方向的插入力。后驅動橋產生的插入力的大小以后驅動橋處整機重力產生的摩擦力代替。對于鉸接式裝載機來說，空載時副車架承受的載荷約占整機重力的50%～55%，滿載時約占整機重力的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機型整機質量為20000kg，按空載時副車架承受的整機重力的55%計算，副車架處承受的自身重力為107.8kN。

后驅動橋產生的牽引力

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，取0.7。

2.5.2有限元實現

（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計算結果

最大VonMises應力發生在副車架支撐板圓孔周圍，數值為225.47MPa，低于許用應力230MPa，該計算結果滿足設計強度要求。為確定邊界條件及載荷施加是否與現場使用情況吻合，需對故障進行重新確認[2]。

2.7模型修正

再次對故障裝載機進行現場確認，發現副車架與后車架間部分調整墊已磨損脫落，副車架與后車處間隙增大，在作業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。根據實際情況對有限元模型進行調整，即將后橋插入力全部施加在一個支撐板側面上。重新分析計算，副車架所受應力如圖3（a）所示。此種狀態下，副車架支撐架圓孔周圍最大VonMises應力達到420.1MPa，已遠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，變形量小于調整墊片的尺寸。因此，調整墊脫落后，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整墊磨損脫落后導致間隙變大，副車架一個支撐板受插入力，在此過程中，副車架所受應力增大，超出材料的屈服極限，造成副車架支撐板斷裂。結合實際情況制定如下解決措施[3]。

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

（2）制作一組耐磨調整墊，選擇不同厚度調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，此6t裝載機工作近6000h，再未發生此類斷裂問題。

4.結語

綜上所述，本文通過對某6t裝載機副車架斷裂的實例，并應用有限元分析，發現改進后的結構受力情況明顯要好于原結構，改進效果明顯。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：

[1]某車型副車架結構強度與模態分析及結構改進[J].潘宇.機械強度.2017（06）

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

[3]蔣明安，周瑞麗，黃碧君.發動機曲軸斷裂分析與結構改進[J].成組技術與生產現代化，2016，（2）