夾軌器主要構件的有限元分析*

李 倩,梅運東

（黃河交通學院，河南 焦作 454950）

1 設計要求

門式起重機是港口沿岸運輸上獲取、運移、卸載搬運重物的重要提升機械。而液壓夾軌器是當前提升運輸機械使用較為普及的一類主要的防風安全設備[1]。本研究的自鎖夾軌器小車系統是在一般液壓夾軌器的理論基礎上，吸收國內外先進夾軌器的優點而設計的一種新型自鎖夾軌器系統。對于總載荷小于320 t起重機被賦予的總載荷不大于額定載荷，每臺起重機配備兩套自鎖夾軌器小車系統，每套小車系統的額定作業載重不小于160 t。按極限分析單個夾軌器所起作用，此時作用在單個偏心裝置上的夾緊力不小于80 t。單個夾軌器的防滑力P=2×夾緊力×μ（摩擦系數，μ一般取0.25）=400 kN。根據用戶單位起重機具體參數，提供如下外形尺寸：長×寬×高不大于6 m×1.5 m×1.6 m。此夾軌器系統應具備自鎖能力、自調整能力和誤差補償功能[2]。

2 研究內容

夾軌器小車系統核心部件如圖1所示，利用Solidworks simulation軟件對自鎖夾軌器小車系統核心部件的主要結構件進行有限元分析，得到核心部件的變形、應力及應變的云圖，可以有效避免應力集中的情況發生，防止夾軌器發生斷裂破壞，指導夾軌器的強度優化設計。

圖1 夾軌器小車系統核心部件圖

3 主要結構件有限元強度分析

夾軌器小車系統采用自鎖結構形式，當夾軌器工作時，其整體作用力作用在鏈板、偏心軸等構件上，將其與零部件從受力狀態中釋放出來。因此，對夾軌器小車系統受力情況的分析，總結起來就是對鏈板、偏心軸兩個主要結構件的分析[3]。根據設計要求，本結構形式的自鎖夾軌器小車系統需滿足1 000 kN的夾緊力且夾軌器主要應用于起重機械非工作狀態下的防風。

3.1 鏈板結構的有限元強度分析

1）鏈板承受的載荷計算：F1=[FNl5sin(α-θ2)]/[l4sin(θ2-θ1)]=1 000 000 N×183 mm×sin37°/288 mm×sin69°=409 609 N[4]。

2）建立鏈板的有限元模型，根據夾軌器系統的設計，對鏈板使用Solidworks進行三維建模設計，材質為Q345-D，彈性模量為2.06×1011N/m2，抗剪模量為7.9×1010N/m2，泊松比為0.28，材料的質量密度為7 850 kg/m3。

3）施加外部載荷及求解一。通過對夾軌器的結構分析可知，鏈板一端的腰形孔與長曲軸鉸接，因此鏈板另一端圓孔的約束情況可以設定為固定約束，即鏈板圓孔被約束位置所有方向上的位移均被限制。在鏈板上升過程中，液壓缸支架部件上的作用力通過軸沿著腰形孔中心距上移，使連接液壓缸支架部件與鏈板的軸壓在腰形孔槽口的右半邊部位上，因此將鏈板上升過程中的受力簡化為沿軸與腰形孔槽口右半邊部位接觸面的均布載荷是可行的。

分析結果：鏈板在上升階段運動中產生的最大應力為676 MPa，而材料的抗拉強度極限為630 MPa，產生的最大應力大于材料的抗拉強度極限，不能滿足設計需求。

解決方案：從如圖2所示的應力圖可以看出，應力集中在腰形孔右半部分處，外圓壁厚太薄，優化結構后的應力、應變圖如圖3、圖4所示。

圖2 鏈板的應力圖

圖3 鏈板優化后的應力圖

圖4 鏈板優化后的應變圖

在整體結構允許的情況下，增加了鏈板的板厚，腰形孔外圓薄壁的厚度、寬度及原設計應力集中較大部位的尖角過渡為圓角，避免應力集中[5]。

鏈板材質選擇Q345-D，具有良好的強度和塑性，其材料的抗拉強度極限為630 MPa，優化后的鏈板最大應力為285 MPa，未超出材料本身的抗拉強度極限值，其安全系數n=630/285=2.21，強度滿足設計和使用要求。

4）施加外部載荷及求解二。在鏈板下降過程中，設定鏈板上圓孔為固定約束。液壓缸支架部件上的作用力通過軸沿著腰形孔中心距下移，使連接液壓缸支架部件與鏈板的軸壓在鏈板腰形孔槽口的左半邊部位上，因此將鏈板下降過程中的受力簡化為沿軸與鏈板槽口左半邊部位上接觸面的均布載荷是可行的。

分析結果：優化后的鏈板在下降階段運動中產生的最大應力為251 MPa，而材料的抗拉強度極限為630 MPa，其安全系數n=630/251=2.51，強度滿足設計和使用要求。

根據以往夾軌器設計經驗考慮材料抗拉強度，設計的安全系數取n=1.8，從鏈板上升運動和下降運動過程中的有限元強度分析可得出，鏈板的腰形孔部分設計不滿足此要求，需對鏈板進行結構優化。

增加鏈板厚度和腰形孔外圓壁寬度后，鏈板滿足強度和設計要求。

3.2 偏心軸結構的有限元強度分析

1）偏心軸承受的載荷：FN=1 000 kN。

2）建立偏心軸的有限元模型。根據夾軌器系統的設計，對偏心軸使用Solidworks進行三維建模設計，材質為42CrMo，彈性模量為2.1×1011N/m2，抗剪模量為7.9×1010N/m2，泊松比為0.28，材料的質量密度為7 800 kg/m3。

3）施加外部載荷及求解。通過對夾軌器的結構分析可知，偏心軸中端規則軸徑與軸承鉸接，因此偏心軸的約束情況可以簡化為：將規則軸徑設定為固定約束，被約束位置所有方向上的位移均被限制。在偏心軸夾緊過程中，偏心軸齒紋部分承受來自鋼軌的作用力，其作用力作用在兩方面，一方面作用在偏心軸圓弧正端面，另一方面作用在偏心軸圓弧側端面，因此將偏心軸的受力簡化為沿偏心軸與鋼軌接觸部位上的接觸面和偏心軸圓弧側面的均布載荷1 000 kN是可行的。

3.2.1 正端面抵抗力受力分析

分析結果：如圖5所示偏心軸正端面受力圖，偏心軸在夾緊過程中正端面產生的最大應力為1 111 MPa，偏心軸正端面的應變如圖6所示，而材料的屈服應力為1 080 MPa，產生的最大應力大于材料的屈服極限應力，不能滿足設計需求。

圖5 偏心軸正端面受力圖

圖6 偏心軸正端面應變圖

3.2.2 側端面抵抗力受力分析

分析結果：由圖7所示的偏心軸側端面受力圖，得出偏心軸在夾緊過程中側端面受擠壓產生的最大應力為1 875 MPa，偏心軸側端面的應變如圖8所示，而材料的屈服應力為1 080 MPa，產生的最大應力已遠遠大于材料的屈服極限應力，不能滿足設計需求。

圖7 偏心軸側端面受力圖

圖8 偏心軸側端面應變圖

解決方案：偏心軸切屑后齒部未過中心線，同時有直角存在，此處存在相對的應力集中，此時對偏心軸切屑后齒部進行填補設計，此時應力、應變圖如圖9和圖10所示。

圖9 結構優化后的應力圖

圖10 結構優化后的應變圖

在現場環境允許的情況下，增加偏心軸后端部尺寸，盡量讓后端部切割線過中心，同時留有圓角，避免應力集中。

偏心軸材質選擇42CrMo，具有良好的強度和較好的塑性，其材料的屈服極限應力為1 080 MPa，優化后的偏心軸最大應力極限為447 MPa，其安全系數n=1 080/447=2.42，強度滿足設計和使用要求。

根據夾軌器設計經驗考慮，材料強度和設計的安全系數取n=1.8，從偏心軸不同部位運動過程中的有限元強度分析可得出，偏心軸的部分設計不滿足此要求，對偏心軸進行結構優化，優化前后方案對比如圖11所示。

圖11 偏心軸結構優化對比圖

4 結論

現通過以上對鏈板、偏心軸在工作過程中結構的有限元強度分析結果可以得出：鏈板的最大應力發生在Y分量上，且存在直角應力集中的現象，安全系數低，在初始設計時的參數不能滿足設計需求的情況下，優化結構，使其滿足設計要求；偏心軸切屑后齒部未過中心線，同時有直角存在，此處存在相對的應力集中，此時對偏心軸切屑后齒部進行優化設計，結構優化后，可以滿足要求。