□ 賓旭洲 □ 李 景

廣西柳工機械股份有限公司 廣西柳州 545007

挖掘機的工作環(huán)境惡劣，工況復(fù)雜。動臂是挖掘機工作裝置的最重要組成部件，也是主要承載部件，挖掘機工作裝置如圖1所示。挖掘機挖掘、卸載作業(yè)時各類沖擊載荷都由動臂傳遞至前回轉(zhuǎn)平臺，動臂的各項力學(xué)性能特別是后支座的可靠性對挖掘機的使用和安全性能有很大影響，提升動臂后支座的可靠性有很大的積極意義。

1 質(zhì)量現(xiàn)狀

2012年5月筆者對某公司6 t挖掘機動臂外反饋故障進行統(tǒng)計分析，從分析結(jié)果看，后支座故障占反饋故障的73.5%，故障形式主要表現(xiàn)為動臂后支座圓筒和左右腹部焊接位置開裂，如圖2、圖3所示。

2 故障分析

2.1 分析思路

通過大量的理論計算和對6 t挖掘機動臂后支座的開裂問題進行解剖，研究其失效原因。分析思路見表

▲圖1 工作裝置示意圖

1，主要有以下幾點。

表1 故障分析思路

▲圖2 6 t挖掘機動臂故障排序圖

▲圖3 6 t挖掘機動臂故障形式

（1）靜載荷強度分析。主要從動臂后支座尺寸及結(jié)構(gòu)進行校核分析。

（2）焊縫工藝性分析。主要有：①腹板坡口工藝性；②加強板焊接坡口工藝性；③支座和腹板拼搭間隙；④加強板焊接順序等。

2.2 有限元計算結(jié)果及分析

施加約束和載荷。按照第三種載荷，如圖4所示，挖掘阻力W作用于鏟斗的邊齒，同時有橫向力WK作

▲圖4 第三種載荷加載示意圖

▲圖5 后支座應(yīng)力分析

表2 各鉸點載荷

式中：Mz為回轉(zhuǎn)制動力矩；XV為斗齒到回轉(zhuǎn)中心的水平距離。

按表2施加載荷和約束，動臂后支座圓直徑120 mm，動臂縱向高度302 mm，此時動臂后支座應(yīng)力分析結(jié)果如圖5所示，最大應(yīng)力值σmax=230.04 MPa，Q345鋼的屈服強度σs=345 MPa。

根據(jù)實際情況取安全系數(shù)S=1.2～1.5，則許用應(yīng)力值[σ]= σs/S=230～287.5 MPa。

▲圖6 故障件解剖圖

▲圖8 動臂后支座改進前后對比

▲圖7 改進后應(yīng)力分析

因此，在第三種工況下，動臂后支座所受的最大應(yīng)用于斗齒。橫向力WK為：力σmax＞[σ]。根據(jù)米塞斯屈服準(zhǔn)則，等效應(yīng)力在一定的變形條件下，該點就開始進入塑性狀態(tài)。

根據(jù)以上分析，動臂后支座局部所受應(yīng)力超過安全范圍，不能滿足強度要求，與6 t挖掘機市場反饋開裂情況一致。

2.3 故障件解剖分析

解剖分析故障件，發(fā)現(xiàn)后支座焊縫開裂處存在嚴(yán)重的未熔合現(xiàn)象，如圖6所示，焊縫未熔合導(dǎo)致焊縫連接有效承載面積減少，強度下降。

3 改進措施

3.1 結(jié)構(gòu)改進

在改進設(shè)計中，對6 t挖掘機動臂后支座圓筒尺寸、動臂縱向高度尺寸作了改進：動臂后支座圓筒直徑由120 mm增大到140 mm；動臂縱向高度尺寸由302 mm增加到322 mm。經(jīng)過有限元分析，此時動臂后支座應(yīng)力分析結(jié)果如圖7所示，最大應(yīng)力值σmax=197.06 MPa＜［σ］= σs/S=230～287.5 MPa。

從上述有限元計算結(jié)果可以看出，改進動臂后支座和動臂尺寸，動臂后支座受力情況有了很大改善，即從230.04 MPa下降到197.06 MPa。改進前、后應(yīng)力下降16.74%。說明該機構(gòu)滿足設(shè)計強度要求，安全系數(shù)在1.5以上，改進效果明顯。

3.2 生產(chǎn)工藝改進

（1）調(diào)整加強板焊接順序。焊接工藝由先拼焊加強板，再焊接腹板與支座焊縫，改為先打底焊接腹板與動臂后支座焊縫，再拼焊加強板。

表3 工藝改進

（2）調(diào)整加強板與動臂后支座焊縫間隙。調(diào)整加強板與動臂后支座圓筒焊縫間距，避免坡口互相覆蓋而引起焊縫未熔合。

（3）焊縫質(zhì)量檢驗。對動臂后支座焊縫進行100%超聲波探傷檢驗。

對動臂后支座的改進方法見表3，改進前后的實物如圖8所示。

4 結(jié)束語

研究結(jié)果表明，利用有限元分析法驗證了實際開裂情況與有限元分析結(jié)果是一致的，以此對動臂后支座進行了改進設(shè)計，并對改進后的結(jié)構(gòu)進行了有限元分析，實現(xiàn)了等強度設(shè)計。通過核查市場反饋，截止2014年9月，改進后的動臂未出現(xiàn)開裂，解決了6 t挖掘機動臂開裂問題。