張林軍

（山西宏廈第一建設(shè)有限責(zé)任公司， 山西 陽(yáng)泉 045000）

引言

斗輪軸是斗輪挖掘機(jī)重要的構(gòu)成要素。其功能是將斗輪和傳動(dòng)裝置永久連接。挖掘機(jī)構(gòu)的各個(gè)元件狀態(tài)經(jīng)常改變，而且在很大程度上不可預(yù)知，這些元件包括輪子、軸、軸承、變速器、離合器和發(fā)動(dòng)機(jī)。因此要求軸由合金鋼制成并予以適當(dāng)?shù)臒崽幚恚瑥亩蛊渚邆湟粋€(gè)合適的細(xì)粒材料結(jié)構(gòu)，以便對(duì)操作的變化條件具有足夠的抵抗力[1]。

1 煤礦斗輪挖掘機(jī)工作條件及常見(jiàn)軸損壞問(wèn)題

露天采礦機(jī)械的耐久性是通過(guò)適用的規(guī)范來(lái)確定的，而這些規(guī)范往往未考慮承重結(jié)構(gòu)的元件的動(dòng)態(tài)和振動(dòng)現(xiàn)象。另外，由于輪式挖掘機(jī)具有較高的挖掘能力，鏟斗輪軸較高的輸出扭矩及動(dòng)態(tài)特性可能導(dǎo)致軸疲勞失效。在某煤礦中，挖掘機(jī)斗輪的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生故障往往是由斗輪軸斷裂造成的。

露天開(kāi)采機(jī)器通常被應(yīng)用在巖石難以開(kāi)挖的地區(qū)，挖掘過(guò)程中帶有軸的斗輪在嚴(yán)重的應(yīng)變下運(yùn)行，容易發(fā)生故障。在操作過(guò)程中，鏟斗跨越堅(jiān)硬的挖掘區(qū)域，導(dǎo)致往復(fù)運(yùn)動(dòng)，并且需要輪子在更差的條件下工作和生產(chǎn)。這種增加的負(fù)載必須通過(guò)鏟斗之間的連接來(lái)傳輸車輪和軸，主要通過(guò)焊接連接。軸的基礎(chǔ)材料以及軸和輪盤之間的焊縫受到的應(yīng)力超出預(yù)期得多。在這種連接中使用的焊接方法（大的焊縫，可能的高熱梯度）是難以控制，并且不規(guī)范，可能會(huì)導(dǎo)致整體框架骨折，通常將帶有擺動(dòng)桿和斗輪的行星齒輪裝在軸上。如某煤礦軸損傷包括落在R10 mm半徑內(nèi)的裂縫，其中直徑從Φ470 mm變?yōu)棣?00 mm，并且軸從驅(qū)動(dòng)傳動(dòng)裝置側(cè)連接到斗輪盤上[2]。

夾緊連接是將扭矩直接連接在部件，通過(guò)行星齒輪箱和斗輪軸之間傳遞。機(jī)器操作和修理時(shí)，因?yàn)椴鹦禟WK1 200 M挖掘機(jī)的變速箱時(shí)存在困難，必須將行星架與斗輪軸斷開(kāi)。鉗連接缺點(diǎn)是在行星齒輪架的管狀部件的夾緊表面上形成接合點(diǎn)的結(jié)合趨勢(shì)，這使得斗輪軸難以拆卸。

2 基于有限元方法計(jì)算軸的抵抗力

為了確定軸斷裂的原因，使用有限元公式法計(jì)算斗輪軸的阻力。根據(jù)技術(shù)數(shù)據(jù)建立了軸的幾何模型和嚴(yán)謹(jǐn)?shù)哪Ｐ臀臋n，如圖1所示。斗輪盤與軸焊接在一起，磁盤和軸應(yīng)該在所有極限載荷下焊接區(qū)域中的應(yīng)力不超過(guò)最大水平的結(jié)合。

圖1 軸的幾何模型和嚴(yán)謹(jǐn)?shù)哪Ｐ臀臋n

來(lái)自斗輪傳動(dòng)系統(tǒng)的力矩通過(guò)兩個(gè)端蓋從軸上傳遞。距離最近的端帽傳輸60%～70%的扭矩。軸疲勞斷裂的起點(diǎn)出現(xiàn)在焊接接頭處。最重要的應(yīng)力出現(xiàn)在法蘭和螺栓之間錐形外殼和法蘭與端蓋之間，如圖1所示。

來(lái)自實(shí)驗(yàn)研究和數(shù)值計(jì)算的結(jié)果被用來(lái)評(píng)估應(yīng)力的大?。ㄔ跈C(jī)器運(yùn)行期間的裂縫面積）。使用測(cè)量點(diǎn)處獲得的應(yīng)力位移序列，對(duì)數(shù)值模型進(jìn)行縮放并獲得損壞的軸區(qū)域中的相應(yīng)序列。軸支撐在兩個(gè)軸承，相距4 600 mm。動(dòng)力通過(guò)固定在軸上的齒輪傳遞。對(duì)轉(zhuǎn)矩的響應(yīng)通過(guò)扭矩梁被輸送到斗輪軸承中。數(shù)值模型包含兩個(gè)定義的系統(tǒng)負(fù)載分別是軸扭轉(zhuǎn)和軸彎曲。扭轉(zhuǎn)時(shí)，200 kN的圓周挖掘力施加在軸模型上。軸彎曲是由驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)和挖掘系統(tǒng)的重量而造成的。在斷裂區(qū)域觀察到根據(jù)Huber-Mises彎曲假設(shè)的應(yīng)力最大值并且在先前指示的直徑位置處的R10 mm半徑從Φ470 mm變?yōu)棣?00 mm，σsh=78.4 MPa（圖 2-1）。由系統(tǒng)重量引起的彎曲，根據(jù)Huber-Mises假設(shè)的最大應(yīng)力值在相同的斷裂面積觀察到 σGh=32.7 MPa（圖 2-2）[3]。

圖2 軸的重量彎曲系統(tǒng)應(yīng)力云圖

對(duì)兩種類型的荷載進(jìn)行FEM抗力分析，顯示了拐角處最大應(yīng)力的位置靠近斗輪端蓋和主軸承安裝區(qū)域，以及切口的邊緣主軸承，單側(cè)軸扭轉(zhuǎn)是最重的負(fù)載。總負(fù)載包括兩者軸的扭轉(zhuǎn)和彎曲，最大應(yīng)力為σGhmax=135 MPa。在輪軸跨度的中間，最大應(yīng)力是σGhmax=66 MPa。這些負(fù)載是正常操作的結(jié)果。單邊的疲勞極限扭矩為340 MPa，暴露于所述條件區(qū)域的安全系數(shù)為2.5。軸經(jīng)過(guò)幾年的操作后斷裂，并且在初步檢查后發(fā)現(xiàn)斷裂具有疲勞斷裂的痕跡。FALANCS計(jì)算機(jī)系統(tǒng)用于疲勞計(jì)算。使用應(yīng)力記錄并考慮疲勞評(píng)估軸耐久性是一個(gè)高周期分類。Haibach疲勞假設(shè)被應(yīng)用循環(huán)計(jì)算，名義荷載的數(shù)值計(jì)算結(jié)果是按照正常運(yùn)行的過(guò)載系數(shù)變化序列和使用超常挖掘力的運(yùn)行來(lái)進(jìn)行縮放的。

軸由25CrMo4鋼制成，用PN-EN 10083-1標(biāo)準(zhǔn)25HMT等級(jí)符合PN-89/H-84030標(biāo)準(zhǔn)用于增韌和表面硬化。材料的數(shù)學(xué)模型用SN曲線描述。該分析提供了用于計(jì)算的每個(gè)載荷序列的疲勞損傷參數(shù)。傷害使用的是Miner線性損傷法則。根據(jù)疲勞失效的數(shù)值確定軸是否在有限或無(wú)限疲勞強(qiáng)度范圍內(nèi)工作。在超常規(guī)力挖掘時(shí)，軸所承擔(dān)的強(qiáng)度更高，疲勞強(qiáng)度約為正常操作的四分之一。這種情況下的疲勞失效輪廓直徑從Φ470～Φ500變化的R10半徑斷裂區(qū)域內(nèi)觀察到。

疲勞斷裂位于軸的周圍在連接軸和法蘭的焊縫中。許多疲勞斷裂的存在是暴露在軸上的特征扭矩和彎矩。立即斷裂區(qū)域表現(xiàn)為塑性和脆性斷裂的特征。疲勞斷裂最可能發(fā)生在離法蘭軸線70～80 mm的軸以及焊接軸和法蘭的焊接處。導(dǎo)致疲勞斷裂的原因主要是由于非金屬夾雜物被軋制而可能低于軸表面而產(chǎn)生的。第一個(gè)裂紋也可能出現(xiàn)在焊接區(qū)域，同時(shí)也是高應(yīng)力區(qū)域，并傳播到渣包裹帶。當(dāng)發(fā)生斷裂時(shí)，夾雜物發(fā)生碎裂，表面無(wú)法看到。在距離法蘭軸線70～80 mm的斷裂區(qū)域，觀察到爐渣材料的存在，這種大的非金屬夾渣表明斗輪軸沒(méi)有經(jīng)過(guò)正確的鍛造[4]。

3 結(jié)論

1）斗輪挖掘機(jī)中斗輪軸斷裂采用數(shù)值計(jì)算方法來(lái)進(jìn)行判斷，根據(jù)運(yùn)行數(shù)據(jù)評(píng)估機(jī)器元件的耐用性，計(jì)算結(jié)果被用作評(píng)估使用有限元軸的疲勞壽命的基礎(chǔ)方法（FEM）。

2）對(duì)傳動(dòng)軸的實(shí)際運(yùn)行數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，分析表明，斗輪無(wú)限制地運(yùn)轉(zhuǎn)強(qiáng)度，疲勞失效接近于零。但是，引起了超常規(guī)的挖掘力量斗輪軸在有限的疲勞強(qiáng)度下運(yùn)行。

3）假設(shè)挖掘機(jī)長(zhǎng)時(shí)間在這種條件下運(yùn)行，斷裂面積與實(shí)際斷裂面積相對(duì)應(yīng)。