吳金鋒，楊曉磊，黃金輝

（徐州徐工挖掘機(jī)械有限公司，江蘇 徐州 221000）

高強(qiáng)度螺栓連接具有裝配簡便、耐疲勞、可拆換、連接的整體性和剛度較好等優(yōu)點(diǎn)［1］，而托鏈輪使用環(huán)境恰與上述特點(diǎn)吻合，所以挖掘機(jī)托鏈輪的連接常采用這種連接方式。

托鏈輪作為挖掘機(jī)支承履帶的重要部件，通常有軸座式和光軸式兩種結(jié)構(gòu)形式。軸座式結(jié)構(gòu)通過連接螺栓安裝在履帶梁對(duì)應(yīng)的安裝座上。在工作過程中，托鏈輪一方面要承受上部履帶的自重，另一方面，在倒車行駛時(shí)還要承受驅(qū)動(dòng)輪拉緊履帶的拉力在豎直方向的分力。如果螺栓強(qiáng)度不足，非常容易造成其斷裂損壞，因此安裝螺栓的強(qiáng)度分析在挖掘機(jī)的設(shè)計(jì)中非常重要。

本文以某型號(hào)挖掘機(jī)托鏈輪為例，在對(duì)其極限工況下受力分析的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了有限元強(qiáng)度 分析。

1 幾何模型建立與載荷分析計(jì)算

1.1 托鏈輪裝配結(jié)構(gòu)幾何模型建立

目前挖掘機(jī)托鏈輪的裝配結(jié)構(gòu)主要是由托鏈輪、履帶梁安裝座和安裝螺栓組成。結(jié)構(gòu)形式如圖1所示。

采用三維建模軟件Solidworks創(chuàng)建幾何模型，再通過Solidworks的Simulation接口將其導(dǎo)入到分析模塊中進(jìn)行網(wǎng)格劃分等前處理。

圖1 托鏈輪裝配結(jié)構(gòu)幾何模型

1.2 模型的材料屬性

本文連接螺栓材料為42CrMoA，托鏈輪安裝座材料為Q345，托鏈輪軸座材料為ZG20Mn。材料屬性見表1。

表1 材料屬性

1.3 托鏈輪的受力分析

在不同的工作狀態(tài)下，托鏈輪的受力是不同的。當(dāng)挖掘機(jī)正常向前行駛時(shí)，上部履帶較松弛，托鏈輪僅起托舉履帶的作用。此時(shí)受力較小，僅承受履帶的自重加較小的履帶張緊力。當(dāng)挖掘機(jī)倒車行駛時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪將上部履帶拉緊。此時(shí)托鏈輪不僅要承受履帶自重，還要承受張緊履帶作用在托鏈輪上的力。當(dāng)驅(qū)動(dòng)力最大時(shí)，履帶張緊力也達(dá)到最大，此時(shí)托鏈輪受力也最大，將此時(shí)作為校核托鏈輪安裝的極限工況。托鏈輪的受力如圖2所示。

圖2 挖掘機(jī)倒車行駛時(shí)托鏈輪受力圖

此工況下，托鏈輪所受各分力的合力

式中 F——托鏈輪所受的合力，N；

G——支承履帶的重量，N；

T1——履帶張緊段拉力，N；

α——履帶傾斜段與水平方向的夾角，°。

其中T1與挖掘機(jī)行走馬達(dá)的輸出扭矩和驅(qū)動(dòng)輪的節(jié)圓直徑有關(guān)。采用行走馬達(dá)扭矩和驅(qū)動(dòng)輪的相關(guān)參數(shù)計(jì)算得到T1=1.3×104N。經(jīng)以上公式計(jì)算，得到此工況下托鏈輪所受合力F=1.9×104N。

2 托鏈輪安裝結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

2.1 結(jié)構(gòu)簡化

有限元模型建立的準(zhǔn)確性和可靠性直接影響網(wǎng)格劃分的質(zhì)量，從而影響計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，因此在建立計(jì)算模型時(shí)需進(jìn)行必要的簡化［2］。同時(shí)，合理的簡化也可提高求解效率，以更好地關(guān)注故障部位。對(duì)本文中托鏈輪安裝結(jié)構(gòu)主要做如下 簡化：

（1）對(duì)螺栓和對(duì)應(yīng)安裝座的內(nèi)外螺紋簡化為圓柱面配合。

（2）對(duì)螺栓頭部倒角及小圓角進(jìn)行簡化。

（3）因該結(jié)構(gòu)載荷和結(jié)構(gòu)都具對(duì)稱性，故采用模型的一半來分析，以提高求解效率。

基于以上簡化要求，應(yīng)用Solidworks軟件建立該結(jié)構(gòu)的簡化幾何模型，通過Solidworks的Simulation接口將模型導(dǎo)入。

2.2 網(wǎng)格劃分

為獲得較高的網(wǎng)格質(zhì)量，提高求解精度，本文對(duì)托鏈輪裝配結(jié)構(gòu)采用六面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，單元尺寸4mm。網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 座圈網(wǎng)格劃分

2.3 加載與約束條件

本文研究對(duì)象為螺栓裝配結(jié)構(gòu)，在托輪座底面焊接處采用固定約束，托鏈輪與托輪座配合面采用摩擦支承接觸。因故障部位不在螺紋旋合處，不再考慮螺紋旋合處的應(yīng)力，故螺紋旋合處采用綁定約束。螺栓頭與托鏈輪接觸面采用摩擦支承接觸。

對(duì)于外力的施加，采用兩個(gè)載荷步。第一個(gè)是螺栓預(yù)緊力的施加，采用螺栓載荷命令，按螺栓實(shí)際預(yù)緊力的大小施加。完成第一個(gè)載荷步后，在托鏈輪外圓面上施加上文計(jì)算的合力F，方向豎直向下，作為第二個(gè)載荷步。

3 求解與分析

首先對(duì)M16的螺栓進(jìn)行分析，求解后螺栓的應(yīng)力云圖如圖4所示，其最大應(yīng)力出現(xiàn)在忽略圓弧過渡的地方。本文忽略這些計(jì)算結(jié)果，分析得到危險(xiǎn)截面的Von Mises應(yīng)力。為保證此處應(yīng)力值的收斂性，做了收斂性分析。對(duì)比前后應(yīng)力值的變化量約5%，說明此處應(yīng)力已收斂，應(yīng)力值具有使用意義。

托鏈輪連接螺栓材料為42CrMoA，屈服極限為σS=900MPa。在螺栓安全系數(shù)為2的條件下，M16螺栓不能滿足要求。

使用相同的分析方法對(duì)M18螺栓進(jìn)行分析，圖5為M18螺栓的應(yīng)力云圖和收斂性分析?？梢缘玫轿ｋU(xiǎn)截面的應(yīng)力范圍為460～487MPa，基本可以滿足系統(tǒng)安全系數(shù)2.0的要求。

圖4 M16螺栓最大應(yīng)力值及收斂性

4 結(jié)論

本文基于有限元方法對(duì)極限受力工況下托鏈輪安裝螺栓的受力情況進(jìn)行了分析，并對(duì)兩種不同規(guī)格螺栓進(jìn)行了對(duì)比研究，得到了兩種螺栓的應(yīng)力分布情況。

分析過程中，本文充分注意到了螺栓預(yù)緊力對(duì)螺栓的影響，使用螺栓載荷進(jìn)行定義，考慮了接觸面之間的摩擦力，保證了分析過程與實(shí)際情況相吻合。雖然本文并沒有對(duì)螺栓連接進(jìn)行疲勞分析，但是在挖掘機(jī)的實(shí)際作業(yè)過程中（作業(yè)時(shí)間不小于2000h），沒有發(fā)現(xiàn)連接螺栓失效和破壞問題，從而驗(yàn)證了本文分析結(jié)果的正確性。

圖5 M18螺栓最大應(yīng)力值及收斂性