豆龍 ，劉洲

(1.長沙礦山研究院有限責任公司， 湖南 長沙 410012；2.中南大學， 湖南 長沙 410083；3.國家金屬采礦工程技術研究中心， 湖南 長沙 410012)

1 故障現(xiàn)象

現(xiàn)有的工程車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用液壓助力模式，以液壓油缸帶動轉(zhuǎn)向拉桿，轉(zhuǎn)向拉桿帶動轉(zhuǎn)向車橋的轉(zhuǎn)向節(jié)臂助力轉(zhuǎn)向，在設計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)時要充分考慮車輛工作各個工況，在使用分析軟件進行分析時最大程度接近實際，如材料的非線性等，如分析不接近實際，會影響車輛安全行駛[1-2]。

某型號五軸車輛在平路行駛過程中，右轉(zhuǎn)彎至極限時五軸搖臂軸發(fā)生斷裂故障，見圖1。針對該故障現(xiàn)象，對發(fā)生故障轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行校核、優(yōu)化設計，在保證安全的前提下，得到優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。

圖1 故障現(xiàn)象

2 故障分析

2.1 轉(zhuǎn)向助力匹配校核

現(xiàn)有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配置為：第一橋、第二橋與第五橋為轉(zhuǎn)向橋，轉(zhuǎn)向橋上布置有雙油缸，油缸大小為缸徑70 mm、桿徑32 mm，轉(zhuǎn)向器采用滑閥式單回路，最大工作壓力為 15 MPa，齒輪液壓泵流量為50 mL/r。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計的目標為滿足滿載原地轉(zhuǎn)向需求，并且液壓≤系統(tǒng)最大壓力15 MPa，此壓力值也是轉(zhuǎn)向器安全閥開啟壓力[3-5]。計算和試驗測試結(jié)果見表1。

表1中的原地轉(zhuǎn)向阻力矩Tt由轉(zhuǎn)向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力矩T1、輪胎與地面接觸部分的滑動摩擦力矩T2以及轉(zhuǎn)向車輪的穩(wěn)定力矩或自動回正力矩所形成的阻力矩T3組成[3]，即

表1 轉(zhuǎn)向配置

且滿足：

式中，G1為轉(zhuǎn)向軸的載荷；a為滾動阻力的力臂或主銷偏移距，通常貨車的a值為40～60 mm；f為車輪的滾動阻力系數(shù)，計算式可取f=0.015；β為主銷內(nèi)傾角；γ為主銷后傾角；為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的平均轉(zhuǎn)角；φ為附著系數(shù)；x為滑動摩擦力矩T2的力臂，，其r、rj為車輪的自由半徑和靜半徑。

由上述理論與實際值可知，轉(zhuǎn)向壓力實測值與理論值相當，系統(tǒng)安全閥開啟壓力為15 MPa，完全開啟壓力為16 MPa。

2.2 轉(zhuǎn)向桿系受力分析

轉(zhuǎn)向桿系布置如圖2所示，五軸懸空極限狀態(tài)（相同壓力16 MPa），坐標系設置為：前后為X軸，橫向為Y軸，上下為Z軸。

圖2 轉(zhuǎn)向桿系布置

計算可得各搖臂座X、Y及Z方向受力[6]，見表2。

表2 各搖臂座X、Y及Z方向受力

搖臂支座和搖臂軸的材料及抗拉強度與屈服強度見表3。

表3 搖臂支座與搖臂軸材料及力學性能

基于搖臂軸受力，通過有限元進行初始設計校核第六搖臂軸應力情況（第五軸懸空的極限情況），最大值為518.19 MPa，如圖3所示。

圖3 搖臂軸初始校核

為了更精確地進行有限元分析，通過細化網(wǎng)格，并考慮材料的非線性參數(shù)[7]，此時可得到最大應力為 880.59 MPa，并發(fā)生塑性應變，應變率為1.7%，如圖4所示。

由圖4可知，趨近極限工況時，搖臂軸載荷過大，超過材料屈服強度；仿真應力集中位置與故障部位吻合。

圖4 搖臂軸精確仿真分析

3 實施方案

由上述分析可知，造成搖臂軸斷裂的原因為第六搖臂軸受力過大，此時可以從兩個方向進行優(yōu)化設計，即更改搖臂軸材料提高其屈服強度和減小搖臂軸受力。

3.1 搖臂軸尺寸優(yōu)化設計

將搖臂軸斷裂處過渡圓角由 1 mm改為 3.5 mm，更改搖臂軸材料[8-9]，并更改第五軸上的兩個70/32轉(zhuǎn)向油缸布置[10-11]，詳細情況見表4。

表4 搖臂軸優(yōu)化對比

27SiMn與 42CrMoA兩種材料的力學性能見表5。

由表5可知，42CrMoA焊接性優(yōu)于27SiMn。由上可知，方案7和方案8均滿足極限強度要求，且無塑性應變。

表5 27SiMn與42CrMoA兩種材料的力學性能

3.2 五橋助力油缸布置優(yōu)化設計

針對上述兩種方案進行對比分析。

（1）原地轉(zhuǎn)向，方向盤手力對比測試，橫坐標為方向盤轉(zhuǎn)動角度，單位為度，縱坐標為手力扭矩，結(jié)果如圖5所示。

圖5 單、雙油缸轉(zhuǎn)向時手力測試

第五橋轉(zhuǎn)向時單、雙油缸結(jié)構(gòu)對方向盤手力無明顯影響，實測方向盤轉(zhuǎn)動力矩為10 N·m，受力為43 N，左右轉(zhuǎn)動角度為900°（2.5圈）。

（2）一橋轉(zhuǎn)向角對比。使用轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向角檢測儀測量五橋兩種油缸布置下一橋轉(zhuǎn)角[12-13]，雙油缸布置時，轉(zhuǎn)角為39°/27°；單油缸布置時，轉(zhuǎn)角為36°/27°。單油缸布置左轉(zhuǎn)向角略小，右轉(zhuǎn)向角相當，單油缸殼基本實現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向角。

（3）五橋雙油缸與單油缸滿載油壓對比。測試方法：方向盤按照“中位—左極限—中位—右極限—中位”的順序進行[14-15]；工況一：原地轉(zhuǎn)向，此時拉上手剎，測得數(shù)據(jù)見圖6。

圖6 工況一單、雙油缸油壓對比

工況二：原地轉(zhuǎn)向，此時把手剎松開，具體見圖7。

圖7 工況二單、雙油缸油壓對比

工況三：蛇形行駛時轉(zhuǎn)向，具體數(shù)據(jù)見圖8。

圖8 工況三單、雙油缸油壓對比

在上述三種工況下，單、雙油缸布置測得的油壓可知，原地轉(zhuǎn)向時單油缸轉(zhuǎn)向升壓較快，高壓區(qū)較大；行駛轉(zhuǎn)向時，單油缸壓力略高。

（4）單油缸與雙油缸匹配計算。表6為采用單油缸與雙油缸的匹配計算，由此可知50 mm缸徑雙油缸助力效果與 70 mm缸徑單油缸助力效果基本相當，左右轉(zhuǎn)向一致性更好。

表6 單、雙油缸匹配計算

3.3 對策及驗證

綜合以上分析，造成搖臂軸斷裂的原因為極限工況下?lián)u臂軸受到的剪切力過大，故提出以下對策。

（1）搖臂軸材料由 27SiMn改為 42CrMoA，軸徑改為60 mm，過渡圓角半徑由1 mm改為3.5 mm，變截面取消淬火。

（2）減小五橋助力，五橋油缸替換為50/28缸徑油缸。

經(jīng)過上述優(yōu)化后，車輛在極限狀況下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作良好。

4 結(jié)論

（1）車輛在右轉(zhuǎn)彎至極限位置時第六搖臂軸最大應力為880.59 MPa，超過材料27SiMn的屈服強度850 MPa，產(chǎn)生了塑性形變，為提高安全性，將材料改為42CrMoA，其屈服強度為930 MPa。并將圓角半徑由1 mm改為3.5 mm，優(yōu)化后的搖臂軸在相同工況下第六搖臂軸最大應力為845 MPa。故通過優(yōu)化圓角半徑可降低最大應力。

（2）減小第六搖臂軸受力的兩個方案，即由原來的雙油缸（缸徑為 70/32）優(yōu)化為單油缸（左邊，缸徑為 70/32）或雙油缸（缸徑為 50/28），兩方案原地轉(zhuǎn)向時對方向盤受力無明顯影響，一橋轉(zhuǎn)向角相當，對第五橋助力相當。為了使用原來車橋，采用左右對稱的雙油缸（缸徑為50/28）布置。

（3）通過對第六搖臂軸的材料、圓角及五橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化，使得車輛在故障工況下第六搖臂軸的最大應力僅為585 MPa，安全性能顯著提高。