鉸接式運輸車鉸接銷軸斷裂仿真分析以及改進措施

周樹清 王力彬

1.中鐵十一局集團城市軌道工程有限公司 湖北省武漢市 430000 2.航天重型工程裝備有限公司 湖北省孝感市 430000

鉸接式運輸車是煤礦井下開采等領域所使用的特殊裝備，由于工作環境復雜及行駛路況惡劣，鉸接式運輸車通常承受著來自地面的交變載荷的作用，而這種交變載荷對車架強度影響較大，往往會引起一系列的疲勞強度問題[1]。由于客戶對鉸接運輸車的可靠性和安全性要求的提高，車輛零部件的強度已成為鉸接市運輸車產品品質的重要指標。本文以航天重工研制的鉸接式材料運輸車為分析對象，如圖1所示。

圖1 航天重工無軌膠輪鉸接式運輸車

1 問題提出

鉸接式運輸車的鉸接機構作為前后車架的連接部位（圖2所示），對整車的正常運行起著決定性的作用，除實現整車的轉向功能外，還傳遞地面、前后車體之間沖擊、彎矩、扭轉等載荷，通過在鉸接機構與車架之間設置圓柱型回轉軸（圖3所示），使前后車體可以繞圓柱中心軸轉動，從而降低對車架抗扭能力的要求，增強對惡劣路況的適應性和通過能力，實際運行過程中，鉸接機構同時承受著來自地面的沖擊、彎矩和扭轉等多種交變載荷，是整車受力最為惡劣的部位，很容易發生斷裂等問題。

圖4為該運輸車在某煤礦工作過程中，鉸接銷軸處發生斷裂的現場照片。

2 分析計算

2.1 線性疲勞累積損傷理論

Palmgmn-Miner[2]線性累積損傷理論將疲勞損傷D定義為使用應力下的循環次數n與該應力下材料疲勞壽命N的比：

圖2 鉸接式車架二維圖

認為在多級不同應力幅值作用下，疲勞破壞發生時有：

圖3 鉸接機構結構形式

圖4 礦區運輸車車架鉸接銷軸開裂圖片

其中，ni為第i級應力水平下的循環次數；Ni為第i級應力水平下的疲勞壽命。

2.2 Abaqus仿真分析

鉸接座銷軸材料為Q550，屈服強度大約在550MPa左右，抗拉強度大約在700MPa左右，根據銷軸的材料性能參數，可以反推，使鉸接座發生短期斷裂的載荷大約為F=50000N，M=50000Nm，在此載荷下鉸接座原狀態下的受力及分析結果如圖5所示，由應力云圖可以看到，原狀態的鉸接座根部應力大約在560MPa左右，故存在較大開裂風險。

2.3 優化模型及強度分析

根據原模型分析結果，原狀態下的鉸接座支耳底板厚度為40mm，銷軸厚70mm，不同厚度的底板與銷軸連接，銷軸根部應力會發生很大變化，即底板剛度與銷軸剛度匹配要合理，否則會使銷軸根部有大應力，據此，將鉸接座支耳底板厚度改為70mm，另外銷軸與底板連接根部圓角大小影響應力集中系數，需要將根部圓角放大，據此，將鉸接座銷軸根部改成大錐面兩端圓角結構進行計算，計算載荷為F=50000N，M=50000Nm，改進后結構及計算結果如圖6所示，由應力云圖可以看到，同樣載荷下，鉸接座根部應力只有230MPa，相對原結構根部應力改善明顯，說明增加支耳底板厚度及增大根部倒角可以明顯改善此類結構的應力，減小應力集中。

圖5 鉸接座原結構受力及仿真分析結果

圖6 優化后鉸接座受力和仿真分析結果

3 整車應力應變試驗

基于優化后的鉸接座結構，進行整車應力應變試驗，工況包括滿載行駛、滿載啟動剎車、滿載轉向、滿載不同速度過坑、滿載不同速度過坎、空載不同速度過坑、空載不同速度過坎及舉升等，由測試結果計算出各工況下鉸接銷軸根部測點應力如表1、表2所示，表中1、2號測點為鉸接座根部測點，可看到，正常工況下鉸接座根部應力變化很小，基本可忽略不計，但是在過坑過坎工況下鉸接座根部應力有明顯變化，尤其在空載過坑試驗下，鉸接座根部應力最大，圖7為空載5km/h、10km/h、15km/h過坑試驗2號測點應力曲線，15km/h時測點應力在120MPa，由仿真結果和試驗數據對比，推得根部最大實際應力在185MPa左右，安全系數較高。

通過應力應變試驗，可以得到以下結論：（1）優化改進后的鉸接座根部應力不大，改進效果顯著，可以滿足惡劣工況的使用要求；（2）原狀態下的鉸接座斷裂原因為空載高速過坑工況。

4 結論

利用CAE仿真軟件Abaqus分析，明確了銷軸發生斷裂的原因，通過優化銷軸結構，放大R角，同時增大底板料厚（由40mm增大至70mm），以減小應力集中，改進方案通過仿真計算及應力應變試驗驗證，鉸接座根部應力改善明顯，改進措施有效。

在后續產品設計中，首先要對產品使用環境考慮周全，對各種使用工況要有個清晰明了的認識，明確危險工況，并對其分析透徹，應力集中對構件的疲勞強度影響極大[3]，在結構設計方面要仔細把關，集思廣益，盡量避免應力集中，把每一個結構件都做到最優化。

表1 不同工況下測點應力值（單位：Mpa）