某自卸車車廂鎖鉤機構故障分析與改進設計

楊珍 余偉 王以文

摘 要：通過市場反饋對自卸車車廂后板鎖鉤機構進行故障初步判斷，確定了車廂后板鎖鉤機構在實際工作中的使用工況，利用有限元分析軟件Hyper Mesh 2017對其進行前處理網格劃分和邊界條件的施加，并采用軟件自帶求解器OptiStruct對車廂鎖鉤機構進行分析求解，計算常規工況與極限工況下車廂鎖鉤機構的最大位移和應力分布。通過結果分析，最終確定了故障的真實原因，并對改進后的方案進行仿真分析，驗證了改進方案的合理性。研究結果顯示： 車廂后板鎖鉤機構故障的主要原因是用戶在車輛滿載時沒有按要求對車廂后板邊鎖鉤進行鎖止導致，由于此類現象比較常見，為了從根源上解決此問題，車廂后板鎖鉤機構在強度校核時加入了極限工況。市場驗證表明，此方法對解決用戶因操作不規范導致的故障問題切實有效。

關鍵詞：有限元分析 車廂鎖鉤機構 極限工況 自由度 最大位移 應力分布

1 前言

自卸車車廂后板與底板和邊板通過鎖鉤進行固定連接，該鎖鉤機構即保證了車輛在滿載正常行駛時車廂整體的連接緊固性，同時又實現了車廂后板在舉升過程中能順利打開方便卸貨的作用。

針對某自卸車車廂后板鎖鉤機構在使用過程中鎖鉤連接板出現較大塑性變形，導致車輛滿載時車廂后板與底板之間間隙過大，造成貨物泄漏，根據市場故障反饋，用戶在使用過程時常出現車廂滿載時邊鎖鉤沒有手動鎖止現象，為了排查故障原因是因為邊鎖鉤沒有手動鎖止造成還是鎖鉤機構結構強度設計不足導致，現對車廂后板鎖鉤機構進行有限元模擬分析，通過對常規工況和極限工況下車廂鎖鉤機構的位移變化和應力分布進行分析比較，確定故障產生的主要原因，并通過合理的設計改進消除故障。

2 車廂后板鎖鉤機構有限元模型

某自卸車車廂后板鎖鉤機構有限元模型，模型主要包含：左側邊板局部、右側邊板局部、底板局部、后板總成、鎖鉤、手動邊鎖鉤、鎖鏈等。貨箱整體內部尺寸6200×2300×1500mm，鎖鉤材料為20Mn，鎖鉤連接板及貨箱內測板材料為610L，其他材料為Q235B。

對于薄板類零件采用尺寸為10mm的殼單元進行離散，非薄板類零件優先采用六面體網格離散，離散較困難的，非關注件采用一階四面體網格劃分，重點關注件采用二階四面體網格劃分。鎖鏈采用beam單元模擬，與鎖鉤轉軸連接處釋放Y向轉動自由度，車廂后板上端翻轉支座轉軸處釋放Y向轉動自由度，各零件之間的焊接關系按照實際要求采用rbe3+penta+rbe3單元模擬，鎖鉤與后板下邊框采用GAP單元模擬接觸關系。模型單元總數為301578，其中三角形單元數量為362，占總單元數的0.12%。

3 車廂后板鎖鉤機構強度分析

3.1 工況定義

在自卸車車廂鎖鉤機構設計時， 需要考慮鎖鉤機構在極限工況下的位移量和強度， 要保證車廂鎖鉤機構在使用過程中不能發生永久變形并且總變形不宜過大。為排查自卸車車廂鎖鉤連接板故障原因，需要進行以下工況分析：

工況1（常規工況）：自卸車在坡度為16.7°的路面上滿載35噸行駛，車廂后板邊鎖鉤處于鎖止狀態。約束貨箱端部截面處123456自由度和鎖鏈端部123自由度。

工況2（極限工況）：自卸車在坡度為16.7°的路面上滿載35噸行駛，車廂后板邊鎖鉤處于打開狀態。約束貨箱端部截面處123456自由度和鎖鏈端部123自由度。

對于工況1和工況2中的車廂載荷，利用受力平衡分析進行提取。將貨物簡化為一個均質長方塊，放置在16.7°的斜坡上（此角度為故障車常出現的工作最大坡度），假設貨物與底板之間無摩擦力，進行如下受力分析，求出貨物對后板的作用力Fn2和貨物對底板的作用力Fn1，再轉化為貨物對貨箱內板的壓強作為施加載荷。

3.2 結果分析

工況1（常規工況）的計算結果如圖1所示，邊鎖鉤鎖止的情況下，應力集中在鎖鉤與連接板處，最大等效應力為385.9MPa，鎖鉤最大位移為8.6mm。

工況2（極限工況）的計算結果如圖2所示，該工況載荷加載方式和工況1相同，不同之處在于邊鎖鉤處于打開狀態。應力集中在鎖鉤與連接板處，最大等效應力為672.9MPa，鎖鉤最大位移為14.8mm。

兩種工況下車廂后板鎖鉤機構的受力和變形趨勢詳見表1，可以更加直觀對兩種工況受力趨勢做詳細的對比分析。

由上述分析結果可知，工況1下鎖鉤連接板的最大應力小于其材料的屈服強度，安全系數1.29，滿足強度要求，不會發生塑性變形;工況2下鎖鉤連接板的最大應力明顯超過其材料的屈服強度，安全系數只有0.74，不滿足強度要求，會發生塑性變形，且工況2鎖鉤最大位移明顯大于工況1，由此可見車廂鎖鉤連接板出現較大塑性變形的主要原因很是由于車廂滿載時邊鎖鉤沒有鎖止導致中間鎖鉤機構受力偏大，在長時間的累積下形成了較大永久變形，使車廂后板與底板間隙逐漸增大，出現貨物泄漏。為了解決用戶使用時沒有鎖止邊鎖鉤造成的故障問題，現考慮在邊鎖鉤沒有鎖止的條件下，對鎖鉤連接板局部進行改進設計。

4 改進設計

4.1 改進后模型

原始鎖鉤連接板為單L板結構，抵抗因鎖鉤變形產生Y向扭矩的能力不足，現改進后在鎖鉤連接板內部增加一個U型槽板，厚度為5mm，與周邊件進行焊接相連，改進前后結構對比如圖3所示。

4.2 改進后結果分析

改進后，按照工況2的邊界工況進行加載，計算結果如圖4所示。應力集中部位發生改變，主要集中在L板背面上，最大等效應力為419.7 MPa，鎖鉤最大位移為11.1mm。

由結果可知，改進后鎖鉤連接板的最大應力小于其材料的屈服強度500Mpa，安全系數1.19，滿足強度要求，不會產生塑性變形。鎖鉤最大位移相比工況2減小了25%。同時改進結構已實施到實車當中，目前市場驗證未再反饋相關問題，很好的彌補了用戶因操作不規范導致的過大塑性變形問題。市場驗證結果也證明了該結構改進的可行性。

5 結論

通過有限元分析，對自卸車車廂后板鎖鉤連接板強度不足問題進行了故障再現，分析結果與故障位置比較吻合。同時結合市場反饋，找到了故障產生的真實原因，即用戶在車輛滿載時沒有對車廂后板邊鎖鉤進行鎖止導致。由于此類現象比較常見，為了從根源上解決此問題，在鎖鉤連接板強度設計時加入了極限工況，市場驗證表明，此方法對解決用戶因操作不規范導致的故障問題切實有效，大大降低了相關問題的故障率反饋。

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