CLG908D 型挖掘機履帶板及驅動鏈輪有限元分析

謝國進

廣西科技大學機械與汽車工程學院 廣西柳州 545616

履帶式挖掘機的行走機構主要由組合行走支架、履帶、驅動鏈輪、導向輪、支重輪、拖鏈輪及張緊裝置等組成，如圖 1 所示。行走機構的工作原理是，發動機提供動力，液壓系統驅動行走液壓馬達旋轉，經過減速機減速增矩后，傳遞動力給驅動鏈輪，驅動鏈輪與履帶板嚙合后，驅動鏈輪的旋轉運動轉化為履帶板在地面的直線運動，從而驅使挖掘機行走[1]。履帶板與驅動鏈輪是行走機構的重要執行部件，由于挖掘機工作環境惡劣，工況復雜，極易出現履帶板鏈軌節銷耳斷裂及驅動鏈輪掉塊、斷齒的失效情況，所以有必要對履帶板及驅動鏈輪的強度進行校核及分析，以滿足行走機構設計及工況使用要求。

圖1 履帶行走機構結構Fig.1 Structure of crawler walking mechanism

1 履帶板強度分析

1.1 履帶板有限元模型建立

為了分析常見的履帶板鏈軌節銷耳斷裂現象，對履帶板體和鏈軌節的結構做了一些合理的簡化 (如忽略鏈軌節與履帶板體的螺栓連接以及一些圓角)，并進行了履帶板體和鏈軌節的整體三維建模，方便后續有限元網格的劃分和計算。履帶板體和鏈軌節的材料性能參數如表 1 所列。為了方便論述，建立的履帶板體和鏈軌節整體模型統稱為履帶板模型。將在SolidWorks 軟件中建立好的整體履帶板三維模型導入ANSYS Workbench 軟件中，采用 Automatic method 對履帶板模型進行網格離散化處理，有限元尺寸為 5.0 mm，共計 155 145 個節點和 94 308 個單元。履帶板有限元模型如圖 2 所示。

表1 履帶板體及鏈軌節材料性能參數Tab.1 Property parameters of base and link of crawler plate

圖2 履帶板有限元模型Fig.2 Finite element model of crawler plate

1.2 邊界條件

履帶板上施加的載荷及約束如圖 3 所示。單塊履帶板共有 4 個銷孔，在進行有限元靜力學分析時，將履帶板一側 2 個銷孔位置施加固定約束，如圖 3 中標識 A (Fixed Support) 所示。

圖3 履帶板上施加的載荷及約束Fig.3 Loads and restraints exerted on crawler plate

1.3 載荷計算

CLG908D 型履帶式挖掘機參數為：總質量 7 800 kg，12 個支重輪，設計最大牽引力 56 kN。一般情況下，履帶行走機構原地轉彎時，不會同時進行挖掘及爬坡作業，單邊履帶的牽引力最大[2]。由于挖掘機自重的作用，在履帶板體上部施加有垂直載荷，取支重輪的最大動載荷系數為 1.6，將挖掘機重力換算成履帶板體上的垂直載荷[3]。由于有 12 個支重輪，設定 1 個支重輪在 1 塊履帶板上面，則每塊履帶板體上受到的垂直載荷力Fn=7 800 kg×9.8 N/kg×1.6÷12=10 192 N，均勻施加在履帶板體中間位置，如圖 3 中標識 D(Force 3) 所示。

驅動鏈輪與履帶板銷軸嚙合，在履帶板銷孔處施加了拉力。原地轉彎時，單邊履帶行走部的牽引力[4-5]

式中：f為履帶滾動阻力系數，取f=0.08～ 0.10；G為挖掘機整機重力；φ為附著系數，取φ=0.8～ 1.0；L為單邊行走部的接地長度；B為履帶軌距；n為挖掘機重心與履帶接地型心的縱向偏心距。

代入G=7 800 kg×9.8 N/kg=76 440 N，f=0.1，B=1 750 mm，φ=1.0，L=2 230 mm，計算得出單邊履帶行走部的牽引力Fq＜ 28 174 N。在進行履帶板強度校核分析時，可取牽引力Fq=28 174 N 作為履帶板受到的最大拉力，施加在履帶板 2 個銷孔半圓處，如圖 3中標識 B (Force) 及標識 C (Force 2) 所示。

履帶車輛是通過改變兩側驅動鏈輪的轉速來實現轉向的，轉向過程中，履帶要克服地面的摩擦阻力距。摩擦阻力矩等于在履帶底部施加的回轉力矩M[5]，

式中：μ為轉向阻力系數。

取μ=0.5，可得出單塊履帶板回轉力矩M0=M÷12=0.5×76 440 N×2.23 m÷4÷12=1 776 N·m，如圖 3中標識 E (Moment) 所示。

1.4 履帶板結構強度分析

對履帶板進行有限元靜力學分析。圖 3 中，對履帶板一側 2 個銷孔施加固定約束，拉力施加在履帶板體另一側 2 個銷孔半圓處，均勻分布在半圓孔內壁上；垂直載荷均勻施加在履帶板體中間位置；回轉力矩施加在履帶板體底面。

(1) 工況 1 不轉彎工況下，履帶板只受垂直載荷、拉力的作用，不受回轉力矩的作用。以轉彎工況下計算得到的單邊履帶所受最大牽引力作為履帶板所受拉力，對履帶板進行強度計算分析，得到履帶板的最大應力、最大應變及最大位移，如表 2 所列。履帶板應力云圖如圖 4 所示，履帶板兩側應力分布對稱，最大應力位于施加力的孔 B 內部邊緣處 (標記有Max)，由于鏈軌節此處截面積變小，出現了最大應力值 129.64 MPa。

表2 履帶板及驅動鏈輪在不同工況下的最大應力、應變及位移Tab.2 Maximum stress,strain and displacement of crawler plate and driving sprocket in various operation modes

圖4 不轉彎工況下履帶板應力云圖Fig.4 Stress contours of crawler plate in straight steering mode

(2) 工況 2 轉彎工況下，履帶板受垂直載荷、拉力及回轉力矩的作用，對其進行強度計算分析，得到履帶板的最大應力、最大應變及最大位移，如表2 所列。履帶板應力云圖如圖 5 所示，轉彎工況下由于增加了回轉力矩，履帶板最大應力為 229.12 MPa，相比不轉彎工況下的最大應力值增加了約 100 MPa，即回轉力矩使最大應力增加了約 77%，最大應力位置為施加約束孔 A的內部 (標記有 Max)，最大應變為0.001 153 4，應變值很小。另外，如將施加的回轉力矩取反方向，則履帶板最大應力位置則變為施加約束孔 E的內部邊緣處，與未改變施加回轉力矩方向前最大應力位置孔 A (標記有 Max) 左右對稱，故在轉彎工況下，回轉力矩的大小和方向對履帶板的最大應力大小及位置影響較大。

圖5 轉彎工況下履帶板應力云圖Fig.5 Stress contours of crawler plate in turning mode

(3) 工況 3 為了分析鏈軌節有中部通孔的情況，重新在 SolidWorks 軟件中建立了履帶板的三維模型，導入 ANSYS Workbench 軟件中，并采用Automatic method 對履帶板模型進行網格離散化處理，有限元尺寸為 5.0 mm，共計 153 639 個節點和 96 936個單元。設置與之前分析同樣的邊界條件，施加約束及載荷進行分析計算，得到此工況下履帶板的最大應力、最大應變和最大位移，如表 2 所列。鏈軌節有中部通孔的履帶板應力云圖如圖 6 所示，最大應力位于鏈軌節中部通孔的內部 (標記有 Max)。該處為圓角起始位置，截面尺寸最小，故應力集中，最大應力為355.21 MPa，最大應變為 0.001 777 7，應變值較小，安全系數達到 2.20。設計的履帶板體及鏈軌節結構及選用的材料能夠滿足工況使用的要求，如需要降低該處的最大應力，可以通過增加厚度來增大此處的截面面積。

圖6 轉彎工況下鏈軌節有中部通孔的履帶板應力云圖Fig.6 Stress contours of crawler plate whose link bearing middle through hole in turning mode

前面 2 種工況的分析結果表明，最大應力均出現在鏈軌節的銷孔處，履帶板體強度安全系數較高。履帶板體和鏈軌節都有相應的標準以選擇規格，標準對鏈軌節大體尺寸都有規定，但對鏈軌節中部通孔未定義具體尺寸。該中部通孔主要是為了便于安裝履帶板體與鏈軌節的連接螺栓，以及減輕鏈軌節的質量。

3 種工況的分析結果表明，不考慮鏈軌節中部通孔時，履帶板最大應力位置出現在鏈軌節的銷孔位置；考慮鏈軌節中部通孔時，履帶板最大應力出現在鏈軌節中部通孔。因此，設計時需要關注鏈軌節中部通孔的位置及尺寸，避免最大應力過大，造成鏈軌節銷耳發生斷裂。

2 驅動鏈輪強度分析

驅動鏈輪作為行走機構的關鍵部件之一，如果強度不夠，會出現不同程度的掉塊、斷齒故障，斷齒部位主要集中在齒根圓弧位置。將在 SolidWorks 軟件中建立的驅動鏈輪三維模型導入 ANSYS Workbench 軟件中，采用 Automatic method 對驅動鏈輪模型進行網格離散化處理，有限元尺寸為 10 mm，共計 55 505 個節點和 33 349 個單元。驅動鏈輪有限元模型如圖 7 所示。驅動鏈輪材料選用 SCSiMn2H 高淬透性硅錳鑄鋼，屈服強度σs=490 MPa。

圖7 驅動鏈輪有限元模型Fig.7 Finite element model of driving sprocket

在對驅動鏈輪進行強度校核時，為保證履帶式挖掘機行走機構工作時的可靠性，以液壓行走馬達的最大輸出轉矩為極限轉矩，經過減速機減速增矩后作為驅動鏈輪的最大驅動轉矩，并以此轉化為最大驅動力來校核驅動鏈輪的強度。在實際工況中，由于驅動鏈輪與履帶的切入角很小 (3°～5°)，導致只有很少的輪齒在傳遞動力。這里取極限情況進行分析，即只有 1個輪齒傳遞動力，以保證驅動鏈輪及履帶工作時的可靠性[4]。

液壓行走馬達最大輸出轉矩

式中：Vg為液壓馬達的排量；Δp為壓差；ηm為機械液壓效率。

代入Vg=55 mL/r，Δp=30 MPa，ηm=0.85，得出Tm=223.33 N·m。減速機的減速比i=50，可以計算出減速機輸出最大轉矩Tj=Tmi=11 166.40 N·m。驅動鏈輪節圓半徑r=260 mm，計算出驅動鏈輪的最大驅動力Fq=0.95Tj/r=40 800 N。

驅動鏈輪上施加的固定約束在鏈輪安裝側面，如圖 8 中標識 A (Fixed Support) 所示，施加最大驅動力在單個齒的嚙合齒面，如圖 8 中標識 B (Force) 所示。計算得到的驅動鏈輪的最大應力、最大應變和最大位移如表 2 所列。驅動鏈輪應力云圖如圖 9 所示。

圖8 驅動鏈輪上施加的載荷及約束Fig.8 Loads and restraints exerted on driving sprocket

由表 2 及圖 9 可知，驅動鏈輪最大應力為 102.46 MPa，位于施加載荷齒面的另一側齒根處，最大應變為 0.000 513 7，應變值很小，安全系數達到 4.78，設計的驅動鏈輪結構及選用的 SCSiMn2H 硅錳鑄鋼滿足工況使用要求。由于安全系數較高，可以對驅動鏈輪的厚度做進一步的優化設計。

圖9 驅動鏈輪應力云圖Fig.9 Stress contours of driving sprocket

3 結論

通過采用 SolidWorks 軟件建立履帶式挖掘機行走機構關鍵部件履帶板、驅動鏈輪的三維模型，在挖掘機轉彎及行走馬達極限轉矩工況下，采用 ANSYS Workbench 軟件分別對履帶板、驅動鏈輪進行了有限元靜力學強度分析，結果表明：

(1) 在轉彎工況下，在履帶板底部施加的回轉力矩大小和方向對履帶板最大應力的大小及位置影響較大，相比不轉彎工況下，回轉力矩使最大應力值增加了約 77%；

(2) 在設計履帶板的鏈軌節時，需要關注鏈軌節中部通孔的位置及尺寸，避免最大應力過大，造成鏈軌節銷耳發生斷裂；

(3) 履帶板及驅動鏈輪在不同受力情況下的最大應力均沒有超出選用材料的屈服強度，安全系數都超過 2.0，說明履帶板的鏈軌節銷耳及驅動鏈輪的齒根部結構設計均滿足工況使用要求，材料的選用也安全合理。