一种可实际优化挖掘机车架结构的分析方法

王冉冉，王 勇，焦 青

（徐州徐工矿山机械有限公司，江苏 徐州 221000）

挖掘机是目前工程机械行业应用较为广泛的设备，但其工况较恶劣，且复杂多变。车架作为主要承重部件，承受较大载荷且受力形式多样化，要求结构件必须具有一定强度。对比大型挖掘机车架在4种典型工况下的整体应力分布情况及关键部位应力分布情况，有助于为挖掘机车架的设计及故障分析改进提供一种新的分析方法。

图1是大型挖掘机车架结构，主要由左纵梁、右纵梁、H架和齿圈座组成，H架骑在左右纵梁上，通过螺栓连接，可进行伸缩以调节下车宽度。

图1 车架结构

1 车架模型建立

1.1 工况分析

挖掘机车架受力情况复杂多变，一般针对失稳状态进行受力分析，本文选择4种典型失稳状态进行综合分析。可基本满足车架设计及结构改进的强度分析需求。

工况1为挖掘机左侧挖掘，导致整车仅左侧引导轮A与驱动轮B承重的状态，且引导轮A与驱动轮B承重比例为8∶2；工况2与工况1失稳状态相同，但引导轮A与驱动轮B承重比例为2∶8；工况3为挖掘机正向挖掘，导致仅有两侧引导轮A、B承重的状态；工况4为挖掘机作业中导致仅左侧引导轮A与右侧驱动轮D承重的状态，具体位置见图2所示。

图2 工况示意图

1.2 载荷分析

挖掘机失稳状态不同，承载位置及大小不同，图3为挖掘机车架受力示意图，根据上文提供的4种失稳工况进行分别计算，计算过程不再赘述。

图3 挖掘机车架受力示意图

图3 中G0为上车总成重量，力臂为L0；G1为工作装置总成重量，力臂为L1；G2为配重总成重量，力臂为L2；G3为底盘总成重量；W为风载荷，力臂为HW；W1为斗齿切向挖掘力，力臂为LW1；W2为斗齿法向挖掘机，力臂为HW2；各参数值见表1。

按上文所述4种工况进行分别计算，得到各承重部位的载荷如表2所示。根据实际受力情况，本文均施加远程力进行分析。引导轮施力点为引导轮下端与链轨接触处，驱动轮施力点为驱动轮节圆下端与链轨接触处。

表1 各计算参数表

表2 车架各工况承受载荷表

1.3 模型优化

利用三维建模软件进行车架三维建模。为保证网格划分质量及分析运行速度，在模型导入分析软件前，需对其进行优化处理：

（1）去除对结构强度无影响的附属结构，如螺纹座、吊耳等；

（2）除加载约束等情况外，可去除大多数的螺纹孔和光孔；

（3）避免出现线接触、点接触等结构；

（4）为便于网格划分及相邻节点共享，采用连接重组的方式处理模型。

基于以上优化，将模型导入有限元分析软件。

1.4 前处理

模型使用钢结构作为分析材料，因车架为大型结构件，且结构形式较规则，采用四面体自由划分网格，Size设置为10mm，得到1024252个单元，建立车架CAE模型如图4所示。选择齿圈座安装面施加固定约束，根据上文所述4种典型失稳工况进行远程载荷的施加。

图4 车架CAE模型

2 求解与分析

2.1 车架整体应力分布

对4种工况下的挖掘机车架进行应力分析，整体应力分布如图5-8所示。工况1，即挖掘机左侧挖掘，仅左侧引导轮与驱动轮承重的状态，且引导轮与驱动轮承重比例为8∶2。此工况下最大应力基本达到材料屈服极限，是4种工况中最恶劣的情况，在结构设计或改进时，应重点对此种工况下受力较大区域的结构进行加强设计；工况3，即挖掘机正向挖掘，仅有两侧引导轮承重的状态，此时应力分布较均匀，安全系数可达1.5以上。此种工况是挖掘机实际工作中较常见的，结构故障多为疲劳损坏。

图5 工况1车架应力分布

图6 工况2车架应力分布

图7 工况3车架应力分布

4种工况中应力较大区域主要发生在齿圈座与H架结合处、H架与纵梁连接处，这些区域也是车架的关键部位，进行结构设计及分析时应重点考虑其强度。

图8 工况4车架应力分布

图9 车架关键部位

2.2 车架关键部位应力分布

依据市场质量反馈信息，齿圈座与H架结合处、H架与纵梁连接处易发生开裂，与上文分析结果一致，这些部位作为车架关键部位需进行重点分析。

2.2.1 齿圈座与H架结合处

根据不同工况，较大应力分布在齿圈座与H架结合处的不同部位，选取结合处为研究对象，分析其在不同工况下的应力变化情况。

工况1和工况2下，挖掘机底盘承载方式不同，但最大载荷相同，据上文可知整车最大应力值不同，但齿圈座与H架结合处最大应力值基本相同，可见其应力值主要受载荷大小的影响，且最大应力偏向承载较大的位置，见图10。同理工况3和工况4下，虽承载位置不同，但载荷值相同，分析得齿圈座与H架结合处最大应力值基本相同。

工况1和工况2下，齿圈座与H架结合处应力在承载较小的区域，应力值小且变化平稳，在承载较大的区域，应力值急剧上升和下降，并且最大应力值较大，这样易导致齿圈座与H架结合处因受冲击较大而开裂。工况3和工况4下，齿圈座与H架结合处应力值浮动大，但最大应力值不大，这样的工况易发生疲劳损坏。

图10 齿圈座与H架结合处路径

图11 工况1和工况2下齿圈座与H架结合处应力

图12 工况3和工况4下齿圈座与H架结合处应力

2.2.2 H架与纵梁连接处

车架H架与纵梁连接处共4处，分前侧和后侧，应力较大位置发生在连接处的外侧，分析路径均选取外侧的接触位置，方向由车体外侧指向内侧，图13和图14为左纵梁上分析位置，右纵梁与左纵梁的分析路径是对称的。

H架与纵梁连接处应力分布情况如图15、图16所示，前侧较大应力分布在靠近车体外侧处，由外向内，逐渐变小；而后侧应力分布情况与前侧相反，较大应力分布在靠近车体内侧处，由内向外，逐渐变小。相同载荷的情况下，前侧最大应力值比后侧要高些，这与纵梁的结构及载荷传递方式有关。

图13 H架与左纵梁前侧联接处路径

图14 H架与左纵梁后侧联接处路径

图15 H架与左纵梁前侧联接处应力

图16 H架与左纵梁后侧联接处应力

3 应用及测试

基于本文提出的挖掘机车架CAE分析方法，针对某挖掘机齿圈座断裂情况，结合试验测试进行结构分析及改进设计。

3.1 车架故障分析

某挖掘机齿圈座断裂图，明显为焊缝开裂。基于以上方法，得到4种工况下开裂部位的应力分布如图17所示，可见在工况1和工况2下齿圈座最大应力值近200MPa。由上文可知，此处易发生疲劳损坏，若存在较大应力则容易发生焊缝开裂。

图17 齿圈座应力图

3.2 测试

针对以上故障，对车架开裂部位应力较大的地方进行测试，测试仪器设备为应力应变测试仪和电阻应变计。电阻应变计采用直片，测点根据仿真结果布置（见图18），集中在应力值较大的区域，取其中最大值。

图18 测点位置示意图

4种工况下测试结果见表3。测试结果与仿真分析结果基本一致，因实际工况更复杂恶劣，测试结果普遍高于仿真结果。可见仿真结果可作为结构改进的依据。

表3 测试区域最大应力值

3.3 结构改进

分析及测试可知，齿圈座的结构已不能满足挖掘机可靠性要求。针对应力较大部位进行结构改进，将焊接式齿圈座改进为整体锻件式结构，可避免焊接对母材的损伤，也可避免产生焊接残余应力（见图19）。

对改进后的结构进行仿真分析，得到4种工况下的应力分布如图20所示。应力最大值普遍降低，最大应力值由近200MPa降为约110MPa，应力情况得到明显改善。

图19 齿圈座结构改进

图20 锻件式齿圈座应力图

由图20可知，最大应力发生部位与焊接式齿圈座基本一致。同样的对改进后的结构进行测试，测试方法与上文保持一致，得到测试结果见表4。

测试结果与仿真结果基本保持一直，同样略高于仿真结果，与改进前相比应力情况明显得到改善。

表4 新结构测试区域最大应力值

3.4 测试相关

考虑挖掘机作业工况的复杂性及仿真结果存在一定偏差，在测试时，依据仿真结果在应力较大的区域进行小范围测试。

4 结论

针对结构更加复杂、工况更加恶劣的大型挖掘机，本文提出了一种车架有限元分析方法，给出4种挖掘机失稳典型工况，并针对4种工况进行了详细分析，总结出车架关键区域，分析结果符合市场质量反馈的信息。依据提出的分析方法，针对市场某挖掘机故障进行了分析测试，结果显示本文所提供的分析方法可行有效，可为设计人员在产品设计及产品质量维护改进时提供参考依据。

［1］ 李雪. 12m3机械式矿用挖掘机行走底架结构强度刚度研究［D］. 吉林：吉林大学，2007.

［2］ 同济大学. 单斗液压挖掘机［M］. 北京：中国建筑工业出版社，1983.

［3］ 吴金峰，宗波，汤中连. 履带式液压挖掘机下车架有限元分析［J］. 建筑机械，2012（11）：117-119，123.

［4］ 王冉冉，吴金峰，宗波. 挖掘机回转支承安装座有限元分析［J］. 工程机械，2012（7）：36-40.