大型電動(dòng)輪礦用自卸車關(guān)節(jié)軸承的有限元分析

董志明，丁浩然，潘艷君，李顯武

(1.內(nèi)蒙古北方重型汽車股份有限公司 技術(shù)中心，內(nèi)蒙古 包頭 014030；2.內(nèi)蒙古包頭北方專用機(jī)械有限責(zé)任公司 技術(shù)部，內(nèi)蒙古 包頭 014033)

電動(dòng)輪礦用自卸車是礦用自卸車的一種，它是由發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電，再通過控制系統(tǒng)和高壓電纜驅(qū)動(dòng)安裝在后橋的電動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)整車的前進(jìn)、后退、差速等工況。由于電傳動(dòng)系統(tǒng)沒有變速器、傳動(dòng)軸、主減速器、差速器和半軸等零部件，使整車結(jié)構(gòu)大大簡(jiǎn)化，提高了傳動(dòng)效率和工作的可靠性。目前國內(nèi)年產(chǎn)1 000萬噸以上的露天礦山都將200 t級(jí)以上的大噸位電動(dòng)輪礦用自卸車作為首選運(yùn)輸工具。

大型電動(dòng)輪礦用自卸車的整備質(zhì)量和滿載質(zhì)量都很大，以載重量為240 t的電動(dòng)輪礦用自卸車為例，它的滿載最大質(zhì)量達(dá)到400 t。后橋做為驅(qū)動(dòng)橋，它與整車之間的作用力(驅(qū)動(dòng)力、制動(dòng)力等)最終都要通過關(guān)節(jié)軸承傳遞，所以關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈與外圈之間傳遞的作用力很大，接觸表面間有很大的接觸應(yīng)力。精確掌握兩者之間的接觸應(yīng)力以及由于內(nèi)、外圈之間的滑動(dòng)造成的摩擦應(yīng)力，對(duì)于關(guān)節(jié)軸承的設(shè)計(jì)、材料選用、熱處理方法的確定有著很大的指導(dǎo)意義[1]。文中以某型號(hào)電動(dòng)輪礦用自卸車為例，對(duì)其驅(qū)動(dòng)橋與車架之間的作用力進(jìn)行分析研究，并對(duì)整車在前進(jìn)工況下驅(qū)動(dòng)橋與車架之間的關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈之間的接觸應(yīng)力進(jìn)行有限元分析。

1 關(guān)節(jié)軸承受力分析

礦用自卸車大部分采用4×2后輪驅(qū)動(dòng)的形式，后懸架采用單縱臂式懸架結(jié)構(gòu)?？v臂與后橋殼可以采取整體式或分體式結(jié)構(gòu)，分體式結(jié)構(gòu)中縱臂與后橋殼通過螺栓固連或直接焊接在一起；縱臂的前端通過關(guān)節(jié)軸承與車架橫梁鉸接在一起，其作用是導(dǎo)向并約束后橋在整車縱向平面的運(yùn)動(dòng)；后橋的橫向運(yùn)動(dòng)通過安裝在車架和后橋殼之間的橫拉桿進(jìn)行導(dǎo)向和約束，結(jié)構(gòu)如圖1所示[2]。

1—車架；2—后懸缸；3—驅(qū)動(dòng)橋；4—車架橫梁

由車架、后懸缸、驅(qū)動(dòng)橋構(gòu)成的三角形結(jié)構(gòu)組成了電動(dòng)輪礦用自卸車的后懸架總成。圖中A，B，C分別為上述3者的鉸接點(diǎn)。3個(gè)鉸接點(diǎn)都采用關(guān)節(jié)軸承連接，因?yàn)殂q接驅(qū)動(dòng)橋與車架橫梁的關(guān)節(jié)軸承在整車的運(yùn)行過程中承受的作用力最大，所以其公稱直徑最大(600 mm)。整車在運(yùn)行過程中要經(jīng)歷前進(jìn)、加速、制動(dòng)及倒車等工況，各種工況下關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈之間作用力的大小和方向不同。

鉸接驅(qū)動(dòng)橋與車架橫梁的關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈焊接在車架橫梁上，與外圈鉸接在一起，內(nèi)、外圈的接觸面為球形，屬于高副機(jī)構(gòu)。以關(guān)節(jié)軸承的內(nèi)圈為研究對(duì)像，整車處于靜止?fàn)顟B(tài)時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如圖1所示，F(xiàn)1為整車及物料通過外圈對(duì)內(nèi)圈的作用力，方向沿AC的連線；F2為驅(qū)動(dòng)橋通過外圈對(duì)內(nèi)圈的作用力，方向沿AB連線；F3為F1和F2作用下產(chǎn)生的反作用力。

在前進(jìn)工況下，驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)力推動(dòng)整車向前行駛，軸承內(nèi)、外圈的接觸區(qū)域在圖2所示的區(qū)域內(nèi)；在加速工況下，軸承內(nèi)、外圈之間的作用力方式基本與前進(jìn)工況相同，只不過在計(jì)算時(shí)需要額外考慮由于加速度產(chǎn)生的作用力；在倒車工況下，驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)生的方向向后的驅(qū)動(dòng)力拉動(dòng)整車向后行駛，軸承內(nèi)、外圈的接觸區(qū)域在圖3所示的區(qū)域內(nèi)；在制動(dòng)工況下，軸承內(nèi)、外圈之間的作用力方式基本與倒車工況相同，只不過在計(jì)算時(shí)需要額外考慮由于制動(dòng)加速度產(chǎn)生的作用力。

圖2 前進(jìn)時(shí)關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈之間的接觸

圖3 倒車時(shí)關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈之間的接觸

從理論上講，關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈之間為面面接觸，但實(shí)際上由于目前制造技術(shù)上的限制，內(nèi)、外圈之間接觸的兩個(gè)球形面的直徑并不相等，造成關(guān)節(jié)軸承受力以后首先在接觸表面之間發(fā)生點(diǎn)接觸，隨著二者之間的作用力逐漸增加，內(nèi)、外圈之間局部產(chǎn)生彈性變形，進(jìn)而變?yōu)榍娼佑|，接觸應(yīng)力很高。而在接觸區(qū)以外的區(qū)域，內(nèi)、外圈之間的配合面屬于分離狀態(tài)[3]。另外由于整車行駛路面的不平，造成后懸缸不斷的伸縮和驅(qū)動(dòng)橋的擺動(dòng)，與驅(qū)動(dòng)橋固連的外圈與車架橫梁固定在一起的內(nèi)圈間會(huì)產(chǎn)生一定的擺動(dòng)，這樣在內(nèi)、外圈的接觸區(qū)域會(huì)產(chǎn)生摩擦應(yīng)力。

2 有限元分析

2.1 模型選取

從以上分析可知，由于關(guān)節(jié)軸承的內(nèi)圈焊接在車架橫梁上不能轉(zhuǎn)動(dòng)，在任何工況下，接觸應(yīng)力最高的區(qū)域都在圖2和圖3所描述的區(qū)域內(nèi)，所以在對(duì)軸承有限元分析時(shí)，只需取模型的1/2即可。

2.2 單元的選擇

關(guān)節(jié)軸承的內(nèi)圈和外圈都采用軸承鋼制造，內(nèi)、外圈配合面之間的接觸屬于面對(duì)面的柔-柔接觸。劃分網(wǎng)格時(shí)采用SOLID186單元，接觸面之間采用CONTA174和TARGE170單元。CONTA174和TARGE170單元屬于面-面接觸單元，具有以下特點(diǎn)：可以模擬任意形狀的兩個(gè)表面接觸；不必事先知道接觸的準(zhǔn)確位置；兩個(gè)面可以具有不同的網(wǎng)格；支持大的相對(duì)滑動(dòng)；支持大應(yīng)變和大轉(zhuǎn)動(dòng)[4]。分析的有限元模型如圖4所示。

圖4 關(guān)節(jié)軸承的有限元模型

2.3 接觸剛度的確定

接觸(法向)剛度用來保證接觸界面的協(xié)調(diào)性，它的大小設(shè)置影響著求解精度和收斂速度。接觸剛度類似于在接觸面和目標(biāo)面之間的一個(gè)彈簧，接觸剛度越小，接觸面之間的穿透量越大，求解精度越低；接觸剛度越大，接觸面之間的穿透量越小，求解精度越高，但是太大的接觸剛度會(huì)使模型產(chǎn)生振蕩，使接觸表面互相跳開，導(dǎo)致求解發(fā)散[5]。

接觸單元除了在接觸表面間傳遞法向壓力外，還傳遞切向力(摩擦)，采用切向罰剛度保證切向的協(xié)調(diào)性。切向剛度數(shù)值的大小同接觸剛度一樣，同樣影響著求解的精度和速度，切向剛度的初值一般取為接觸剛度的0.1倍，即Ktangent=0.01Knormal。

礦用自卸車關(guān)節(jié)軸承接觸屬于實(shí)體接觸，由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，可劃分出密度比較均勻、形狀比較規(guī)則的單元，在求解時(shí)比較容易收斂，所以選擇接觸剛度為10；另外根據(jù)上述公式Ktangent=0.01Knormal，取切向剛度為0.1。

2.4 接觸面和目標(biāo)面的確定

如果只是要大致確定接觸面和目標(biāo)面的應(yīng)力分布、接觸區(qū)域等，可以采用對(duì)稱接觸，但是對(duì)稱接觸求解出的接觸應(yīng)力是接觸面和目標(biāo)面的平均值，與實(shí)際有一定的誤差。采用非對(duì)稱接觸可以準(zhǔn)確求解出接觸面接觸應(yīng)力的真實(shí)值，但目標(biāo)面的結(jié)果為0，所以為了求得兩個(gè)配合面上的接觸應(yīng)力，必須將接觸面和目標(biāo)面互換，再次求解。在對(duì)關(guān)節(jié)軸承的分析中，采用非對(duì)稱接觸，進(jìn)行兩次求解[6]。

2.5 分析結(jié)果

整個(gè)有限元模型共有實(shí)體SOLID186單元20 820個(gè)，接觸單元CONTA174和目標(biāo)單元TARGE170均為1 876個(gè)。約束關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈的所有自由度，在軸承外圈的外表面上加載整車前進(jìn)時(shí)驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)力。為了對(duì)比軸承在有潤滑(摩擦因數(shù)取0.10)和無潤滑(摩擦因數(shù)取0.15)的條件下軸承內(nèi)、外圈之間的應(yīng)力差異，對(duì)兩種狀態(tài)在同樣的載荷和約束條件下分別進(jìn)行了分析。圖5～圖8分別為有潤滑條件下軸承內(nèi)、外圈之間的Von Mises應(yīng)力、摩擦應(yīng)力和壓應(yīng)力分布；圖9～圖12分別為無潤滑條件下軸承內(nèi)、外圈之間的Von Mises應(yīng)力、摩擦應(yīng)力和壓應(yīng)力分布。

圖5 有潤滑情況下軸承的Von Mises應(yīng)力分布

圖6 有潤滑情況下軸承的摩擦應(yīng)力分布

圖7 有潤滑情況下軸承內(nèi)圈的壓應(yīng)力分布

圖8 有潤滑情況下軸承外圈的壓應(yīng)力分布

圖9 無潤滑情況下軸承的Von Mises應(yīng)力分布

圖10 無潤滑情況下軸承的摩擦應(yīng)力分布

圖11 無潤滑情況下軸承內(nèi)圈的壓應(yīng)力分布

圖12 無潤滑情況下軸承外圈的壓應(yīng)力分布

由有限元分析可知，軸承表面的最大接觸應(yīng)力是302.96 MPa(圖10)，小于該材料的許用接觸應(yīng)力(500～540 MPa)，因此，軸承的性能滿足設(shè)計(jì)要求。另外可以從分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)，軸承外圈的最大接觸應(yīng)力稍大于內(nèi)圈的最大接觸應(yīng)力，二者的數(shù)值相差不大，因此在對(duì)結(jié)果精度要求不高的情況下，可以采用對(duì)稱接觸的分析方法對(duì)軸承的接觸情況進(jìn)行分析。由圖6和圖10可知，在無潤滑的情況下內(nèi)、外圈之間的摩擦應(yīng)力是有潤滑條件下的1.8倍，所以保證軸承的良好潤滑是提高軸承壽命的有效途徑。

3 結(jié)束語

對(duì)大型電動(dòng)輪礦用自卸車的車架和驅(qū)動(dòng)橋間關(guān)節(jié)軸承在各工況下的受力進(jìn)行了分析，基于此，對(duì)礦用自卸車前進(jìn)時(shí)，車架和驅(qū)動(dòng)橋間關(guān)節(jié)軸承進(jìn)行了有限元分析，分析結(jié)果表明：軸承表面的最大接觸應(yīng)力小于該材料的許用接觸應(yīng)力,軸承的性能滿足設(shè)計(jì)要求；軸承內(nèi)、外圈的最大接觸應(yīng)力相差不大，在對(duì)結(jié)果精度要求不高的情況下，可以采用對(duì)稱接觸的分析方法對(duì)軸承的接觸情況進(jìn)行分析；保證軸承的良好潤滑是提高軸承壽命的有效途徑。