關(guān)麗杰，郜云波，趙偉民

(東北石油大學(xué)，黑龍江 大慶 163318)

1 引言

裝載機(jī)快換裝置是連接工作裝置與機(jī)具的重要部件，主要有機(jī)械式，液控式，氣控式三種，目前應(yīng)用較多的為液控式快換裝置，如圖1所示?？鞊Q裝置作為多功能裝載機(jī)的關(guān)鍵部件，可使裝載機(jī)快速更換各種機(jī)具，實(shí)現(xiàn)一機(jī)多用，節(jié)約空間和資源，減少吊裝拆卸時(shí)間，提高了工作效率。隨著近年來(lái)國(guó)家經(jīng)濟(jì)和基本建設(shè)的迅猛發(fā)展，裝載機(jī)快換裝置的應(yīng)用越來(lái)越廣，作用越來(lái)越大，同時(shí)對(duì)其安全性等要求也越來(lái)越高。新型方便快捷，安全可靠，可更換多種機(jī)具的快換裝置的研發(fā)將是裝載機(jī)行業(yè)發(fā)展的必然趨勢(shì)。

圖1 液控式裝載機(jī)快換裝置

2 目標(biāo)函數(shù)分析

裝載機(jī)的掘起力是很重要的動(dòng)力學(xué)指標(biāo)。系統(tǒng)壓力一定時(shí)，機(jī)構(gòu)的傳力比決定掘起力的大小。為了提高掘起力，選擇鏟斗在地面放平時(shí)機(jī)構(gòu)的傳力比作為目標(biāo)函數(shù)。

2.1 裝載機(jī)傳力比分析

如圖2所示為帶有快換裝置的裝載機(jī)工作裝置力學(xué)模型。連桿機(jī)構(gòu)傳力比CF為:

圖2 工作裝置力學(xué)模型

通過(guò)對(duì)前述傳力比的計(jì)算可知，要使傳力比最大，即L1最小。

2.2 快換裝置及機(jī)具受力分析

考慮到計(jì)算的簡(jiǎn)化，采用最為惡劣的兩種工況:插入和掘起聯(lián)合工況，只要滿(mǎn)足這種工況，其他任何情況都會(huì)滿(mǎn)足［1］。鏟斗為裝載機(jī)最為常見(jiàn)的機(jī)具，文章以鏟斗作為機(jī)具代表進(jìn)行受力分析。

(1)鏟斗受力分析 鏟斗受力如圖3所示。由平面力的平衡條件列平衡方程得:

圖3 鏟斗受力圖

(2)快換裝置受力分析 經(jīng)鏟斗受力計(jì)算可知RC、RxB、RyB，鉸點(diǎn)D、E為快換裝置與連桿及動(dòng)臂連接處，快換裝置受力如圖4所示。

圖4 快換裝置受力圖

由:

得:

3 設(shè)計(jì)變量分析

文章以Z30E型裝載機(jī)為例，優(yōu)化一種通用型快換裝置，為保證裝載機(jī)的工作性能，不改變反轉(zhuǎn)六桿機(jī)構(gòu)的各鉸點(diǎn)位置，因此D、E點(diǎn)位置不變，確定B、C鉸點(diǎn)的位置即為確定快換裝置各鉸點(diǎn)的位置。選擇如下設(shè)計(jì)變量:

4 確定約束條件

4.1 強(qiáng)度約束

裝載機(jī)快換裝置是實(shí)現(xiàn)裝載機(jī)多功能性的重要部件，是復(fù)雜受力構(gòu)件，其強(qiáng)度、剛度設(shè)計(jì)很重要，一旦因總體強(qiáng)度設(shè)計(jì)不足而造成扭曲或斷裂故障，就將難以修復(fù)，甚至造成安全事故。因此快換裝置總體設(shè)計(jì)的強(qiáng)度和剛度一般足夠大，不會(huì)出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)或突然斷裂現(xiàn)象［2］。

由于在鏟掘聯(lián)合工況下，動(dòng)臂不動(dòng)，快換裝置可看做是支承在動(dòng)臂鉸接點(diǎn)E點(diǎn)和連桿鉸接點(diǎn)D點(diǎn)的雙支點(diǎn)懸臂梁，經(jīng)過(guò)鏟斗后邊緣處斷面最為薄弱，該平面為危險(xiǎn)斷面，此斷面上的正應(yīng)力為:

式中:M為斷面處的彎矩;F為斷面處的軸向力;W為斷面處抗彎截面系數(shù);A為斷面處截面積;δ為材料屈服極限。

銷(xiāo)軸支座的擠壓應(yīng)力為:

式中:許用應(yīng)力［σ］按下式計(jì)算，即:

式中:P1為鉸點(diǎn)所受載荷;L1為軸孔厚度;d為軸的直徑;σs為材料的屈服極限;n為安全系數(shù)。

快換裝置材料通常為Q345，σs=345 MPa，考慮工程機(jī)械工作繁重，條件惡劣，以及計(jì)算上的誤差，通常n＞1.5。根據(jù)情況，可取n=1.8。

4.2 幾何外形約束

充分考慮整機(jī)尺寸及工作裝置布置可能性要求，設(shè)計(jì)中應(yīng)給出各設(shè)計(jì)變量允許變化空間范圍［3］。由于快換裝置的兩前鉸點(diǎn)限制在機(jī)具的外形后側(cè)，兩后鉸點(diǎn)與裝載機(jī)動(dòng)臂與連桿的前鉸點(diǎn)在鏟掘聯(lián)合工況時(shí)的絕對(duì)位置一致，此外，為使傳力比最大，前上鉸點(diǎn)高于后上鉸點(diǎn)的位置，前下鉸點(diǎn)低于后下鉸點(diǎn)。

4.3 運(yùn)動(dòng)約束

要求滿(mǎn)足連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的協(xié)調(diào)性、避免可能存在的運(yùn)動(dòng)干涉。為保證裝載機(jī)的收斗角的要求，在掘起工況時(shí)達(dá)到收斗角，此時(shí)快換裝置與動(dòng)臂易于造成干涉，影響斗容量的實(shí)現(xiàn)，因此快換裝置與動(dòng)臂和掛鉤的鉸接點(diǎn)與水平面要成相應(yīng)的角度，以免干涉，造成快換裝置和動(dòng)臂的碰撞磨損，影響裝載機(jī)的工作性能。如圖5所示，θ為裝載機(jī)的收斗角，φ為快換裝置BE與動(dòng)臂不干涉時(shí)與豎直面的最大角度，因此，在鏟掘聯(lián)合工況時(shí)BE與水平面的角度為θ-φ。

圖5 裝載機(jī)極限收斗時(shí)快換裝置與動(dòng)臂不干涉的情況

4.4 可靠性約束

由于快換裝置的B鉸點(diǎn)要與機(jī)具的掛鉤相鉸接，為了防止脫鉤和鉤子斷裂的情況，在鏟掘聯(lián)合工況下，鉤的受力方向要在鉤與銷(xiāo)軸接觸面的中心位置，令該力的方向與水平面呈銳角ψ。

5 裝載機(jī)快換裝置優(yōu)化實(shí)例及結(jié)果分析

Z30E裝載機(jī)最大掘起力96 kN，最大牽引力為83 kN、參照?qǐng)D6Z30E裝載機(jī)的主要結(jié)構(gòu)尺寸如表1。

圖6 簡(jiǎn)化快換裝置與鏟斗尺寸圖

表1 Z30E裝載機(jī)主要結(jié)構(gòu)尺寸

根據(jù)快換裝置數(shù)學(xué)模型可知，該優(yōu)化屬于有約束非線性?xún)?yōu)化問(wèn)題，此類(lèi)問(wèn)題可調(diào)用MATLAB優(yōu)化工具箱中的fmincon函數(shù)求解。用MATLAB實(shí)現(xiàn)數(shù)學(xué)模型求解。

(1)編寫(xiě)目標(biāo)函數(shù)的M文件(khzzyh.m)

functionf=khzzyh(x);

f=x(1)+x(5);

(2)編寫(xiě)約束函數(shù)的M文件(khzzyha.m)

function［C，Ceq］=khzzyha(x);

aa=(48000*x(1)+41500*x(2))/(x(3)*cos(pi/3)+x(4)*sin(pi/3));

bb=aa*cos(pi/3)+41500;

cc=aa*sin(pi/3)+48000;

dd=sqrt(bb^2+cc^2);

ee=(aa*cos(pi/3)*(x(2)+x(3)-195)-aa*sin(pi/3)*(x(5)-x(4))+bb*(195-x(2))+cc*x(5))/(350*cos(pi/18));

ff=-aa*cos(pi/3)+bb+ee*cos(pi/18);

gg=-aa*sin(pi/3)+ee*sin(pi/18)+cc;

hh=sqrt(ff^2+gg^2);

C=［aa/2400-192;dd/2400-192;ee/2400-192;hh/2400-192;480^2-(x(2)-430)^2-(x(1)-514)^2;480^2-(x(2)+x(3)-430)^2-(x(1)+x(4)-514)^2;

-(bb*(430-x(2))-ff*235)/(20*(x(5)+x(1)-944-(430-195)*tan(25.4*pi/180))^2/6)+(aa*sin(pi/3)+gg)/(20*(x(5)+x(1)-944-(430-195)*tan(25.4*pi/180)))-192;

-(aa*cos(pi/3)*(x(2)+x(3)-430)-ee*cos(pi/18)*115)/(20*(x(5)+x(1)-944-(430-195)*tan(25.4*pi/180))^2/6)+(aa*sin(pi/3)+gg)/(20*(x(5)+x(1)-944-(430-195)*tan(25.4*pi/180)))-192］;

Ceq=［］;

(3)在命令窗口中編寫(xiě)調(diào)用主程序

x0=［1000，150，640，30，350］;

A=［0-1-1 0 0;-tan(42*pi/180)-1-1-tan(42*pi/180)0;0 0 0 1-1;0 1 0 0 0］;b=［-545;-1471;0;195］;

lb=［842 80 350 0 0］;ub=［inf 195 800 inf inf］;

options=optimset('Display'，'iter'，'Algorithm'，'active-set'，'TolX'，1e-004，'TolCon'，1e-015);［x，fval，exitflag，output］=fmincon('khzzyh'，x0，A，b，［］，［］，lb，ub，'khzzyha'，options)

其中，aa，bb，cc，dd，ee，ff，gg，hh分別表示各鉸點(diǎn)的力RC，RxB，RyB，RB，RD，RxE，RyE，RE經(jīng)MATLAB運(yùn)算可得出優(yōu)化結(jié)果，優(yōu)化后各變量值如表2所列。優(yōu)化前后各鉸點(diǎn)力及目標(biāo)函數(shù)值對(duì)比如表3所列。

表2 優(yōu)化后各變量值

表3 優(yōu)化前后各鉸點(diǎn)力及目標(biāo)函數(shù)值對(duì)比

從表4中可以看出D、E點(diǎn)的力都明顯下降，而D、E點(diǎn)為受力較大的點(diǎn)，因此改善了快換裝置整體受力情況，此時(shí)L1=1 122 mm，為滿(mǎn)足情況的最小值，也就是達(dá)到了傳力比最大的效果，提高了裝載機(jī)的工作性能。

6 結(jié)論

結(jié)果表明，利用文章所建立的優(yōu)化數(shù)學(xué)模型對(duì)快換裝置的鉸點(diǎn)位置的優(yōu)化設(shè)計(jì)是可行的，快換裝置受力較大的D、E鉸點(diǎn)的力有所減低，改善了快換裝置的受力情況，提高了快換裝置的安全可靠性，為快換裝置的設(shè)計(jì)提供了一種方便、實(shí)用的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。對(duì)于工程實(shí)踐中的許多優(yōu)化問(wèn)題，尤其是結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化問(wèn)題，可以使用MATLAB的優(yōu)化工具箱來(lái)求解，并且不需編寫(xiě)大量算法程序，提高了設(shè)計(jì)效率，獲得了良好的優(yōu)化結(jié)果［4］。

［1］ 石沛林，徐冠林，張立榮.ZL50型裝載機(jī)鏟斗的應(yīng)力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.工程機(jī)械，2008(39):29-33.

［2］ 夏兆沂，劉 崇，韓其章.裝載機(jī)動(dòng)臂薄弱點(diǎn)的應(yīng)力分析［J］.工程機(jī)械，2009(40):28.

［3］ 劉 穎，張榮沂，趙鶴飛.基于MATLAB的裝載機(jī)舉升機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.黑龍江工程學(xué)院學(xué)報(bào)，2007，21(2):66.

［4］ 陳滿(mǎn)意，陳定方.基于MATLAB的鋁合金車(chē)輪花鍵套優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.科學(xué)技術(shù)與工程，2012，12(27):7144.