孟凡旺，焦圣德，趙 塹

（山推工程機械股份有限公司，山東 濟寧 272100）

萬向鏟又名動力角鏟，是推土機工作裝置的一種［1］。該工作裝置機構(gòu)結(jié)構(gòu)復雜，通過5個雙作用非對稱液壓缸，完成其升降、調(diào)角和傾斜6個方向上的鏟土和運土作業(yè)。由于油缸互聯(lián)且在機構(gòu)運動過程中存在聯(lián)動問題，往往容易造成機構(gòu)過約束而產(chǎn)生破壞問題（如圖1所示）。

圖1 萬向鏟及故障

為解決機構(gòu)破壞問題，本文利用Adams建立萬向鏟機械動力學模型，利用SimulationX建立液壓系統(tǒng)及控制模型，利用機電液聯(lián)合仿真求解萬向鏟動力學問題，尋求故障根本原因，優(yōu)化萬向鏟機構(gòu)，解決萬向鏟機構(gòu)破壞問題。

1 萬向鏟聯(lián)合仿真模型建立

萬向鏟機構(gòu)與液壓控制系統(tǒng)密切關聯(lián)，僅用機械動力學模型去求解，不考慮液壓系統(tǒng)，萬向鏟動力學問題無法準確求解。為此利用Adams與SimulationX機電液聯(lián)合仿真求解其動力學問題。

1.1 ADAMS機械動力學模型建立

如圖2所示為萬向鏟的機構(gòu)簡圖，機構(gòu)中A1與A2兩鉸點為旋轉(zhuǎn)副，其余全為球鉸。萬向鏟機構(gòu)自由度計算［2］

式中 K——代表運動副為幾類副；

p——運動副的個數(shù)；

λ——虛約束的個數(shù)。

圖2 萬向鏟機構(gòu)簡圖

將油缸作為動力原件，自由度為0，最后計算得到機構(gòu)自由度為3。

本文利用MSC公司Adams建立萬向鏟機構(gòu)動力學模型，為了模擬油缸在極限位置的動力學特性，建立以液壓缸桿與缸筒相對位移和速度為自變量的雙邊碰撞函數(shù)，來模擬液壓油缸運動到極限位置的動力學特性，液壓缸剛性限位［3］，完成機械動力學模型如圖3所示。

圖3 萬向鏟ADAMS動力學模型

1.2 SIMULATONX液壓系統(tǒng)模型建立

利用ITI有限公司SimulationX軟件建立萬向鏟液壓及控制系統(tǒng)模型。液壓系統(tǒng)模型主要包括5個雙作用非對稱液壓缸，用來模擬調(diào)角油缸、提升油缸、傾斜油缸，3位8通換向閥、液動閥等液壓元件。由于SimulationX中并無此元件模塊，為此在SimulationX中重新進行了元件建模。為了保證模型的緊湊，相關部分進行子模型封裝，經(jīng)過封裝后的模型如圖4所示［4］［5］。

圖4 萬向鏟液壓系統(tǒng)模型

2 萬向鏟聯(lián)合仿真分析

Adams與SimulationX兩軟件使用各自的求解器對模型進行求解，SimulationX向Adams輸出力變量作為Adams輸入變量，Adams向SimulationX輸出速度及位置變量作為SimulationX輸入變量，通過軟件接口SimXAdams.dll在設定的時間間隔內(nèi)進行數(shù)據(jù)交換，完成聯(lián)合仿真分析［3］。

分析結(jié)果表明：調(diào)角中位位置，機構(gòu)傾斜運動過程中，左右調(diào)角油缸存在聯(lián)動問題，如右傾斜過程，左右調(diào)角油缸同時回縮如圖5所示。由于調(diào)角油缸為串聯(lián)油缸，換向閥處于中位關閉狀態(tài)，兩油缸可以同進同縮，滿足機構(gòu)運動要求。

圖5 左右調(diào)角油缸回縮曲線

當調(diào)角油缸到極限位置時，一調(diào)角油缸縮至最短，另一油缸伸至最長時，機構(gòu)傾斜，左右調(diào)角油缸均需要回縮或前伸完成機構(gòu)運動。由于一調(diào)角油缸已至極限位置，縮至最短的油缸無法繼續(xù)回縮，伸至最長的油缸無法繼續(xù)伸長。另一油缸由于換向閥處于中位關閉狀態(tài)，油液無法流動，導致左右調(diào)角油缸均無法運動，機構(gòu)閉鎖產(chǎn)生巨大內(nèi)力。此時螺桿最大載荷為高達800kN，已遠遠超出螺桿承受最大載荷螺桿發(fā)生斷裂，與實際斷裂位置一致。如果取消油缸極限位置限位設置，調(diào)角油缸需回縮或伸長距離高達30mm。

為解決機構(gòu)破壞問題，本文對萬向鏟機構(gòu)進行優(yōu)化設計。

3 萬向鏟機構(gòu)優(yōu)化

3.1 液壓系統(tǒng)優(yōu)化

通過分析機構(gòu)在調(diào)角極限位置時，傾斜過程調(diào)角油缸同時回縮或伸長，一調(diào)角油缸由于到達極限位置而無法運動，另一調(diào)角油缸由于換向閥處于中位關閉狀態(tài)，油液無法流動而無法運動。

如果可以使油液流動，其中一調(diào)角油缸可以運動，機構(gòu)約束問題亦可解決。為此調(diào)角油缸內(nèi)裝活塞閥如圖6所示，如左調(diào)角油缸縮至最短時，此時油缸內(nèi)緩沖閥碰撞開啟，由于右調(diào)角油缸大腔與左調(diào)角油缸小腔連通，右調(diào)角油缸大腔油液通過左油缸緩沖閥進入右調(diào)角油缸小腔，左右調(diào)角油缸形成壓力互通，右調(diào)角油缸可以回縮，機構(gòu)約束內(nèi)力問題得到緩解。

圖6 調(diào)角油缸及油缸活塞緩沖閥

3.2 機構(gòu)鉸點優(yōu)化

由于大腔油液多余小腔油液，改進后調(diào)角油缸在機構(gòu)運動過程中還是會產(chǎn)生一定壓力，機構(gòu)還是會存在一定的內(nèi)力。

通過分析機構(gòu)內(nèi)力大小和調(diào)角油缸聯(lián)動距離成正比，如果繼續(xù)降低機構(gòu)內(nèi)力，則需要對機構(gòu)鉸點進行優(yōu)化，減小機構(gòu)傾斜過程中，調(diào)角油缸聯(lián)動距離。

文章對機構(gòu)鉸點進行優(yōu)化，如圖7所示，最終將調(diào)角油缸聯(lián)動距離由30mm減少至10mm。

圖7 機構(gòu)鉸點優(yōu)化

SIMULATIONX液壓系統(tǒng)中增加油缸緩沖閥，在油缸緩沖閥碰撞開啟、油液壓縮、油缸壓力互通作用下，萬向鏟動力學聯(lián)合仿真分析結(jié)果如圖8所示。在調(diào)角油缸到極限位置的情況下，在傾斜油缸伸至最長時，可調(diào)螺桿載荷最大拉力為85.6kN，比之前800kN降低約10倍。

4 實驗驗證

文章對萬向鏟優(yōu)化機構(gòu)進行了試驗測試。按照實驗方案對傳感器進行了布置，采用IMC數(shù)據(jù)采集設備分別對工作裝置的應變、壓力數(shù)據(jù)進行采集。

圖8 優(yōu)化后螺桿載荷

可調(diào)螺桿直徑60mm，前后鉸點均為球鉸，為標準二力桿件，載荷方向沿軸向，利用可調(diào)螺桿處應變測試值，計算螺桿載荷大小，與仿真分析結(jié)果進行對比，具體值如表1所示：實驗測試螺桿拉力81.5kN，聯(lián)合仿真分析85.6kN，仿真與實驗結(jié)果基本一致，機構(gòu)未發(fā)生斷裂問題，機構(gòu)破壞問題得到解決。

表1 螺桿實驗測試計算載荷與仿真載荷對比

在整個傾斜動態(tài)過程中，利用調(diào)螺桿處應變曲線計算螺桿載荷變化曲線與仿真分析曲線對比如圖9所示，載荷仿真曲線與實驗測試計算載荷曲線基本吻合，證明Adams與SimulationX聯(lián)合仿真求解萬向鏟動力學動態(tài)問題的正確性。

圖9 可調(diào)螺桿載荷

5 結(jié)束語

文章利用聯(lián)合仿真分析方法對萬向鏟機構(gòu)進行了研究及優(yōu)化，解決了萬向鏟機構(gòu)破壞問題，使機構(gòu)內(nèi)力降低了近10倍。通過實驗驗證測試，Adams與SimulationX聯(lián)合仿真可準確求解萬向鏟在正載、偏載、油缸緩沖閥碰撞開啟、油液壓縮、油缸壓力互通等復雜工況下的動力學問題。文章相關建模和計算方法對其他類似工程機械工作裝置動力學分析也有一定的借鑒意義。