魏抗抗,張寒杉,吳承鑫,畢 方

(龍工上海機(jī)械制造有限公司，上海 201612)

0 引言

搖臂作為裝載機(jī)工作裝置的重要組成部分，是裝載機(jī)的核心組成部件之一。由于裝載機(jī)的工作環(huán)境大多比較惡劣，工況也比較復(fù)雜，因此結(jié)構(gòu)件特別是搖臂失效的概率相對(duì)較大[1]。為了降低裝載機(jī)搖臂的故障率，提高裝載機(jī)在土方作業(yè)時(shí)的可靠性以及工作效率，有必要對(duì)搖臂進(jìn)行極限工況下的仿真分析以及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。同時(shí)，考慮到整機(jī)的質(zhì)量以及生產(chǎn)成本等因素，要求在保證搖臂強(qiáng)度的基礎(chǔ)上對(duì)其進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。

1 搖臂的受力分析

裝載機(jī)的作業(yè)工況多達(dá)14種，且包含一些復(fù)合工況[2]。通常認(rèn)為搖臂在裝載機(jī)最大崛起力工況下的受力狀態(tài)達(dá)到極值，因此本文在裝載機(jī)最大崛起力工況下對(duì)搖臂進(jìn)行仿真分析及輕量化設(shè)計(jì)。在最大崛起力工況下，搖臂油缸的作用力達(dá)到極值，搖臂的受力情況如圖1所示。

圖1 搖臂理論受力模型

圖1中，TA為搖臂油缸對(duì)于搖臂上鉸接孔的作用力，其大小為：

TA=pA×πD2/4.

(1)

其中：pA為搖臂油缸最大的系統(tǒng)壓力，pA=19 MPa；D為搖臂油缸的直徑，D=190 mm。

由力矩平衡條件可知：

TA×h2=TE×h1.

(2)

其中：TE為拉桿對(duì)搖臂的作用力；h1為TE到鉸點(diǎn)B的力臂；h2為TA到鉸點(diǎn)B的力臂。

2 仿真分析

2.1 添加材料庫

將建立的CREO模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中進(jìn)行材料屬性的修改。搖臂的材料為低碳優(yōu)質(zhì)合金鋼Q355B[3]，其屈服強(qiáng)度為355 MPa，密度為7.85 kg/m3，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3。

2.2 劃分網(wǎng)格

選擇六面體網(wǎng)格劃分(Hex Dominant Method)，精度選擇的過大會(huì)導(dǎo)致仿真計(jì)算不準(zhǔn)確，過小又會(huì)增加計(jì)算機(jī)的負(fù)荷量，導(dǎo)致計(jì)算慢、效率低[4]，綜合考慮網(wǎng)格精度選擇10 mm。搖臂網(wǎng)格劃分如圖2所示。

2.3 約束及載荷

在最大崛起力工況下，搖臂油缸的工作壓力默認(rèn)達(dá)到極值，對(duì)搖臂產(chǎn)生沿?fù)u臂油缸運(yùn)動(dòng)方向的作用力，此時(shí)搖臂會(huì)產(chǎn)生繞中間軸承旋轉(zhuǎn)的傾向，同時(shí)搖臂下鉸點(diǎn)會(huì)受到沿拉桿方向的反作用力[5，6]。因此在仿真分析時(shí)搖臂的約束及載荷為：上、下鉸接孔受力(Bearing Load)，中間軸承孔固定(Cylindrical Support)，如圖3所示。

2.4 仿真結(jié)果分析

仿真得到的搖臂等效應(yīng)力云圖和總變形云圖如圖4、圖5所示。由圖4可知：搖臂的上半部分相對(duì)于下半部分受力更大，風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域主要集中在上半部分，且受力左右對(duì)稱,由于搖臂受力左右對(duì)稱的特點(diǎn)，因此搖臂左右側(cè)板受力狀態(tài)基本是一致的，且搖臂的側(cè)板邊緣部分應(yīng)力較大、內(nèi)部應(yīng)力較小，側(cè)板的上半部分受力較大且沿側(cè)板縱向受力不均勻;搖臂內(nèi)部的上下兩塊加強(qiáng)板幾乎不受力，沒有起到加強(qiáng)作用，因此可以對(duì)兩塊加強(qiáng)板進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)以實(shí)現(xiàn)強(qiáng)度可靠性的提高和輕量化;搖臂的最大應(yīng)力出現(xiàn)在側(cè)板與上加強(qiáng)板的焊縫區(qū)域，這與實(shí)際搖臂開裂的情況相符，最大應(yīng)力值為332 MPa，已經(jīng)接近材料的屈服極限355 MPa，存在4個(gè)超過250 MPa的應(yīng)力風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域，平均風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力值為290 MPa，有一定的失效風(fēng)險(xiǎn)，因此有必要對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化來增加強(qiáng)度，保證其在正常工作時(shí)的可靠性。

圖2 搖臂網(wǎng)格劃分 圖3 搖臂的約束及載荷 圖4 搖臂等效應(yīng)力云圖

由圖5可知：搖臂中間變形微小，上、下鉸接孔處變形較大，最大變形點(diǎn)出現(xiàn)在搖臂最下端，為2.33 mm。

3 搖臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化及輕量化設(shè)計(jì)

3.1 主要改進(jìn)點(diǎn)

在對(duì)原搖臂仿真分析的基礎(chǔ)上，結(jié)合實(shí)際情況進(jìn)行如下結(jié)構(gòu)優(yōu)化以及輕量化設(shè)計(jì)：

(1) 取消內(nèi)部加強(qiáng)板，改用封板形式對(duì)側(cè)板邊緣受力較大部分進(jìn)行加強(qiáng)。

(2) 側(cè)板減薄的同時(shí)對(duì)其上半部分的過渡圓弧進(jìn)行修整，以調(diào)整其受力狀態(tài)。

(3) 增加外貼板來提高搖臂上、下端的剛度，減小搖臂失穩(wěn)的風(fēng)險(xiǎn)，也進(jìn)一步優(yōu)化搖臂的應(yīng)力狀態(tài)。

(4) 減小軸套外徑，降低軸套與側(cè)板連接處焊縫的應(yīng)力，同時(shí)也實(shí)現(xiàn)輕量化的設(shè)計(jì)理念。

(5) 通過修正內(nèi)封板的長度、厚度及輪廓等參數(shù)實(shí)現(xiàn)搖臂整體應(yīng)力狀態(tài)和輕量化設(shè)計(jì)的最優(yōu)解。

3.2 改進(jìn)后的仿真分析

對(duì)改進(jìn)后的搖臂進(jìn)行同樣的網(wǎng)格劃分、約束及載荷施加，仿真分析得到的等效應(yīng)力云圖和總變形云圖如圖6、圖7所示。

圖5 搖臂總變形云圖 圖6 改進(jìn)后搖臂的等效應(yīng)力云圖 圖7 改進(jìn)后搖臂的總變形云圖

由圖6可知：改進(jìn)后的搖臂整體受力狀態(tài)得到有效的改善，沿側(cè)板縱向整體等效應(yīng)力狀態(tài)較為均勻，最大應(yīng)力值為277 MPa，應(yīng)力值超過250 MPa的風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域只有一個(gè)，且整體風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域的平均應(yīng)力值為229 MPa。

改進(jìn)后的搖臂相對(duì)于改進(jìn)前搖臂的風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域平均應(yīng)力值降低21%，最大應(yīng)力值降低了16.6%。改進(jìn)后搖臂的質(zhì)量只有249 kg，相對(duì)于改進(jìn)前搖臂的質(zhì)量減重輕了41 kg，輕量化率達(dá)到14.1%。改進(jìn)前、后搖臂的主要性能參數(shù)如表1所示。

表1 改進(jìn)前、后搖臂的主要性能參數(shù)

改進(jìn)后搖臂在實(shí)現(xiàn)輕量化率14.1%的同時(shí)可靠度提高16.6%，風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域平均應(yīng)力值下降21%，風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域個(gè)數(shù)減少75%，最大變形量只增加5.5%，主要是由于側(cè)板減薄導(dǎo)致剛度降低造成的。

4 結(jié)論

通過合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化可以實(shí)現(xiàn)在輕量化的同時(shí)降低搖臂的最大應(yīng)力值，提高搖臂的可靠度。改進(jìn)前的搖臂最大應(yīng)力發(fā)生在上加強(qiáng)板與側(cè)板焊縫處，改進(jìn)后的最大應(yīng)力發(fā)生在中間軸套與側(cè)板的焊縫處。優(yōu)化后的搖臂最大應(yīng)力下降16.6%，風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)平均應(yīng)力下降21%，整體質(zhì)量減輕14.1%，符合預(yù)期效果。