王智森，張少懷

(景德鎮(zhèn)學(xué)院 機(jī)械電子工程學(xué)院，江西 景德鎮(zhèn) 333000)

液壓挖掘機(jī)被譽(yù)為行走的基建神器，在國家重大發(fā)展戰(zhàn)略中發(fā)揮著至關(guān)重要的作用，廣泛應(yīng)用在水利河渠、能源電站、礦山開采及交通布網(wǎng)等設(shè)施建設(shè)領(lǐng)域[1]。斗桿作為液壓挖掘機(jī)工作裝置的關(guān)鍵部件，起著連接鏟斗、動臂的作用，承載鏟斗挖掘力的沖擊，影響作業(yè)效率及整機(jī)壽命[2]。由于挖掘作業(yè)過程中常常面臨復(fù)雜工況環(huán)境，載荷動態(tài)變化頻繁且無規(guī)律，因此建立斗桿靜力學(xué)模型分析校核強(qiáng)度和剛度，對提高液壓挖掘機(jī)的工作可靠性有著實用性指導(dǎo)意義[3]。

近年來國內(nèi)學(xué)者針對液壓挖掘機(jī)工作裝置優(yōu)化設(shè)計方面的問題進(jìn)行了深入的研究。周萬龍等利用虛擬彈簧阻尼法求解得到液壓挖掘機(jī)機(jī)械臂及液壓缸受力分布情況[4]；譚琛等利用SolidWorks對液壓挖掘機(jī)工作裝置建模和有限元分析優(yōu)化局部結(jié)構(gòu)[5]；張先萌等使用NSGA-Ⅱ算法對反鏟液壓挖掘機(jī)工作裝置開展多目標(biāo)優(yōu)化獲得Pareto解集[6]；聶陽文等基于ADAMS建立液壓挖掘機(jī)虛擬樣機(jī)模型進(jìn)行動力學(xué)分析并對工作裝置各鉸點位置進(jìn)行二次規(guī)劃設(shè)計[7]；朱明娟等借助ISIGHT優(yōu)化平臺針對鏟斗挖掘工況下的工作裝置進(jìn)行輕量化研究[8]；馮豪等采用數(shù)值方法建立液壓挖掘機(jī)挖掘動力學(xué)模型并通過實驗驗證正確性[9]。上述文獻(xiàn)均是針對其中一種挖掘工況對工作裝置各部件進(jìn)行分析優(yōu)化，而實際作業(yè)過程中經(jīng)常多種工況共同作用，本文以斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)為例，在整機(jī)設(shè)計基礎(chǔ)上分析了常見的典型危險挖掘工況，求解各工況下斗桿鉸接點處應(yīng)力分布并對斗桿危險部位進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

1 中型液壓挖掘機(jī)整體結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 工作性能參數(shù)確定

常見的液壓挖掘機(jī)組成部件主要為工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置及行走裝置。工作原理是由行走馬達(dá)驅(qū)動行走裝置完成前后移動，由回轉(zhuǎn)馬達(dá)驅(qū)動回轉(zhuǎn)裝置完成左右回轉(zhuǎn)，工作裝置主要由液壓馬達(dá)帶動液壓油驅(qū)動動臂油缸、斗桿油缸及鏟斗油缸完成不同工況的挖掘作業(yè)。液壓挖掘機(jī)作業(yè)過程一般由以下6個步驟組成1個工作循環(huán)：根據(jù)挖掘作業(yè)區(qū)域移動到指定位置；由動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸配合鏟斗挖掘土石方；由動臂油缸驅(qū)動動臂收縮，斗桿油缸和鏟斗油缸驅(qū)動將土石方抬升；回轉(zhuǎn)平臺控制回轉(zhuǎn)運動調(diào)整土石方卸載方向；通過斗桿油缸和鏟斗油缸驅(qū)動斗桿和鏟斗運動將鏟斗內(nèi)土石方卸載在指定位置[10]。影響液壓挖掘機(jī)性能的3個主要參數(shù)是操作重量、發(fā)動機(jī)功率和鏟斗容量，斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)的工作性能參數(shù)如表1所示。

表1 斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)性能參數(shù)

1.2 整體結(jié)構(gòu)參數(shù)化建模

根據(jù)斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)的整機(jī)尺寸參數(shù)建立各部件簡化三維模型。工作裝置作為液壓挖掘機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，包括斗桿、動臂、鏟斗等主要部件。其中斗桿是工作裝置中承載能力要求最高的部件，需具備質(zhì)量輕剛度大的特點。斗桿大多采用直桿式左右對稱封閉箱型焊接，結(jié)構(gòu)緊湊且承受鏟斗挖掘力大，有利于增大挖掘作業(yè)深度。斗桿腹板和翼板采用高強(qiáng)度鋼，鉸鏈采用焊接加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)提高鉸接點處應(yīng)力，其中上下翼板采用三段式分布，左右翼板采用整體式分布，利用UG軟件進(jìn)行參數(shù)化建模如圖1所示。

圖1 斗桿建模

回轉(zhuǎn)裝置包括回轉(zhuǎn)馬達(dá)、油箱、液壓油箱、柴油機(jī)、配重、中央回轉(zhuǎn)接頭及駕駛室等部分，行走裝置包括履帶板、引導(dǎo)輪、托鏈輪、履帶主鏈節(jié)、行走馬達(dá)及回轉(zhuǎn)平臺等部分?；剞D(zhuǎn)裝置和行走裝置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，由于本文主要研究工作裝置斗桿的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計問題，利用UG軟件將回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置的模型分別進(jìn)行簡化處理，保證整體尺寸在誤差允許范圍內(nèi)設(shè)計回轉(zhuǎn)裝置三維模型如圖2所示，行走裝置三維模型如圖3所示，便于分析整機(jī)受力情況[11]。

圖2 回轉(zhuǎn)裝置建模

圖3 行走裝置建模

2 中型液壓挖掘機(jī)斗桿優(yōu)化設(shè)計

2.1 危險工況分析選取

液壓挖掘機(jī)在工作過程中會面臨復(fù)雜多變的挖掘作業(yè)環(huán)境，因此需要對運行工況進(jìn)行分析，選取危險工況進(jìn)行載荷計算、強(qiáng)度校核和優(yōu)化設(shè)計。液壓挖掘機(jī)的工作狀態(tài)是由不同油缸的伸縮組合決定，挖掘動作主要由動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸三個油缸配合驅(qū)動完成，運行工況大體分為3類：工況一是由鏟斗油缸單獨工作控制鏟斗進(jìn)行挖掘作業(yè)，特點是挖掘半徑較小且土石方較松軟；工況二是由斗桿油缸單獨工作，伸縮控制斗桿帶動鏟斗進(jìn)行挖掘，適合相對堅硬的巖石層作業(yè)環(huán)境；工況三是由斗桿油缸、鏟斗油缸和動臂油缸同時配合工作，適合復(fù)雜土石方作業(yè)環(huán)境。不同工況情況下，油缸伸縮狀態(tài)不同，因此工作裝置上各部件鉸點受力也不同。根據(jù)挖掘作業(yè)環(huán)境的復(fù)雜程度分析工況二和工況三均為危險工況，本文針對危險工況建立工作位置視圖進(jìn)行各鉸點受力分析。

2.2 斗桿各鉸點受力分析

選定X-Z平面為基準(zhǔn)平面，針對工作裝置各部件鉸點進(jìn)行受力分析，不同工況對應(yīng)的理論挖掘力值也不同，忽略偏載及各鉸點摩擦的影響，假設(shè)選取的工況均為靜止?fàn)顟B(tài)。根據(jù)工作裝置各部件鉸點的位置關(guān)系，將斗桿和油缸均簡化為二力桿，利用力矩平衡和力平衡原理，計算各部件鉸點在X、Z方向上的受力。針對斗桿各鉸接點進(jìn)行標(biāo)號，畫出受力簡圖如圖4所示，斗桿上鉸點E、F、G、J、K分別都受到來自鏟斗、油缸及動臂的鉸接力作用。鉸接力均分布在X-Z平面內(nèi)，用X方向和Z方向的分力表示鉸接力，計算過程中考慮自身的自重。將斗桿看作靜態(tài)剛性整體，將鏟斗油缸看作直桿，斗桿與鏟斗油缸鉸接點G受力方向沿鏟斗油缸中心線方向，針對斗桿鉸接點J為中心取矩，從而求得鉸接點G的受力。根據(jù)整體力矩平衡方程和力平衡方程如式(1)所示。

圖4 斗桿受力分析

(1)

將圖4中已知受力代入方程組式(1)展開可得：

(2)

式中γ為斗桿狀態(tài)傾角，γ=45°；其中G2、L2、LG、FEx、LEx、FEz、LEz、FFx、LFx、FFz、LFz、FKx、LKx、FKz、LKz為已知量，F(xiàn)Gx、FGz、FJx、FJz為未知量。代入斗桿自重參數(shù)、各鉸接點作用力臂參數(shù)及工況二、工況三狀態(tài)下的斗桿油缸理論挖掘力參數(shù)、動臂油缸理論挖掘力參數(shù)、鏟斗油缸理論挖掘力參數(shù)，聯(lián)立求解以上方程組即可求得斗桿G點分別在工況二、工況三狀態(tài)下X、Z方向上的受力FGx、FGz，J點分別在工況二、工況三狀態(tài)下X、Z方向上的受力FJx、FJz。

工況二為斗桿油缸單獨工作，挖掘力主要來源于斗桿油缸的最大推力傳遞到鏟斗的受力，以斗桿最大理論挖掘力作為該工況下鏟斗的切向挖掘力；工況三為斗桿油缸、鏟斗油缸和動臂油缸同時配合工作，以斗桿、鏟斗及動臂最大理論挖掘力中最大者作為該工況下鏟斗的切向挖掘力。分析這兩個危險工況下代入各項參數(shù)計算出斗桿鉸接點G、J的受力大小如表2所示。

表2 危險工況斗桿各鉸點受力

2.3 危險工況斗桿靜力學(xué)仿真分析

建立UG和ANSYS Workbench斗桿三維模型導(dǎo)入接口，選擇Static Structural進(jìn)行靜力學(xué)分析，利用Design Modeler對導(dǎo)入模型細(xì)節(jié)處理。斗桿材料性能參數(shù)如表3所示，通過Geometry定義動臂材料屬性，點擊Engineering Data設(shè)置材料為Structural Steel。

表3 斗桿材料性能參數(shù)

為了確保網(wǎng)格劃分效率和計算精度，采用四面體網(wǎng)格劃分動臂單元格，在Mesh中設(shè)置Method命令為Tetrahedrons，選擇Sizing方式對整體尺寸劃分，將Element Size設(shè)置為40mm，針對斗桿鉸點、耳板處分別設(shè)置Sizing為10mm、20mm進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理，Transition設(shè)置為Slow優(yōu)化不同網(wǎng)格精度過渡問題，斗桿網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5所示。

根據(jù)2.2節(jié)危險工況下斗桿各鉸點受力計算結(jié)果施加載荷約束，由于載荷計算坐標(biāo)軸是建立在液壓挖掘機(jī)基礎(chǔ)底座上的，對斗桿各鉸點進(jìn)行靜力學(xué)分析前需要將坐標(biāo)軸轉(zhuǎn)換建立在斗桿模型上。為了更好模擬鉸接處各鉸點力，采用Bearing Load對鉸接點處進(jìn)行施加載荷，考慮斗桿自重影響，通過Standard Earth Gravity設(shè)置Z軸負(fù)方向的重力場。添加弱彈簧消除結(jié)構(gòu)體兩端微小受力不平衡造成剛性位移的影響，模擬鉸接運動，約束各鉸點X、Y、Z方向上的位移，在Remote Displacement中分別設(shè)置RotX、RotY、RotZ為0、Free、0，得到危險工況斗桿載荷約束施加示意圖如圖6所示。

(a)工況二斗桿載荷約束施加

通過Solution求解添加Equivalent Stress和Total Deformation分析得到工況二和工況三斗桿的應(yīng)力云圖、位移云圖如圖7所示，為了方便進(jìn)行強(qiáng)度分析，在DM模塊中添加Max指示標(biāo)。

(a)工況二斗桿應(yīng)力云圖

由圖7中(a)、(c)可知：工況二和工況三斗桿最大應(yīng)力分別為307.27MPa、323.28MPa，均出現(xiàn)在與動臂鉸接處，且斗桿與鏟斗、斗桿與斗桿油缸鉸接處均出現(xiàn)應(yīng)力集中。由圖7中(b)、(d)可知：工況二和工況三斗桿最大位移分別為5.8914mm、6.2244mm，均出現(xiàn)在斗桿最前端鑄件上。表4列出了危險工況斗桿最大應(yīng)力和最大變形值，最大應(yīng)力均小于斗桿材料屈服強(qiáng)度值345MPa，因此斗桿強(qiáng)度和剛度滿足工作要求。

表4 危險工況斗桿最大應(yīng)力變形值

2.4 斗桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

為了降低斗桿與動臂鉸接處最大應(yīng)力值，消除斗桿與鏟斗、斗桿與斗桿油缸鉸接處均出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象，減小斗桿最前端鑄件部位變形以提高斗桿疲勞壽命，針對斗桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。在斗桿與動臂鉸接處兩側(cè)分別增加1個上圓直徑116mm、下圓直徑160mm、高62mm的中空圓臺，斗桿與斗桿油缸鉸接處兩側(cè)分別增加1個上圓直徑230mm、下圓直徑235.5mm、高16.5mm的中空圓臺，斗桿與鏟斗鉸接處兩側(cè)分別增加1個上圓直徑84mm、下圓直徑100.5mm、高16.5mm的中空圓臺。

優(yōu)化結(jié)構(gòu)如圖8所示。

圖8 斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)

按照2.3節(jié)斗桿靜力學(xué)分析步驟設(shè)置斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)的材料屬性定義、劃分網(wǎng)格、施加載荷約束、求解流程，得到危險工況下斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖和位移云圖如圖9所示。

(a)工況二斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

斗桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后最大應(yīng)力變形對比如表5所示，由此可得：工況二斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力值、最大變形值相比原結(jié)構(gòu)分別減小6.9%、1.7%；工況三斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力值、最大變形值相比原結(jié)構(gòu)分別減小6.4%、1.5%。仿真分析表明：斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)沒有出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，優(yōu)化結(jié)果滿足材料強(qiáng)度和剛度要求。

表5 危險工況斗桿優(yōu)化前后最大應(yīng)力變形對比

3 結(jié)論

(1) 本文以斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)為研究對象，介紹了運用UG/ANSYS軟件進(jìn)行液壓挖掘機(jī)整機(jī)參數(shù)化建模和危險工況下斗桿優(yōu)化設(shè)計方法和分析流程。

(2) 分析液壓挖掘機(jī)常見的3類運行工況，根據(jù)挖掘作業(yè)環(huán)境的復(fù)雜程度選定工況二即斗桿油缸單獨工作和工況三即斗桿油缸、鏟斗油缸及動臂油缸，同時配合工作的2類危險工況計算求解斗桿各鉸接點應(yīng)力并進(jìn)行靜力學(xué)分析，仿真結(jié)果表明斗桿最大應(yīng)力值為323.28MPa，最大位移值為6.2244mm，強(qiáng)度和剛度均滿足工作要求。

(3) 針對斗桿前端薄弱部位和應(yīng)力集中現(xiàn)象對局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，仿真結(jié)果表明優(yōu)化后斗桿在工況二下最大應(yīng)力值、最大變形值分別減小6.9%、1.7%；在工況三下最大應(yīng)力值、最大變形值分別減小6.4%、1.5%，提升了整機(jī)疲勞壽命及工作可靠性。