王智森，汪兆棟，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）

近年來(lái)中國(guó)“基建達(dá)人”的名聲響徹世界各地，液壓挖掘機(jī)的需求量一直保持快速增長(zhǎng)態(tài)勢(shì)，因此，液壓挖掘機(jī)在基建工程中扮演著至關(guān)重要的角色，節(jié)約了人力成本，縮短了建設(shè)工期［1］。動(dòng)臂是液壓挖掘機(jī)的動(dòng)力系統(tǒng)核心組成部分，一旦出現(xiàn)質(zhì)量問(wèn)題，不僅影響液壓挖掘機(jī)正常工作，還可能存在變形、開(kāi)裂及斷裂等安全隱患。因此，提高液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂的強(qiáng)度和剛度是目前工程裝備亟待解決的重要難題之一［2-3］。

挖掘機(jī)最先起源于工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家，如美國(guó)、日本、瑞典等，主要應(yīng)用于農(nóng)林業(yè)、采礦業(yè)、建筑業(yè)等領(lǐng)域［4］。國(guó)外知名挖掘機(jī)制造公司有美國(guó)CAT、CASE，日本KOMATSU、HITACHI、KOBELCO，瑞典VOLVO 及韓國(guó)HYUNDAI、DOOSAN 等。當(dāng)前，挖掘機(jī)正朝著自動(dòng)化、專(zhuān)用化、多功能化和智能化方向發(fā)展，以滿(mǎn)足各種工況需求［5］。1967 年，中國(guó)開(kāi)始自主研制液壓挖掘機(jī)，截至目前已有26 家挖掘機(jī)制造公司加入中國(guó)工程機(jī)械工業(yè)協(xié)會(huì)［6］。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)處于道路交通、能源水利、城市建設(shè)等基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的高速發(fā)展階段，挖掘機(jī)市場(chǎng)需求井噴式擴(kuò)張，液壓挖掘機(jī)技術(shù)也隨之迅猛革新［7］。目前國(guó)內(nèi)知名挖掘機(jī)制造公司有三一重工、徐工、中聯(lián)重科、柳工、山東臨工及山河智能等。據(jù)統(tǒng)計(jì)，2019年、2020 年國(guó)內(nèi)液壓挖掘機(jī)銷(xiāo)量占比情況，三一重工分別占比29%、32%，而且穩(wěn)奪國(guó)內(nèi)連續(xù)10 年銷(xiāo)售冠軍［8］。本文以斗山某中型液壓挖掘機(jī)為研究對(duì)象，根據(jù)技術(shù)參數(shù)完成整體結(jié)構(gòu)的參數(shù)化建模，分析典型危險(xiǎn)工況下動(dòng)臂各鉸點(diǎn)的受力情況及應(yīng)力分布，對(duì)動(dòng)臂危險(xiǎn)部位進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)比優(yōu)化結(jié)果驗(yàn)證液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂工作可靠性。

1 液壓挖掘機(jī)整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 工作性能參數(shù)確定

液壓挖掘機(jī)主要通過(guò)液壓泵將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞給液壓馬達(dá)、液壓缸等執(zhí)行元件，推動(dòng)工作裝置完成所需作業(yè)，具有機(jī)動(dòng)靈活、應(yīng)用范圍廣等優(yōu)點(diǎn)［9］。影響液壓挖掘機(jī)性能的3個(gè)主要參數(shù)是操作重量、發(fā)動(dòng)機(jī)功率和鏟斗容量，斗山某中型液壓挖掘機(jī)的工作性能參數(shù)如表1所示。

表1 斗山某中型液壓挖掘機(jī)性能參數(shù)Tab.1 Performance parameters of a medium hydraulic excavator in Doushan

液壓挖掘機(jī)的工作原理是由行走馬達(dá)驅(qū)動(dòng)行走裝置完成移動(dòng)，由回轉(zhuǎn)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)裝置完成回轉(zhuǎn)，工作裝置主要由液壓馬達(dá)帶動(dòng)液壓油驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂油缸、斗桿油缸及鏟斗油缸完成不同工況的挖掘作業(yè)［10］。液壓挖掘機(jī)作業(yè)過(guò)程一般由以下5 個(gè)步驟組成1個(gè)工作循環(huán)：①根據(jù)挖掘作業(yè)區(qū)域移動(dòng)到指定位置；②由動(dòng)臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸配合鏟斗挖掘土石方；③由動(dòng)臂油缸驅(qū)動(dòng)動(dòng)臂收縮，斗桿油缸和鏟斗油缸驅(qū)動(dòng)將土石方抬升；④回轉(zhuǎn)平臺(tái)控制回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)調(diào)整土石方卸載方向；⑤通過(guò)鏟斗油缸、斗桿油缸驅(qū)動(dòng)鏟斗和斗桿運(yùn)動(dòng)將鏟斗內(nèi)土石方卸載在指定位置。

1.2 3部件參數(shù)化建模

液壓挖掘機(jī)主要由工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置3 部件組成，根據(jù)斗山某中型液壓挖掘機(jī)的結(jié)構(gòu)尺寸性能參數(shù)建立簡(jiǎn)化三維模型。工作裝置是液壓挖掘機(jī)的關(guān)鍵部件，主要包括動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、液壓油缸、搖桿及連桿部分。其中，動(dòng)臂作為工作裝置中承載能力要求最高的部分，需具備重量輕、剛度大的特點(diǎn)。動(dòng)臂由不同厚度鋼板焊接形成一個(gè)封閉的箱式結(jié)構(gòu)，由于厚度對(duì)于動(dòng)臂應(yīng)力大小和位移影響較大，借助UG 采用上下翼板3段式、左右腹板多段式的彎臂結(jié)構(gòu)進(jìn)行參數(shù)化建模，如圖1所示。根據(jù)動(dòng)臂建模方法完成斗桿、鏟斗及其他部分的建模，將工作裝置所有零部件按照鉸鏈孔位置關(guān)系進(jìn)行裝配，如圖2所示。

圖1 動(dòng)臂建模Fig.1 Arm modeling

圖2 工作裝置建模裝配Fig.2 Working device modeling and assembly

回轉(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的動(dòng)臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)問(wèn)題，借助UG 將回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置的模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，保證整體尺寸在誤差允許范圍內(nèi)完成參數(shù)化建模。在完成3 部件簡(jiǎn)化模型的基礎(chǔ)上，對(duì)液壓挖掘機(jī)的工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置進(jìn)行裝配，如圖3 所示，液壓挖掘機(jī)整體三維結(jié)構(gòu)為3 種典型工況下各鉸點(diǎn)處應(yīng)力計(jì)算提供分析依據(jù)［11］。

圖3 液壓挖掘機(jī)3部件建模裝配Fig.3 Three parts modeling and assembly of hydraulic excavator

2 液壓挖掘機(jī)動(dòng)臂優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 危險(xiǎn)工況分析選取

液壓挖掘機(jī)在工作過(guò)程中，面臨復(fù)雜多變的挖掘作業(yè)環(huán)境，因此，需要對(duì)運(yùn)行工況進(jìn)行分析，選取危險(xiǎn)工況進(jìn)行載荷計(jì)算、強(qiáng)度校核和優(yōu)化設(shè)計(jì)。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(dòng)作主要由動(dòng)臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸3 個(gè)油缸配合驅(qū)動(dòng)完成，運(yùn)行工況大體分為3 類(lèi)：工況1 是由鏟斗油缸單獨(dú)工作控制鏟斗進(jìn)行挖掘作業(yè)，特點(diǎn)是挖掘半徑較小且土石方較松軟；工況2是由斗桿油缸單獨(dú)工作，伸縮控制斗桿帶動(dòng)鏟斗進(jìn)行挖掘，適合相對(duì)堅(jiān)硬的巖石層作業(yè)環(huán)境；工況3是由動(dòng)臂油缸、斗桿油缸和鏟斗油缸同時(shí)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(diǎn)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3 為危險(xiǎn)工況，本文針對(duì)危險(xiǎn)工況建立工作位置視圖進(jìn)行各鉸點(diǎn)受力分析。

2.2 動(dòng)臂各鉸點(diǎn)受力分析

選定X-Z平面為基準(zhǔn)平面，針對(duì)工作裝置各部件鉸點(diǎn)進(jìn)行標(biāo)號(hào)，如圖4 所示。不同工況對(duì)應(yīng)的理論挖掘力值也不同，忽略偏載及各鉸點(diǎn)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(diǎn)的位置關(guān)系，將連桿、搖臂和油缸均簡(jiǎn)化為二力桿，利用力矩平衡和力平衡原理，計(jì)算各部件鉸點(diǎn)在X、Z方向上的受力。首先對(duì)動(dòng)臂進(jìn)行受力分析，由圖4 可知，動(dòng)臂鉸點(diǎn)B、C、D、F均受到來(lái)自相鄰部件的鉸接力作用，且鉸接力均分布在XZ基準(zhǔn)平面內(nèi)，因此，可以通過(guò)X、Z方向的分力表示。將工作裝置的動(dòng)臂部件進(jìn)行分離，其他部分等效為一個(gè)剛性整體，分析受力如圖5所示，以鉸點(diǎn)F為中心取矩，求出動(dòng)臂與斗桿鉸接點(diǎn)F和動(dòng)臂與斗桿油缸鉸接點(diǎn)D的載荷作用。

圖4 工作裝置各部件鉸點(diǎn)標(biāo)號(hào)示意圖Fig.4 Schematic chart of hinge point number of each part of working device

圖5 動(dòng)臂受力分析Fig.5 Force analysis of arm

根據(jù)整體力矩平衡方程和力平衡方程可得

將圖5中已知受力代入方程組展開(kāi)可得

式中：φ、α分別為鏟斗挖掘角、斗桿油缸傾角。

代入理論挖掘力參數(shù)、各部件自重參數(shù)及各點(diǎn)作用力臂參數(shù)，聯(lián)立求解以上方程組即可求得斗桿油缸與斗桿鉸接點(diǎn)E的X、Z方向上的受力FEX、FEZ，動(dòng)臂與斗桿鉸接點(diǎn)F的X、Z方向上的受力FFX、FFZ。計(jì)算過(guò)程中將斗桿油缸簡(jiǎn)化為直桿，根據(jù)牛頓第三定律，動(dòng)臂與斗桿油缸鉸接點(diǎn)D載荷和斗桿油缸與斗桿鉸接點(diǎn)E載荷大小相等、方向相反，由此得到動(dòng)臂與斗桿油缸鉸接點(diǎn)D在X、Z方向上的受力FDX、FDZ。

工況3 為動(dòng)臂油缸、斗桿油缸和鏟斗油缸同時(shí)配合工作，以動(dòng)臂、斗桿及鏟斗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。代入各項(xiàng)參數(shù)計(jì)算出動(dòng)臂鉸接點(diǎn)D、F的受力大小，如表2所示。

表2 危險(xiǎn)工況動(dòng)臂各鉸點(diǎn)受力Tab.2 Stress of each hinge point of arm under dangerous working conditions

2.3 危險(xiǎn)工況動(dòng)臂有限元仿真分析

建立UG 和ANSYS Workbench 動(dòng)臂三維模型導(dǎo)入接口，選擇Static Structural 進(jìn)行靜力學(xué)分析，利用Design Modeler 對(duì)導(dǎo)入模型細(xì)節(jié)處理。動(dòng)臂材料性能參數(shù)如表3 所示，通過(guò)Geometry 定義動(dòng)臂材料屬性，點(diǎn)擊Engineering Data 設(shè)置材料為Structural Steel。

表3 動(dòng)臂材料性能參數(shù)Tab.3 Arm material performance parameters

為了確保網(wǎng)格劃分效率和計(jì)算精度，采用四面體網(wǎng)格劃分動(dòng)臂單元格，在Mesh 中設(shè)置Method命令為T(mén)etrahedrons，選擇Sizing 方式對(duì)整體尺寸劃分，將Element Size 設(shè)置為40 mm，針對(duì)動(dòng)臂鉸點(diǎn)、耳板處分別設(shè)置Sizing 為10 mm、15 mm 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(guò)渡問(wèn)題，動(dòng)臂網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖6所示。

圖6 動(dòng)臂網(wǎng)格劃分Fig.6 Arm meshing

根據(jù)2.2節(jié)危險(xiǎn)工況下動(dòng)臂各鉸點(diǎn)受力計(jì)算結(jié)果施加載荷約束，由于坐標(biāo)軸是建立在液壓挖掘機(jī)基礎(chǔ)底座上的，對(duì)動(dòng)臂各鉸點(diǎn)進(jìn)行靜力學(xué)分析前需要將坐標(biāo)軸轉(zhuǎn)換建立在動(dòng)臂模型上。為了更好地模擬鉸接處各鉸點(diǎn)力，采用Bearing Load 對(duì)鉸接點(diǎn)處進(jìn)行施加載荷，考慮動(dòng)臂自重影響，通過(guò)Standard Earth Gravity 設(shè)置Z軸負(fù)方向的重力場(chǎng)。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(yùn)動(dòng)，約束各鉸點(diǎn)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。

通過(guò)Solution 求解添加Equivalent Stress 和Total Deformation 分析得到工況3 動(dòng)臂的應(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)。

圖7 危險(xiǎn)工況動(dòng)臂云圖Fig.7 Cloud chart of arm under dangerous working conditions

由圖7（a）可知：工況3 動(dòng)臂最大應(yīng)力為284.57 MPa，出現(xiàn)在上翼板與耳板連接處，且動(dòng)臂與斗桿、動(dòng)臂油缸鉸接處均出現(xiàn)應(yīng)力集中。由圖7（b）可知：工況三動(dòng)臂最大位移為5.586 2 mm，出現(xiàn)在動(dòng)臂前端。危險(xiǎn)工況動(dòng)臂最大應(yīng)力和最大變形值如表4 所示，最大應(yīng)力小于動(dòng)臂材料屈服強(qiáng)度值345 MPa，因此，動(dòng)臂強(qiáng)度和剛度滿(mǎn)足工作要求。

表4 危險(xiǎn)工況動(dòng)臂最大應(yīng)力變形值Tab.4 Maximum stress deformation value of arm under dangerous working conditions

2.4 動(dòng)臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

為了降低動(dòng)臂耳板與上翼板連接處最大應(yīng)力值，消除動(dòng)臂與斗桿、動(dòng)臂油缸鉸接處均出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象，減小動(dòng)臂前端部位變形，以提高動(dòng)臂工作壽命，針對(duì)動(dòng)臂結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。改進(jìn)耳板厚度，加厚至50 mm，動(dòng)臂與斗桿鉸接處兩側(cè)分別增加1 個(gè)上圓直徑139 mm、下圓直徑145 mm、高16 mm 的中空?qǐng)A臺(tái)，動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸接處兩側(cè)分別增加1 個(gè)上圓直徑129 mm、下圓直徑140 mm、高16 mm的中空?qǐng)A臺(tái)，優(yōu)化結(jié)構(gòu)如圖8所示。

圖8 動(dòng)臂優(yōu)化結(jié)構(gòu)Fig.8 Optimization structure of arm

按照2.3 節(jié)動(dòng)臂靜力學(xué)分析步驟，設(shè)置動(dòng)臂優(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(xiǎn)工況下動(dòng)臂優(yōu)化結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖和位移云圖，如圖9所示。

圖9 危險(xiǎn)工況動(dòng)臂優(yōu)化結(jié)構(gòu)云圖Fig.9 Optimization structure cloud chart of arm under dangerous working conditions

動(dòng)臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后最大應(yīng)力變形對(duì)比如表5所示。由此可得，工況3 動(dòng)臂優(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13%、6.2%。仿真分析表明：動(dòng)臂優(yōu)化結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中現(xiàn)象消失，優(yōu)化結(jié)果滿(mǎn)足材料強(qiáng)度和剛度要求。

表5 危險(xiǎn)工況動(dòng)臂優(yōu)化前后最大應(yīng)力變形對(duì)比Tab.5 Comparison of maximum stress and deformation around arm optimization under dangerous working conditions

3 結(jié)論

（1）本文以斗山某中型液壓挖掘機(jī)為例，介紹運(yùn)用UG/ANSYS 軟件進(jìn)行液壓挖掘機(jī)整體結(jié)構(gòu)參數(shù)化建模、危險(xiǎn)工況動(dòng)臂優(yōu)化設(shè)計(jì)方法和操作步驟。

（2）分析液壓挖掘機(jī)常見(jiàn)的3 類(lèi)運(yùn)行工況，根據(jù)挖掘作業(yè)環(huán)境的復(fù)雜程度選定工況3 即動(dòng)臂油缸、斗桿油缸及鏟斗油缸同時(shí)配合工作的危險(xiǎn)工況對(duì)動(dòng)臂進(jìn)行受力分析，計(jì)算得到危險(xiǎn)工況動(dòng)臂鉸接點(diǎn)D、F在X、Z方向的分力。

（3）針對(duì)危險(xiǎn)工況動(dòng)臂進(jìn)行靜力學(xué)分析，仿真結(jié)果表明動(dòng)臂最大應(yīng)力值為284.57 MPa，最大位移值為5.586 2 mm，強(qiáng)度和剛度滿(mǎn)足工作要求。動(dòng)臂耳板部位較薄弱，應(yīng)力值最大且與斗桿、動(dòng)臂油缸鉸接處均出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象。

（4）結(jié)合動(dòng)臂薄弱部位和應(yīng)力集中現(xiàn)象對(duì)局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，仿真結(jié)果表明，優(yōu)化后動(dòng)臂在工況3 下最大應(yīng)力值、最大變形值分別減小13%、6.2%，解決了應(yīng)力集中問(wèn)題，有利于提高工作裝置的疲勞壽命。優(yōu)化方法為同類(lèi)型工程機(jī)械整機(jī)設(shè)計(jì)及靜力學(xué)分析提供一種實(shí)用性參考。