0引言

液壓挖掘機作為工程機械中的重要設備,其性能直接影響工程效率和機械安全。動臂作為液壓挖掘機中承受復雜負載的關鍵部件,其設計優(yōu)化對提高整體機械性能具有決定性作用^[1]。本研究選取斗山品牌的中型液壓挖掘機作為研究對象,采用UG和 ANSYS軟件工具,基于動臂的危險工況分析和有限元仿真分析,對其結構進行了優(yōu)化設計。通過參數(shù)化建模和優(yōu)化分析,本研究旨在實現(xiàn)動臂結構的最優(yōu)性能,確保機械在復雜工況下的可靠性和安全性。

1液壓挖掘機整體結構設計

1.1 性能參數(shù)

液壓挖掘機通過液壓泵轉換發(fā)動機動力,驅動關鍵部件如液壓馬達和缸體,實現(xiàn)作業(yè)設備的控制,具有較好的靈活性與廣泛的適用性。液壓挖掘機性能主要由操作重量、發(fā)動機功率及鏟斗容量三大參數(shù)決定^[2]。本研究采用的是斗山品牌中型液壓挖掘機,詳細性能參數(shù)如表1所示。

液壓挖掘機操作過程大致如下:

1)位置移動:挖掘機通過行走馬達驅動行走裝置,移至作業(yè)位置。

2)挖掘動作:動臂油缸、斗桿油缸與鏟斗油缸協(xié)作,進行土石挖掘。

3)土石抬升:動臂油缸收縮,配合斗桿與鏟斗油缸操作,抬升挖掘物。

4)調整卸載方向:回轉臺通過回轉馬達調整,確保正確的卸載方向。

5)土石卸載:控制鏟斗與斗桿油缸動作,將土石卸至指定位置。

1.2 三部件參數(shù)化建模

液壓挖掘機主要由工作裝置、回轉裝置和行走裝置三個基本部分構成。工作裝置是挖掘機的核 心 ,包括動臂、斗桿、鏟斗、液壓油缸等關鍵組件。動臂的設計特別重要,它通常采用輕質高強度的結構,由多種厚度的鋼板焊接成箱形結構,通過分段式設計如三段式翼板和多段式腹板優(yōu)化其承載能力和耐用性,如圖1(a)所示。使用UG軟件進行動臂的參數(shù)化建模,這種設計方式允許按照鉸鏈孔的相對位置進行精確裝配,從而確保挖掘機各部件協(xié)調運作,如圖1(b)所示。此外,為簡化建模過程,回轉裝置和行走裝置的模型被簡化處理,這樣有助于快速組裝挖掘機的三大主要裝置,構成一個完整的三維結構,也有助于直觀展示不同工作狀態(tài)下挖掘機各鉸鏈點的應力情況,從而驗證設計的合理性和結構的穩(wěn)定性。挖掘機整體建模裝配如圖1(c)所示。

2液壓挖掘機動臂優(yōu)化設計

2.1基于危險工況的動臂有限元仿真分析

2.1.1 比選危險工況

液壓挖掘機運行時,會遭遇多種復雜的挖掘環(huán)境,需精準分析其運行狀況以識別潛在的風險工況。表2詳細分析了液壓挖掘機的不同工作特點和應用場景。

在工況3中,液壓挖掘機各鉸鏈點受到的力差異顯著,使得此狀態(tài)成為最具挑戰(zhàn)性的危險工況。由于其復雜性,需要進行細致的力學分析和結構校驗,確保挖掘機在操作過程中的安全性和效率。這種分析能幫助識別潛在的弱點和應力集中區(qū),從而進行必要的設計調整和強化,以適應高負荷工作的需求。

2.1.2動臂鉸接點受力分析

在液壓挖掘機的工作裝置分析中,采用X—Z平面作為參考基準,編號并分析動臂、搖臂、油缸等部件的鉸接點,如圖2(a)所示。忽略偏載和鉸點摩擦影響,并假設所有情況處于靜止狀態(tài)。通過將連桿、搖臂和油缸簡化為二力桿,應用力矩平衡和力平衡原理,計算這些鉸接點在X和Z方向上的受力情況。針對動臂部分的具體分析,將動臂視為獨立部分,其他部 分視為剛性整體。重點關注動臂鉸接點B、C、D、F的 受力情況。由于所有鉸接力都在X—Z平面內,因此可以通過這些鉸接點在X、Z方向上的分力進行受力分析,如圖2(b)所示。下文以鉸接點F為分析中心,計算動臂與斗桿連接點F以及動臂與斗桿油缸連接點D承受的載荷,這樣有助于有效評估液壓挖掘機工作裝置在不同工況下的受力情況,從而進行更準確的設計和優(yōu)化。

為全面理解并分析液壓挖掘機工作裝置在各種工作狀態(tài)下的力學行為和穩(wěn)定性,根據液壓挖掘機工作裝置的力矩平衡和力平衡方程可得:

ΣM_F=ΣF_X=ΣF_Z=0  (1)

式中:M_F表示力矩;F_X表示作用在X方向的力;F_Z表示作用在Z方向的力。

這是液壓系統(tǒng)靜態(tài)平衡的基本條件,用于確保系統(tǒng)在任何給定條件下都處于平衡狀態(tài)?？紤]圖2中已知的各部件受力,可以將這些力值代入方程(1),展開求解,得到:

式中:Fw、Gi、FE分別代表斗桿油缸的力、各部件的重力以及搖臂的外力;Lw、Li和LE是相應的作用距離;F_EX、F_EZ分別表示斗桿油缸與斗桿鉸接點E在X方向和Z方向上的受力;F_FX、F_FZ分別表示動臂與斗桿鉸接點F在X方向和Z方向上的受力;φ是鏟斗的挖掘角度。

各力的分量關系如下:

式中:α是斗桿油缸傾斜角,鏟斗的挖掘角度和斗桿油缸傾斜角影響力的水平和垂直分量。

通過代入理論挖掘力、各組件自重以及作用點的力臂長度到上述力矩平衡和力平衡方程中,可以聯(lián)立求解得到以下力的分量:F_EX、F_EZ、F_FX、F_FZ。

此外,計算時,將斗桿油缸視為一個直桿?；谂ｎD第三定律,可知動臂與斗桿油缸的鉸接點D的載荷將與斗桿油缸與斗桿的鉸接點E的載荷在大小上相等,但方向相反。因此,可以得出動臂與斗桿油缸鉸接點D的受力:在X方向和Z方向上的力分別為F_DX和F_DZ。

選擇工況3進行分析,此工況中,三個油缸協(xié)同作業(yè),且鏟斗的切向挖掘力取動臂、斗桿和鏟斗三者中的最大理論挖掘力。通過將此最大挖掘力值及其他相關參數(shù)代入已有力學方程,可計算出此工況下的關鍵力學數(shù)據,具體如表3所示。

2.1.3有限元仿真分析

在使用UG和ANSYS Workbench軟件創(chuàng)建并優(yōu)化動臂的三維模型后,采用Static Structural模塊進 行靜態(tài)力學分析^[3]。模型導入后,通過Design Modeler 工具細化處理,并在Geometry中指定動臂材料屬性為結構鋼Q345D,具體包括泊松比0.3,彈性模量206000MPa和屈服強度345MPa。網格劃分采用四面體網格,主要網格大小設為40 mm,關鍵區(qū)域如鉸接點和耳板處的網格則分別細化至10 mm和15 mm。此外,設置網格過渡為Slow,以優(yōu)化計算效率和精度。動臂的網格劃分結果如圖3所示。

在進行危險工況下動臂的靜力學分析之前,首先需要調整坐標系統(tǒng),使之基于動臂模型而非挖掘機的基座。為準確模擬鉸接點的力作用,本次采用了Bearing Load在鉸接點施加載荷,并考慮了動臂自重的影響,通過設置標準地球重力,將Z軸的重力方向設置為負^[4]。此外,為了抵消結構體兩端的輕微不平衡力,本次加入了弱彈簧來消除由這種不平衡造成的剛性位移,并模擬鉸接運動。在遠端位移設置中,對X、Y和Z方向的位移進行了約束,具體設定如下:RotX、Roty和RotZ分別為0、自由和0。

通過求解方案,本次添加了等效應力和總變形的分析,以獲取工況3下動臂的應力云圖和位移云圖,如圖4所示。為了便于進行強度分析,在DM模塊中還特別添加了一個最大值指示標,以突出顯示關鍵的應力區(qū)域。

工況3下,動臂的最高應力為284.57 MPa,低于安全極限345MPa,主要集中在上翼板與耳板連接區(qū);動臂與斗桿、油缸鉸接處也出現(xiàn)應力集中。動臂的最大位移為5.586 2 mm,主要位于動臂前端,表明動臂的結構強度和剛性都符合設計及工作標準。

2.2液壓挖掘機動臂結構優(yōu)化設計

動臂結構的優(yōu)化設計主要包括以下幾個關鍵點:

1)增厚耳板:為了減少耳板與上翼板連接處的應力集中,耳板的厚度增加至50 mm。

2)動臂與斗桿鉸接處的結構改進:在動臂與斗桿鉸接處的兩側分別增加一個中空圓臺,圓臺尺寸如下:139mm×145mm×16mm(上圓直徑×下圓直徑×高)。

3)動臂與油缸鉸接處的結構改進:與2)相類似,在動臂與動臂油缸鉸接處的兩側也各增加一個中空圓臺,圓臺尺寸如下:129 mm× 140 mm× 16mm(上圓直徑×下圓直徑×高)。

這些措施旨在降低應力集中,減少變形,從而提高動臂的工作性能,延長其使用壽命^[5]。優(yōu)化后的結構設計如圖5所示。

對優(yōu)化設計后的動臂結構進行靜力學分析,獲取優(yōu)化后的動臂結構在最危險工況(工況3)下的最大應力、變形情況,如表4所示。

在工況3下,優(yōu)化后的動臂結構最大應力和最大變形值相比原結構分別降低了約13%和6.2%。這一顯著的改進不僅表明應力集中現(xiàn)象得到了有效消除,還說明優(yōu)化的結構完全滿足材料的強度和剛度要求,進一步驗證了優(yōu)化設計的有效性和實用性。

3 結論

1)本研究使用UG/ANSYS軟件,以斗山品牌的中型液壓挖掘機為例,進行了整體結構的參數(shù)化建模與動臂優(yōu)化設計。

2)分析了三種典型運行工況,識別出工況3(動臂油缸、斗桿油缸與鏟斗油缸協(xié)同作業(yè))為最危險工況,并對動臂鉸接點D、F在X、Z方向的分力進行了計算。

3)工況3的靜力學分析表明,動臂最大應力達到284.57 MPa,最大位移為5.586 2 mm,強度和剛度均符合要求。動臂耳板部位應力最大,存在應力集中。

4)對動臂耳板及其他薄弱部位進行結構優(yōu)化,使最大應力和變形分別減少13%和6.2%,有效延長了設備的疲勞壽命,并為類似工程機械設計提供了實用的參考。

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2024年第22期第11篇