掘進(jìn)機(jī)本體的仿真分析*

李文亮，徐 培，苗祥云，張佃龍

(兗礦集團(tuán)機(jī)電設(shè)備制造廠，山東 鄒城 273500)

1 引言

本體是掘進(jìn)機(jī)的重要構(gòu)件。從掘進(jìn)機(jī)整體結(jié)構(gòu)上看，本體作為其他部件安裝定位基礎(chǔ)，其上附有截割部、行走、鏟板、操作臺、油箱、后支撐等部件，常承受較大的工作載荷，同時由于本體作為焊接件而成型，常常因強(qiáng)度不夠產(chǎn)生破壞，或者因為架體變形導(dǎo)致與其他部件嚴(yán)重干涉，進(jìn)而導(dǎo)致整機(jī)性能下降?？傊?，本體部分的可靠性與否，將直接影響掘進(jìn)機(jī)整機(jī)性能［1］。

結(jié)合兗礦集團(tuán)機(jī)電設(shè)備制造廠研發(fā)的EBZ220掘進(jìn)機(jī)，應(yīng)用Pro/E軟件強(qiáng)大的三維建模功能進(jìn)行實體建模，作為導(dǎo)入ADAMS的剛性件;再應(yīng)用ANSYS軟件對掘進(jìn)機(jī)本體進(jìn)行柔性化處理;采用接口技術(shù)，將本體剛性件替換為柔性件，建立剛?cè)狁詈夏Ｐ?采用ADAMS軟件對掘進(jìn)機(jī)真實工作狀況進(jìn)行動態(tài)仿真。通過仿真可以發(fā)現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)本體的薄弱環(huán)節(jié)及最不利的工作條件，對設(shè)計方案進(jìn)行論證。

2 建立掘進(jìn)機(jī)部件實體模型并裝配

ANSYS和ADAMS作為專業(yè)的分析軟件其建模能力遠(yuǎn)不及Pro/E的建模能力［2］。將與本體有直接連接或者力傳遞的部件利用Pro/E軟件分別建模。

建模工作完成后進(jìn)行零部件的裝配。裝配完成后，利用其分析功能可以快速得到零件的全部幾何信息，檢測出組件中零部件之間的尺寸關(guān)系及干涉問題并處理，為下一步工作做好準(zhǔn)備。

然后，可通過Pro/E和ADAMS之間的接口，將建立的掘進(jìn)機(jī)部件模型導(dǎo)入ADAMS進(jìn)行裝配。

3 制作掘進(jìn)機(jī)本體柔性件

ANSYS與Pro/E有專用的接口，可以通過該接口將Pro/E建立好的零件導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行柔性化處理［3］。利用ANSYS軟件生成柔性文件大致分為如下幾步。

3.1 建立Keypoints點

Keypoints點的建立是基于接觸理論建立的，用于網(wǎng)格劃分后與接觸面進(jìn)行耦合。建立方法如圖1所示。

3.2 單元類型的定義

單元類型的定義即為實體和關(guān)鍵點定義需要劃分網(wǎng)格的單元格式，如圖2所示。

圖1 Keypoints點的建立

圖2 設(shè)置質(zhì)量單元屬性

3.3 設(shè)置材料屬性

為材料賦予基本的物理性質(zhì)，即彈性模量、泊松比和密度這些參數(shù)［4］。

3.4 對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分

主要針對建立的本體實體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。應(yīng)用solid 45單元對三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，根據(jù)零件的復(fù)雜程度進(jìn)行網(wǎng)格劃分，既要防止網(wǎng)格精度過高造成的計算機(jī)資源不必要地浪費(fèi)，也要防止網(wǎng)格精度過低使仿真結(jié)果不滿足精度;應(yīng)用mass21質(zhì)量單元對keypoints進(jìn)行網(wǎng)格劃分以建立起interface nodes用于與接觸鋼化面進(jìn)行耦合。掘進(jìn)機(jī)本體的網(wǎng)格劃分后分別如圖3所示。

3.5 進(jìn)行耦合

通過interface nodes與劃分好網(wǎng)格的本體上發(fā)生接觸的node點進(jìn)行耦合。

3.6 模態(tài)中性文件的生成

在設(shè)置好允許錯誤數(shù)以后便可以將模型通過ADAMS connection中的“Export to ADAMS”命令生成后綴名為mnf的模態(tài)中性文件［5］。

將ANSYS軟件生成的mnf文件，直接讀取到ADAMS中建立柔性體，該柔性體要將原來直接導(dǎo)入的本體剛性件進(jìn)行替換，形成剛－柔耦合掘進(jìn)機(jī)虛擬樣機(jī)模型，如圖4所示。當(dāng)然，還要將剛－柔耦合點以及其他部件裝配點設(shè)置約束。

圖3 本體的網(wǎng)格劃分

圖4 掘進(jìn)機(jī)本體部柔性化剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

4 掘進(jìn)機(jī)本體部可靠性分析

根據(jù)本體架的主體材料Q345－B得知其屈服強(qiáng)度為345 MPa，安全系數(shù)取2.5，則其許用應(yīng)力為138 MPa。然后根據(jù)掘進(jìn)機(jī)的工作特點進(jìn)行了關(guān)鍵截割位置的仿真，并對其可靠性進(jìn)行了分析。本文模擬掘進(jìn)機(jī)以1.38 m/min的橫擺速度截割堅固性系數(shù)為8的巖石的工況。

4.1 截割頭截割底部巖石由右向左擺動(A工況)

通過ADAMS的計算在該情況下的應(yīng)力最大值為315.3021 MPa，超過其許用應(yīng)力，最大應(yīng)力時刻為0.505 s，最大應(yīng)力節(jié)點編號Node19869。較大應(yīng)力點位于斜板與水平板交接的位置，此處為兩個平面的交界處，這種現(xiàn)象屬于應(yīng)力集中。在實際生產(chǎn)中應(yīng)該避免這種狀況。

圖5為本體架在該工況下的200倍變形圖，由仿真變形圖可知，截割頭在由右側(cè)向左側(cè)擺動過程中，左側(cè)與鏟板連接耳部，以及左后部與行走部連接的板材變形較劇烈。

圖5 A工況中本體架200倍變形圖

4.2 截割頭截割底部巖石由左向右擺動(B工況)

通過ADAMS的計算在該情況下的應(yīng)力最大值為347.6983 MPa，超過其許用應(yīng)力，其最大應(yīng)力時刻為0.334 s，最大應(yīng)力節(jié)點編號 Node32732。應(yīng)力較大點為32732，其應(yīng)力曲線圖如圖6所示。

由圖6應(yīng)力曲線圖可以發(fā)現(xiàn)曲線基本都在許用應(yīng)力138 MPa以上，峰值點超過屈服應(yīng)力，可見在該工況下本體架不可靠。圖7為本體架在該工況下的200倍變形圖，由仿真變形圖可知，截割頭由左側(cè)向右側(cè)擺動過程中，左側(cè)回轉(zhuǎn)油缸耳部存在變形，與回轉(zhuǎn)軸承連接的圓盤前部變形較大。

圖6 B工況中節(jié)點32732應(yīng)力曲線圖

圖7 B工況中本體架200倍變形圖

4.3 截割頭截割頂部巖石由右向左擺動(C工況)

通過ADAMS的計算在該情況下的應(yīng)力最大值為261.377 MPa，超過其許用應(yīng)力，最大應(yīng)力時刻為0.504 s，最大應(yīng)力節(jié)點編號 Node19869。

該點位于支撐頂護(hù)板的立柱上。如圖8應(yīng)力曲線圖所示，可以發(fā)現(xiàn)在橫擺開始時出現(xiàn)了一個短暫的瞬時沖擊，此時應(yīng)力超過許用應(yīng)力，該沖擊易于形成疲勞裂紋。在沖擊穩(wěn)定后應(yīng)力在162 MPa以下，可以認(rèn)為本體架在該工況下比較可靠。

圖9為本體架在該工況下的200倍變形圖，由仿真變形圖可知，截割頭在由右側(cè)向左側(cè)擺動過程中，右側(cè)回轉(zhuǎn)油缸耳部變形較劇烈。

圖8 C工況中節(jié)點19869應(yīng)力曲線圖

圖9 C工況中本體架200倍變形圖

4.4 截割頭截割頂部巖石由左向右擺動(D工況)

通過ADAMS的計算在該情況下的應(yīng)力最大值為331.126 MPa，超過其許用應(yīng)力，其最大應(yīng)力時刻為0.419 s，最大應(yīng)力節(jié)點編號Node32732。

通過plot命令將整個時域范圍內(nèi)應(yīng)力進(jìn)行繪制，曲線如圖10所示。

圖10 D工況中節(jié)點32732應(yīng)力曲線圖

由圖10應(yīng)力曲線圖可以發(fā)現(xiàn)曲線基本都在許用應(yīng)力138 MPa以上，峰值點逼近屈服應(yīng)力，可見在該工況下本體架可靠性非常差。

圖11為本體架在該工況下的200倍變形圖，由仿真變形圖可知，截割頭由左側(cè)向右側(cè)擺動過程中，左側(cè)回轉(zhuǎn)油缸耳部存在變形，與回轉(zhuǎn)軸承連接的圓盤前部變形較大。

4.5 掘進(jìn)機(jī)左下角鉆進(jìn)(E工況)

通過ADAMS的計算在該情況下的應(yīng)力最大值為247.078 MPa，超過其許用應(yīng)力，最大應(yīng)力時刻為0.504 s，最大應(yīng)力節(jié)點編號 Node19869。

該點位于支撐頂護(hù)板的立柱上，通過plot命令將整個時域范圍內(nèi)應(yīng)力進(jìn)行繪制，如圖12所示。由仿真可以看出，在仿真開始時，由于掘進(jìn)機(jī)截割頭自身的重量導(dǎo)致本體架應(yīng)力有一個逐漸平衡的過程，這一過程與橫擺時是一致的，當(dāng)鉆進(jìn)伸縮油缸開始工作時，截割頭受到來自于巖石的力，導(dǎo)致掘進(jìn)機(jī)受到一個較大的瞬時沖擊，本體架此時應(yīng)力接近250 MPa，穩(wěn)定掘進(jìn)時，應(yīng)力回到50 MPa以下，可以認(rèn)為在以0.127 m/min進(jìn)行鉆進(jìn)時是可靠的，但應(yīng)注意沖擊疲勞的影響。變形較大的位置是左側(cè)耳部、本體架后端，該工況中本體200倍變形圖如圖13所示。

圖11 D工況中本體架200倍變形圖

圖12 E工況中節(jié)點19869應(yīng)力曲線圖

圖13 E工況中本體架200倍變形圖

5 結(jié)論

基于剛?cè)狁詈暇蜻M(jìn)機(jī)虛擬樣機(jī)技術(shù)［6］，對掘進(jìn)機(jī)橫擺、鉆進(jìn)等5種工況進(jìn)行了分析，分析結(jié)果如下。

掘進(jìn)機(jī)在截割堅固性系數(shù)為8，以0.127 m/min的速度由左下方進(jìn)行鉆進(jìn)時，掘進(jìn)機(jī)存在較大的瞬時沖擊，之后運(yùn)行趨于平穩(wěn)，可以認(rèn)為掘進(jìn)機(jī)本體架在鉆進(jìn)時是可靠的;掘進(jìn)機(jī)以1.38 m/min進(jìn)行底部橫擺截割過程中，由右向左截割時，本體架除少數(shù)部位存在應(yīng)力集中外，可以認(rèn)為整個本體架基本可靠，而由左側(cè)向右側(cè)截割時本體架不可靠，即截割頭由左側(cè)向右側(cè)擺動時，本體架受力比較惡劣，可靠性差。本體架應(yīng)力集中現(xiàn)象比較明顯;在進(jìn)行頂部橫擺截割過程中，由右向左截割時本體架基本可靠，由左側(cè)向右側(cè)截割時本體架不可靠且左側(cè)回轉(zhuǎn)液壓耳部比較薄弱，可靠性差。針對上述仿真結(jié)果，為下一步完善產(chǎn)品設(shè)計提供了優(yōu)化設(shè)計的依據(jù)。

［1］黃日恒.懸臂式掘進(jìn)機(jī)［M］.徐州:中國礦業(yè)大學(xué)出版社，1996.

［2］趙麗娟，孫曉娜，張佃龍.掘進(jìn)機(jī)鏟板有限元疲勞分析［J］.機(jī)械設(shè)計與研究，2012，28(5):120 －126.

［3］秦 宇.ANSYS11.0基礎(chǔ)與實例教程［M］.北京:化學(xué)工業(yè)出版社，2009.

［4］機(jī)械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊編委會.機(jī)械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1995.

［5］賈長治，殷軍輝，薛文星.MD ADAMS虛擬樣機(jī)從入門到精通［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2010.

［6］葛正浩.ADAMS2007虛擬樣機(jī)技術(shù)［M］.北京:化學(xué)工業(yè)出版社，2010.