采伐機工作臂油缸的設計及其運動分析

沈嶸楓, 張小珍

(福建農林大學交通與土木工程學院，福建 福州 350002)

采伐機工作臂油缸的設計及其運動分析

沈嶸楓, 張小珍

(福建農林大學交通與土木工程學院，福建 福州 350002)

以采伐機工作臂油缸為研究對象，分別對其布置形式、受力情況及其強度校核等方面進行設計計算.借助機械系統動力學分析軟件ADAMS，以各油缸為分析對象，選取6種不同位姿下的工作臂，分別進行模擬仿真，分析油缸在不同工況下的運動情況，得出采伐機工作臂的主要作業(yè)尺寸及油缸的受力狀況.結果表明，當起重量一定且僅主臂油缸進行伸縮運動時，主臂及副臂的姿態(tài)影響著采伐機工作臂的工作幅度.因此在工作過程中可以通過調整工作臂的初始工作狀態(tài)，縮短采伐機工作臂末端需要延長的距離，同時能有效減輕工作臂的負荷，從而提高機械效能.

工作臂; 液壓油缸; 動態(tài)仿真

聯合采伐機是一個集鉸接工作臂、液壓驅動、工程車輛底盤、智能化控制等高新技術于一身的優(yōu)化結合體，可實現伐木、打枝、造材、歸堆等綜合作業(yè)[1].采伐機工作環(huán)境較復雜，載荷變化幅度大，而油缸作為工作臂的主要驅動件，其設計的合理性與可靠性直接影響到工作臂的整機性能.機械現代化和機械工業(yè)化進程的加速，為林業(yè)機械工業(yè)提供了寬廣的發(fā)展空間[2-3].高效率林業(yè)機械以國家施行的“中國制造2025”、“一帶一路”戰(zhàn)略為關鍵，培養(yǎng)技術核心競爭力，完成由制作大國到制作強國的跨越[4].工作臂是一個結構復雜的運動系統，具有多輸入多輸出、高度非線性且強耦合等特點.同時存在諸多不確定性，如外界干擾、參數攝動等錯誤[5].以采伐機工作臂油缸為例，運用機械系統動力學自動分析軟件ADAMS對工作臂進行動力學分析.先對工作臂進行設計計算，從布置形式到受力分析，最后進行壓桿校核.利用三維建模軟件SolidWorks建立采伐機工作臂的三維模型，將構造好的模型導入到仿真軟件ADAMS中，對不同工況下的工作臂進行仿真分析，得到工作臂主要作業(yè)尺寸及其受力情況，并分析其規(guī)律[6]，為后續(xù)工作臂的靜力學分析提供重要參數，同時也為選擇合理位姿參數提供參考.

1 工作臂油缸的設計

采伐機液壓泵將來自發(fā)動機的機械能轉化為液壓能，將驅動液壓油傳輸到多路閥塊；再由駕駛室內操作手柄控制集成閥塊各個閥的閥芯位置，按照負荷傳感原理進行比例控制[7].其主要工作過程是由回轉機構的轉動、主臂的升降、伸縮臂的伸縮等動作組成[8-9].采伐機工作臂工作狀況相對復雜，主液壓缸、副液壓缸、伸縮油缸均為大流量元件，還需要其他液壓元件相互配合，共同工作[10]，故建立工作臂虛擬樣機模型(圖1).采伐機工作臂回轉受到駕駛艙的限制，一般采用半回轉式，回轉角度為220°.工作臂設計最大載荷為12 300 N，即在工作臂俯仰伸縮范圍內必須能夠支撐伐木頭及林木負載的重量之和.從圖2可知，各桿件之間通過鉸接銷軸聯接，有相對轉動.采伐機工作臂靜力學分析是進行動力學仿真分析的前提.在工作臂運動過程中，當臂架伸展至最遠端，即主副臂全部伸展至水平位置，這時受到的彎矩最大.此時，將工作臂看成一剛體，根據各節(jié)臂的連接方式，將主臂和副臂看成是鉸接于立柱上的懸臂梁.

圖1 工作臂虛擬樣機模型Fig.1 Structure diagram of virtual boom

圖2 工作臂結構受力示意圖Fig.2 Force diagram of boom structure

1.1 主油缸的計算

1.1.1 受力分析 主油缸一般布置于工作臂的根部，下端與立柱鉸接，上端與三角推桿相鉸接.主油缸是工作臂舉升的動力，保證油缸產生足夠的起升力[11].其產生的作用力不直接作用于副臂，通過推桿與連桿等中間機構傳遞到副臂，進而傳遞到伸縮臂末端伐木頭.液壓缸的軸向力F是根據其活塞面積計算的.

(1)

F1=S1·Pmax=9498×25=2.37×105N

(2)

(3)

F2=S·Pmax=4844×25=1.21×105N

(4)

式中：S1表示活塞(無桿腔)面積；S2表示活塞(有桿腔)桿側環(huán)形面積；F1表示作用在活塞上的液壓力(推力)；F2表示作用在活塞桿側環(huán)形面積上的液壓力(拉力)；Pmax表示液壓回路的最大壓力，取值25 MPa；D表示液壓缸外徑，取值110 mm；d表示活塞桿直徑，取值77 mm.

1.1.2 穩(wěn)定性的校核 工作臂運行主要由液壓缸提供主動力，液壓缸活塞桿穩(wěn)定性決定整個工作臂夾抱負載的穩(wěn)定性，因此要對活塞桿進行強度驗算[12].

活塞桿的二次矩慣性矩I：

(5)

活塞桿橫截面積S：

(6)

活塞的臨界載荷Fk：

(7)

式中：n表示末端條件系數，因主油缸為兩點鉸接，所以n=1；E表示活塞桿材料的彈性模量數，取E=2.1×1011Pa；L表示活塞桿計算長度；I表示活塞桿界面的二次矩慣性矩.

1.2 副油缸的計算

1.2.1 受力分析 副臂油缸布置一般有2種方式，一種是下置式，即副油缸置于動臂前方；另一種是上置式，即副油缸置于主臂的中部上方，此方案提升速度較快，下降幅度較大[7].對于采伐機工作臂，副油缸一般設置在主臂之上，連接三角推桿與主臂.液壓缸的軸向力F根據其活塞面積計算.

(8)

F1=S1·Pmax=6358×25=1.59×105N

(9)

(10)

F2=S2·Pmax=3243×25=8.11×104N

(11)

式中：S1表示活塞(無桿腔)面積；S2表示活塞(有桿腔)桿側環(huán)形面積；F1表示作用在活塞上的液壓力(推力)；F2表示作用在活塞桿側環(huán)形面積上的液壓力(拉力)；Pmax表示液壓回路的最大壓力，取值25 MPa；D表示活塞直徑，取值90 mm；d表示活塞桿直徑，取值63 mm.

1.2.2 穩(wěn)定性校核 活塞桿的二次矩慣性矩I：

(12)

活塞桿橫截面積S：

(13)

活塞的臨界載荷Fk：

(14)

式中：n表示末端條件系數，因主油缸為兩點鉸接，所以n=1；E表示活塞桿材料的彈性模量數，取E=2.1×1011Pa；L表示活塞桿計算長度；I表示活塞桿界面的二次矩慣性矩.

2 工作臂油缸的運動規(guī)律

2.1 采伐機工作臂虛擬樣機的前處理

表1 工作臂各個構件間的虛擬約束Table 1 Virtual constraints between parts of boom

將SolidWorks模型導入ADAMS后，對ADAMS工作環(huán)境進行設置，包括單位、重力加速度、柵格[12].ADAMS軟件中的約束主要分為三類：運動副約束、基本約束和運動約束.根據采伐機工作臂各個構件間的運動關系，定義不同部件間的約束[13].通過分析可得，在整個工作臂中有液壓缸和活塞桿2組，二者之間采用移動副.具體約束見表1.

2.2 采伐機工作臂的運動規(guī)律

采伐機的作業(yè)過程為一循環(huán)往復的抓舉、變幅和回轉的過程，在合理的作業(yè)區(qū)間內可以滿足不同工作幅度和起重量的工況要求，沒有確切的運動軌跡[14-15].在工作臂整個運動過程中，油缸為唯一的原動件，所有工作節(jié)臂的俯仰、收攏、展開等都是通過液壓缸的控制得以實現[16].油缸提供節(jié)臂間相對運動的驅動力，使得節(jié)臂能上下、前后轉動.臂架的位置對油缸的受力產生直接影響，也決定了工作臂可達到的工作范圍.通過多次改變臂架的工作位置(圖3)，使之在不同狀態(tài)下完成一次完整的伸縮過程，可得到基于采伐機工作臂仿真研究液壓缸多種工況下的受力曲線圖.分析在工作臂作業(yè)過程中在哪種工況下油缸受力最小，有利于減輕操作員的作業(yè)難度，同時也減小整機的能量消耗.

a.工況1;b.工況2;.c.工況3.圖3 主油缸變幅與工況Fig.3 Luffings of main cylinder under 3 typical operation conditions

2.2.1 主油缸變幅 對主油缸運動進行仿真，設置仿真驅動函數，使副臂和伸縮臂展開后鎖定運動，僅讓主油缸運動.主油缸的伸縮會驅動主臂、副臂及伸縮臂同時繞主臂左端的鉸點B旋轉，采伐機工作臂的工作幅度和載重量只受單一的伸縮運動影響.選取如下3種典型的工況.工況1：副臂處于垂直狀態(tài)(-90°).工況2：副臂與水平線夾角為-45°.工況3：副臂伸至最遠端.比較主油缸的受力特點，這3種工況的工作幅度變化見圖4.

a.主油缸MARKER點軌跡;b.主油缸受力.圖4 3種典型工況下的主油缸仿真Fig.4 Simulations of main cylinder under 3 typical operation conditions

從圖4可以看出，工況1、工況2和工況3的最大工作幅度分別是4.8、6.9和8.2 m.3種工況的變化規(guī)律基本相似，3種工況下的末端可達范圍越來越大，這是由于副油缸控制的伸縮臂末端所處的工作位姿不同.因此，根據載荷譜圖可得，工況1可達的最大載荷為3 120 kg以上，而工況2可達的最大載重量為1 910 kg，工況3的最大起重量為1 230 kg.

2.2.2 副油缸變幅 對副油缸進行運動仿真，首先確定主臂油缸和伸縮臂的運動，僅讓副油缸進行伸縮.副油缸的伸縮會驅動副臂以及內嵌的伸縮臂同時繞鉸點C(主臂與副臂的鉸接點)旋轉，采伐機工作臂的工作范圍及其重量只受到副油缸的影響.設主油缸在不同狀態(tài)下，工作臂的初始工作狀態(tài)不同，并鎖定主油缸及伸縮油缸的運動，僅仿真副油缸的運動；接著對副油缸設置仿真驅動參數，設置仿真時間為10 s；選取3種工況(圖5)，第一變幅角為-20°、0°、45°.

a.工況4;b.工況5;工況6.圖5 副油缸變幅Fig.5 Luffings of vice-cylinder under 3 typical operation conditions

工況4、工況5和工況6分別取其主臂的變幅角度為負值、0°以及正值(圖6).3種工況下的工作臂末端位移的變化趨勢基本相似，均隨著運動過程不斷增大，且工作范圍表現較相近.工況4達到的最大作業(yè)范圍為5.1 m，工況5最大作業(yè)范圍達到5.6 m，工況6最大工作范圍達到6.6 m.

a.副油缸MARKER點軌跡;b.副油缸受力.圖6 3種典型的工況下副油缸仿真Fig.6 Simulations of vice-cylinder under 3 typical operation conditions

3 仿真結果與分析

為了分析在不同工況下主油缸的受力特點，末端負載質量設為1 230 kg，仿真時間設為10 s，第1秒為工作臂的準備時間，主要是調節(jié)副油缸以及伸縮油缸的運動并對其狀態(tài)進行鎖定，然后對主油缸的變幅運動進行仿真.從主油缸的受力曲線可以看出，第1秒為工作臂位姿調節(jié)時間，受力會出現波動.從第2秒開始，對于工況1，在工作臂油缸伸縮運動過程中，其受力逐漸減小，動作結束后主油缸受力為最大值.這是由于從第2秒開始，副臂處于垂直狀態(tài)，主油缸所受到的力矩最大，隨著主油缸的收縮，工作臂不斷向上抬起，工作幅度減小，舉升阻力矩也不斷減小，因此這期間主油缸所受力也不斷降低.而與之不同的是，對于工況2和工況3，運動開始后，變幅油缸受力緩慢增大，隨著油缸的不斷收縮，主臂不斷向上抬起，變幅油缸增大至最大值，工況2油缸受力最大值為192 kN，而工況3達到233 kN.此外，相比三者主油缸受力曲線，可以看出工況1曲線更為傾斜，主要是由于工況1初始位姿不同，導致運動過程中可達到的工作范圍變化大，因此其帶來的阻力矩的變化幅度也較大.通過分析以上3種工況可知：當起質量一定，且僅主臂油缸進行伸縮變化時，主臂及副臂的姿態(tài)影響采伐機工作臂的工作幅度，進而對該油缸產生不同的受力;隨著工作幅度的增大，油缸的受力也不斷增大.當副油缸運動，使得工作臂的工作幅度達到最大(工況3的情況)，這時油缸的受力也達到最大.因此在工作過程中可以通過調整伸縮臂的初始工作狀態(tài)，縮短采伐機工作時伸縮臂末端需要延長的距離，有效減輕工作臂的工作負荷，從而提高機械效能.主油缸不動，副油缸收縮，使得工作臂主臂與副臂之間的夾角減小，而主油缸只做繞B點的轉動，因而其末端的工作范圍減小，其所受的阻力矩也不斷減小，由此總體上變幅油缸受力呈現增大的趨勢.從表2可知，隨著初始主臂位姿的變化，其對副油缸的受力也有所不同.隨著主臂變幅角的增大，其工作范圍不斷減小，油缸的受力也逐漸減小.對于工況6，隨著副油缸的收縮，副臂由外向內運動，變副油缸受力減小，在5.5 s左右其受力達到最小值.而后油缸繼續(xù)收縮，這一過程中的阻力矩也不斷增大，因此該時刻副油缸受力達到最大值.

表2 主、副油缸變幅參數對比Table 2 The comparison of luffing parameters of main and vice cylinder

4 小結

在SolidWorks中構建工作臂三維模型，將其導入ADAMS中進行運動規(guī)律仿真.以主、副油缸為研究對象，分別對其進行設計計算，而后通過三維實體模型的構建分別選取3種工況進行仿真，得出工作臂不同位姿下的工作范圍及其受力情況.結果表明：主、副臂的工作位姿狀態(tài)影響工作臂的工作幅度及各油缸的受力情況.僅對主油缸進行仿真，主、副臂夾角越大，其工作范圍越廣，油缸受力也不斷增大.隨著主臂變幅角的增大，僅驅動副油缸的工作范圍不斷減小，油缸的受力也逐漸減小.

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(責任編輯:葉濟蓉)

Design and dynamical simulation of the harvester boom cylinder

SHEN Rongfeng, ZHANG Xiaozhen

(College of Transportation and Civil Engineering, Fujian Agriculture and Forestry University, Fuzhou, Fujian 350002, China)

To optimize position and orientation of harvester boom for higher mechanical efficiency, component configuration, stress situation and strength check of harvester boom were designed and calculated. Boom was virtually stimulated to 6 arm poses according to mechanical system dynamics analysis software of ADAMS, luffing and force conditions of cylinders were illustrated. The results showed postures of the main and vice booms affect the working range of harvester boom when workload was certain. Therefore, distances of terminals of boom extended should be minimized when placing the initial position so as to reduce the workload of boom.

boom; hydraulic cylinder; dynamical simulation

2016-05-24

2016-10-17

國家教育部創(chuàng)新科技計劃項目(111ZC5040)；福建農林大學林業(yè)智能機械立體化教材項目(112515013)；福建農林大學教材與實踐研究項目(111414044)；福建農林大學交通運輸類實驗教學示范中心資助項目(01SJ10009)；福建農林大學高水平大學建設重點資助項目(113-612014018).

沈嶸楓(1970-)，男，副教授，碩士生導師.研究方向：林業(yè)工程、機械設計與制造等.

TH122

A

1671-5470(2017)01-0115-06

10.13323/j.cnki.j.fafu(nat.sci.).2017.01.018