基于ANSYS 車輛鏟斗舉升機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

張宏閣，張松泓

（河南工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車工程學(xué)院，河南 南陽 473000）

1 引言

鏟斗舉升機(jī)構(gòu)是鏟裝類車輛工作的重要保證，整個(gè)過程包括鏟裝、舉升、卸載、收斗等過程，整個(gè)過程中舉升機(jī)構(gòu)受力情況復(fù)雜變化，存在較多的影響因素。為了保證機(jī)構(gòu)的正常運(yùn)行，結(jié)構(gòu)較多的采用連桿單元，同時(shí)此類舉升機(jī)構(gòu)較多的使用焊接工藝，而此類工藝容易造成應(yīng)力的集中，設(shè)計(jì)過程中必須加以重視，需要對(duì)各組成單元進(jìn)行分析，以保證機(jī)構(gòu)的正?？煽窟\(yùn)行[1]。因此，這里對(duì)鏟裝機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，具有一定的應(yīng)用價(jià)值。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了一定的研究：文獻(xiàn)[2]采用模態(tài)分析方法，對(duì)鏟斗模態(tài)變化進(jìn)行分析，并考慮貨物因素的影響；文獻(xiàn)[3]采用板殼單元分析的方法，對(duì)舉升機(jī)構(gòu)整體進(jìn)行分析，獲取整個(gè)過程的動(dòng)態(tài)變化規(guī)律；文獻(xiàn)[4]采用液壓測(cè)試分析技術(shù)，對(duì)舉升過程中液壓缸的壓力變化進(jìn)行分析，以此作為機(jī)構(gòu)受力的輸入進(jìn)行強(qiáng)度分析；文獻(xiàn)[5]基于動(dòng)態(tài)建模搭建整個(gè)舉升機(jī)構(gòu)的模型，對(duì)整個(gè)機(jī)構(gòu)的工作過程進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬，以獲取最優(yōu)的運(yùn)行路徑。

針對(duì)車輛的鏟斗舉升機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，根據(jù)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)進(jìn)行力學(xué)假設(shè)，對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，獲取受力情況特點(diǎn)，在此基礎(chǔ)上對(duì)系統(tǒng)各主要單元的受力進(jìn)行分析；基于有限單元法對(duì)系統(tǒng)各部分進(jìn)行建模，以受力分析結(jié)果作為加載條件，分析三種典型工況下各部分的應(yīng)力分布，獲取應(yīng)力最大點(diǎn)；從工藝和結(jié)構(gòu)角度對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化；基于應(yīng)變片法，對(duì)優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的實(shí)車進(jìn)行測(cè)試，以檢驗(yàn)?zāi)Ｐ头治龊蛢?yōu)化設(shè)計(jì)的可靠性。

2 鏟斗舉升機(jī)構(gòu)受力分析

鏟掘和卸料作業(yè)是通過鏟斗舉升機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)的，該機(jī)構(gòu)是一種正轉(zhuǎn)六桿機(jī)構(gòu)，由兩個(gè)舉升油缸、一個(gè)轉(zhuǎn)斗油缸、動(dòng)臂、搖臂、連桿和鏟斗相互鉸接組成[6]，如圖1 所示。

圖1 工作機(jī)構(gòu)模型Fig.1 Working Mechanism Model

根據(jù)以上兩點(diǎn)假設(shè)，簡(jiǎn)化工作機(jī)構(gòu)為一個(gè)簡(jiǎn)單平面力系[8]，其受力分析簡(jiǎn)圖，如圖2 所示。

圖2 工作機(jī)構(gòu)受力分析簡(jiǎn)圖Fig.2 Schematic Diagram of the Force Analysis of the Working Mechanism

圖中：Rz、Rx—鏟運(yùn)機(jī)的垂直阻力和水平插入阻力；FA—搖臂對(duì)動(dòng)臂的力；FB—?jiǎng)颖蹖?duì)鏟斗的推力；FC—連桿對(duì)鏟斗的拉力；FD—傾翻油缸的推力；FE—舉升油缸對(duì)動(dòng)臂的力；FHx、FHz—前車架對(duì)動(dòng)臂的力。

2.1 鏟斗受力分析

對(duì)工作裝置進(jìn)行受力分析之前，必須確定工作狀態(tài)和作用在鏟斗上的外載荷的大小和方向，首先取鏟斗為分離體，根據(jù)力平衡原理[7]，計(jì)算鏟斗的受力。其如圖3 所示。

由圖可知，力FBx和FBz是動(dòng)臂對(duì)鏟斗的力FB在X 方向和Z方向的分量；GD為鏟斗的重量；FC是連桿對(duì)鏟斗的力；α 為連桿與水平面的夾角。

圖3 鏟斗受力分析Fig.3 Bucket Force Analysis

由ΣMB=0 得：

式中：h1—?jiǎng)颖叟c鏟斗鉸接點(diǎn)B 到鏟斗底端的距離；h2—連桿與鏟斗的鉸接點(diǎn)C 到動(dòng)臂與鏟斗鉸接點(diǎn)B 的垂直距離；L1—水平阻力Rx在鏟斗上的作用點(diǎn)到動(dòng)臂與鏟斗鉸接點(diǎn)B 的距離；L2—連桿與鏟斗的鉸接點(diǎn)C 到動(dòng)臂與鏟斗鉸接點(diǎn)B 的水平距離；LD—鏟斗質(zhì)心到動(dòng)臂與鏟斗鉸接點(diǎn)B 的距離?；?jiǎn)式（1）得：

由ΣX=0 得：

由ΣZ=0 得：

2.2 連桿和搖臂受力分析

連桿和搖臂雖然結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但卻是最重要的兩個(gè)部分，是實(shí)現(xiàn)鏟斗從鏟裝到卸料一系列動(dòng)作的基礎(chǔ)。它們的作用是：（1）保證鏟斗在動(dòng)臂升舉工況中，實(shí)現(xiàn)平動(dòng)或接近平動(dòng)；（2）在鏟取或卸載工況中，使鏟斗繞動(dòng)臂的鉸接點(diǎn)回轉(zhuǎn)，以實(shí)現(xiàn)卸載和鏟取動(dòng)作[9]。取連桿和搖臂分離體進(jìn)行受力分析，根據(jù)理論力學(xué)力平衡原理，分別計(jì)算連桿和搖臂所受到的力。力學(xué)模型，如圖4 所示。

圖4 連桿和搖臂受力分析Fig.4 Force Analysis of Connecting Rod and Rocker Arm

由ΣFx=0 得：

式中：β—傾翻油缸與水平面的夾角；γ—搖臂與垂直平面的夾角。

由ΣFz=0 得：

由式（5）和式（6）可得：

2.3 動(dòng)臂受力分析

動(dòng)臂是工作機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵部件，它一端與前車架相連，另一端與鏟斗相連。動(dòng)臂與舉升油缸組成動(dòng)臂升降機(jī)構(gòu)，通過活塞桿的伸縮完成工作機(jī)構(gòu)的提升與下降動(dòng)作[10]。對(duì)動(dòng)臂進(jìn)行受力分析，如圖5 所示。

圖5 動(dòng)臂受力分析Fig.5 Force Analysis of the Boom

式中：θ—舉升油缸與垂直面間的夾角。

式中：L5—舉升油缸與動(dòng)臂的鉸接點(diǎn)E 到動(dòng)臂與前車架鉸接點(diǎn)H的水平距離；L6—搖臂與動(dòng)臂的鉸接點(diǎn)A 到動(dòng)臂與前車架鉸接點(diǎn)H 的水平距離；L7—鏟斗與動(dòng)臂的鉸接點(diǎn)B 到動(dòng)臂與前車架鉸接點(diǎn)H 的水平距離；h5—舉升油缸與動(dòng)臂的鉸接點(diǎn)E 到動(dòng)臂與前車架鉸接點(diǎn)H 的垂直距離；h6—搖臂與動(dòng)臂的鉸接點(diǎn)A 到動(dòng)臂與前車架鉸接點(diǎn)H 的垂直距離；h7—鏟斗與動(dòng)臂的鉸接點(diǎn)B 到動(dòng)臂與前車架鉸接點(diǎn)H 的垂直距離。

化簡(jiǎn)式（10）可得：

3 舉升機(jī)構(gòu)強(qiáng)度分析

在SolidWorks 中把建立完成的動(dòng)臂、連桿和搖臂三維實(shí)體模型，建立完成的動(dòng)臂、連桿和搖臂三維實(shí)體模型。選取鏟斗水平插入、后輪離地、前輪離地等三種典型工況進(jìn)行分析。

3.1 連桿靜強(qiáng)度分析

連桿在整車水平插入和后輪離開地面兩種工況下受到拉力，在前輪離開地面的工況下受到的是壓力。在水平插入工況下，連桿受到的拉力FC為155902N，在后輪離開地面的工況下，連桿受到的拉力FC為520215N，在前輪離開地面工況下受到的壓力FC為119796N。因此，對(duì)連桿受到最大拉力和最大壓力兩種情況下進(jìn)行靜強(qiáng)度分析。得到連桿在兩種工況下的變形云圖和應(yīng)力云圖，如圖6 所示。

圖6 連桿受最大拉力Fig.6 The Connecting Rod is Subjected to the Maximum Pulling Force

由圖可知，連桿整體受力比較均勻，連桿在鏟運(yùn)機(jī)后輪離地的典型工況下應(yīng)力最大，最大值為201MPa，位置在受拉端軸孔的下端。在連桿受到拉力時(shí)，應(yīng)力集中的位置主要在軸孔的上下端和連接板的左右兩端的上下側(cè)。

3.2 搖臂靜強(qiáng)度分析

圖7 搖臂分析結(jié)果Fig.7 Rocker Analysis Results

搖臂的受力與連桿正好相反，在水平插入工況和后輪離地工況下，連桿受到的是壓力，最大壓力FA為309008N。在鏟運(yùn)機(jī)前輪離地工況下連桿受到的是拉力，最大拉力FA為71159N。對(duì)連桿在最大拉力和最大壓力工況下進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，得到搖臂的應(yīng)力云圖和變形云圖，如圖7 所示。由圖7（a）～圖7（d）可知，搖臂連接板受力較均勻。與連桿相反，搖臂在受到最大壓力時(shí)應(yīng)力最大，最大應(yīng)力為117MPa，發(fā)生在后輪離地的典型工況下。連桿在受力端，即與連桿和傾翻油缸連接的一端有應(yīng)力集中現(xiàn)象，應(yīng)力集中主要發(fā)生在連接板的外側(cè)和軸孔處，在加工過程中應(yīng)對(duì)這些地方予以重視。此外，在加強(qiáng)版中間的倒圓角處也有應(yīng)力集中現(xiàn)象，在設(shè)計(jì)時(shí)可以增加此處的倒圓角半徑。

3.3 動(dòng)臂靜強(qiáng)度分析

動(dòng)臂在水平插入和后輪離地兩種工況下受力的方向相同，在后輪離地的典型工況下受力較大。在前輪離地典型工況下，雖然舉升臂受力相對(duì)較小，但受力方向與在另兩個(gè)典型工況中的受力方向不同。所以，在靜強(qiáng)度分析時(shí)，需要對(duì)動(dòng)臂在鏟運(yùn)機(jī)后輪離地工況和前輪離地工況下的靜強(qiáng)度分別進(jìn)行分析。動(dòng)臂在兩種典型工況中的應(yīng)力云圖和變形云圖，如圖8 所示。

圖8 動(dòng)臂應(yīng)力分析結(jié)果Fig.8 Boom Stress Analysis Results

由圖可知，動(dòng)臂在鏟運(yùn)機(jī)后輪離地和前輪離地兩種典型工況中，整體受力非常均勻。在第一種典型工況中，最大應(yīng)力發(fā)生在動(dòng)臂與舉升油缸的鉸接孔處。在第二種工況中最大應(yīng)力發(fā)生在搖臂與動(dòng)臂連接額鉸接孔處。說明這些地方容易發(fā)生應(yīng)力集中，在制造過程中應(yīng)該予以注意。在兩種工況中，在動(dòng)臂下部向上凹處應(yīng)力較大，但分布比較均勻，由圖可知，應(yīng)力從兩側(cè)向最凹處逐漸增大。把動(dòng)臂在兩種典型工況下的靜力分析數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，取每種工況下動(dòng)臂應(yīng)力最大的前四個(gè)節(jié)點(diǎn)，具體數(shù)據(jù)，如表1 所示。

表1 動(dòng)臂在兩種典型工況中應(yīng)力值Tab.1 Stress Values of the Boom in Two Typical Operating Condition

由表可知，動(dòng)臂在后輪離地工況下的最大應(yīng)力為210.50MPa，在前輪離地工況下的最大應(yīng)力為21.86MPa，且應(yīng)力遠(yuǎn)小于動(dòng)臂在后輪離地工況下的應(yīng)力。動(dòng)臂的制造材料為Q345A，其屈服極限為345MPa。由安全系數(shù)n 公式可知，n=1.6，即動(dòng)臂在受力最大時(shí)，安全系數(shù)為1.6。

3.4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

根據(jù)舉升機(jī)構(gòu)主要單元強(qiáng)度分析結(jié)果，機(jī)構(gòu)整體滿足材料的使用要求，但部分區(qū)域出現(xiàn)了應(yīng)力集中，因此對(duì)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整，具體方法為，在尖角位置處采用較大的圓弧過渡，以避免應(yīng)力集中；將原來的鑄件和焊接件的組合體改為全焊接件；提高焊縫的厚度和焊接的質(zhì)量；根據(jù)整車的設(shè)計(jì)要求，將原來6°的內(nèi)傾角改為4°。

4 實(shí)車測(cè)試

采用直角應(yīng)變片對(duì)實(shí)車舉升機(jī)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力測(cè)試，所選用應(yīng)變片、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、應(yīng)變片布置及試驗(yàn)用車，如圖9 所示。

圖9 測(cè)試設(shè)備Fig.9 Test Equipment

應(yīng)變測(cè)試采用直角平面應(yīng)變片，已知εx、εy、rxy，可求得任意方向α 上的，即εx、rxy：

根據(jù)材料力學(xué)特性，根據(jù)所求的應(yīng)變值，可根據(jù)σ=Eε，獲得應(yīng)力的極值。在動(dòng)臂與舉升油缸的鉸接孔處、搖臂與動(dòng)臂連接額鉸接孔處、連桿連接板與軸孔的連接處等粘貼應(yīng)變片，獲取應(yīng)力變化曲線，如圖10 所示。極值點(diǎn)對(duì)比，如表2 所示。

圖10 實(shí)車測(cè)試曲線Fig.10 Test Curve

表2 測(cè)試點(diǎn)的極值對(duì)比Tab.2 Measurement Point Extreme Table

由圖和表可知，整個(gè)裝卸過程中，舉升機(jī)構(gòu)各部分的應(yīng)力波動(dòng)變化，三個(gè)測(cè)試點(diǎn)的應(yīng)力極值分別為203.01MPa、195.35MPa、186.23MPa，與優(yōu)化后的仿真值相比有一定的誤差，最大誤差在3%左右，表明結(jié)果可靠性較高，誤差存在的原因主要是模型簡(jiǎn)化忽略了液壓油等的影響，實(shí)測(cè)值比仿真值略大；同時(shí)與原設(shè)計(jì)相比，具有一定程度的減小，減幅在8%左右，表明優(yōu)化措施是有效的。

5 結(jié)論

（1）在三種典型工況下，舉升機(jī)構(gòu)可以滿足強(qiáng)度要求，但存在部分位置應(yīng)力集中的特點(diǎn)，主要為動(dòng)臂與舉升油缸的鉸接孔處、搖臂與動(dòng)臂連接額鉸接孔處、連桿連接板與軸孔的連接處等；

（2）在應(yīng)力集中位置采用連接工藝和設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化等相結(jié)合的方式，對(duì)應(yīng)力集中位置進(jìn)行改進(jìn)；

（3）采用直角應(yīng)變片對(duì)優(yōu)化設(shè)計(jì)后的樣車進(jìn)行整個(gè)鏟裝過程應(yīng)力測(cè)試，測(cè)試值與優(yōu)化后的仿真值之間的誤差小于3%，且比原設(shè)計(jì)仿真值具有平均8%的降幅，表明優(yōu)化設(shè)計(jì)方案是可行的，為此類設(shè)計(jì)提供參考。