基于UG/ANSYS的中型液壓挖掘機(jī)斗桿優(yōu)化設(shè)計(jì)

王智森，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)

液壓挖掘機(jī)被譽(yù)為行走的基建神器，在國家重大發(fā)展戰(zhàn)略中發(fā)揮著至關(guān)重要的作用，廣泛應(yīng)用在水利河渠、能源電站、礦山開采及交通布網(wǎng)等設(shè)施建設(shè)領(lǐng)域[1]。斗桿作為液壓挖掘機(jī)工作裝置的關(guān)鍵部件，起著連接鏟斗、動(dòng)臂的作用，承載鏟斗挖掘力的沖擊，影響作業(yè)效率及整機(jī)壽命[2]。由于挖掘作業(yè)過程中常常面臨復(fù)雜工況環(huán)境，載荷動(dòng)態(tài)變化頻繁且無規(guī)律，因此建立斗桿靜力學(xué)模型分析校核強(qiáng)度和剛度，對(duì)提高液壓挖掘機(jī)的工作可靠性有著實(shí)用性指導(dǎo)意義[3]。

近年來國內(nèi)學(xué)者針對(duì)液壓挖掘機(jī)工作裝置優(yōu)化設(shè)計(jì)方面的問題進(jìn)行了深入的研究。周萬龍等利用虛擬彈簧阻尼法求解得到液壓挖掘機(jī)機(jī)械臂及液壓缸受力分布情況[4]；譚琛等利用SolidWorks對(duì)液壓挖掘機(jī)工作裝置建模和有限元分析優(yōu)化局部結(jié)構(gòu)[5]；張先萌等使用NSGA-Ⅱ算法對(duì)反鏟液壓挖掘機(jī)工作裝置開展多目標(biāo)優(yōu)化獲得Pareto解集[6]；聶陽文等基于ADAMS建立液壓挖掘機(jī)虛擬樣機(jī)模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析并對(duì)工作裝置各鉸點(diǎn)位置進(jìn)行二次規(guī)劃設(shè)計(jì)[7]；朱明娟等借助ISIGHT優(yōu)化平臺(tái)針對(duì)鏟斗挖掘工況下的工作裝置進(jìn)行輕量化研究[8]；馮豪等采用數(shù)值方法建立液壓挖掘機(jī)挖掘動(dòng)力學(xué)模型并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證正確性[9]。上述文獻(xiàn)均是針對(duì)其中一種挖掘工況對(duì)工作裝置各部件進(jìn)行分析優(yōu)化，而實(shí)際作業(yè)過程中經(jīng)常多種工況共同作用，本文以斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)為例，在整機(jī)設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上分析了常見的典型危險(xiǎn)挖掘工況，求解各工況下斗桿鉸接點(diǎn)處應(yīng)力分布并對(duì)斗桿危險(xiǎn)部位進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 中型液壓挖掘機(jī)整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 工作性能參數(shù)確定

常見的液壓挖掘機(jī)組成部件主要為工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置及行走裝置。工作原理是由行走馬達(dá)驅(qū)動(dòng)行走裝置完成前后移動(dòng)，由回轉(zhuǎn)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)裝置完成左右回轉(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)。液壓挖掘機(jī)作業(yè)過程一般由以下6個(gè)步驟組成1個(gè)工作循環(huán)：根據(jù)挖掘作業(yè)區(qū)域移動(dòng)到指定位置；由動(dòng)臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸配合鏟斗挖掘土石方；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；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；通過斗桿油缸和鏟斗油缸驅(qū)動(dòng)斗桿和鏟斗運(yùn)動(dòng)將鏟斗內(nèi)土石方卸載在指定位置[10]。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DX230LC-9C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DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)性能參數(shù)

1.2 整體結(jié)構(gòu)參數(shù)化建模

根據(jù)斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)的整機(jī)尺寸參數(shù)建立各部件簡(jiǎn)化三維模型。工作裝置作為液壓挖掘機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，包括斗桿、動(dòng)臂、鏟斗等主要部件。其中斗桿是工作裝置中承載能力要求最高的部件，需具備質(zhì)量輕剛度大的特點(diǎn)。斗桿大多采用直桿式左右對(duì)稱封閉箱型焊接，結(jié)構(gòu)緊湊且承受鏟斗挖掘力大，有利于增大挖掘作業(yè)深度。斗桿腹板和翼板采用高強(qiáng)度鋼，鉸鏈采用焊接加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)提高鉸接點(diǎn)處應(yīng)力，其中上下翼板采用三段式分布，左右翼板采用整體式分布，利用UG軟件進(jìn)行參數(shù)化建模如圖1所示。

圖1 斗桿建模

回轉(zhuǎn)裝置包括回轉(zhuǎn)馬達(dá)、油箱、液壓油箱、柴油機(jī)、配重、中央回轉(zhuǎn)接頭及駕駛室等部分，行走裝置包括履帶板、引導(dǎo)輪、托鏈輪、履帶主鏈節(jié)、行走馬達(dá)及回轉(zhuǎn)平臺(tái)等部分?；剞D(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斗桿的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，利用UG軟件將回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置的模型分別進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，保證整體尺寸在誤差允許范圍內(nèi)設(shè)計(jì)回轉(zhuǎn)裝置三維模型如圖2所示，行走裝置三維模型如圖3所示，便于分析整機(jī)受力情況[11]。

圖2 回轉(zhuǎn)裝置建模

圖3 行走裝置建模

2 中型液壓挖掘機(jī)斗桿優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 危險(xiǎn)工況分析選取

液壓挖掘機(jī)在工作過程中會(huì)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、鏟斗油缸三個(gè)油缸配合驅(qū)動(dòng)完成，運(yùn)行工況大體分為3類：工況一是由鏟斗油缸單獨(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；工況二是由斗桿油缸單獨(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；工況三是由斗桿油缸、鏟斗油缸和動(dòng)臂油缸同時(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)雜程度分析工況二和工況三均為危險(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 斗桿各鉸點(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)行受力分析，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，將斗桿和油缸均簡(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。針對(duì)斗桿各鉸接點(diǎn)進(jìn)行標(biāo)號(hào)，畫出受力簡(jiǎn)圖如圖4所示，斗桿上鉸點(diǎn)E、F、G、J、K分別都受到來自鏟斗、油缸及動(dòng)臂的鉸接力作用。鉸接力均分布在X-Z平面內(nèi)，用X方向和Z方向的分力表示鉸接力，計(jì)算過程中考慮自身的自重。將斗桿看作靜態(tài)剛性整體，將鏟斗油缸看作直桿，斗桿與鏟斗油缸鉸接點(diǎn)G受力方向沿鏟斗油缸中心線方向，針對(duì)斗桿鉸接點(diǎn)J為中心取矩，從而求得鉸接點(diǎn)G的受力。根據(jù)整體力矩平衡方程和力平衡方程如式(1)所示。

圖4 斗桿受力分析

(1)

將圖4中已知受力代入方程組式(1)展開可得：

(2)

式中γ為斗桿狀態(tài)傾角，γ=45°；其中G2、L2、LG、FEx、LEx、FEz、LEz、FFx、LFx、FFz、LFz、FKx、LKx、FKz、LKz為已知量，F(xiàn)Gx、FGz、FJx、FJz為未知量。代入斗桿自重參數(shù)、各鉸接點(diǎn)作用力臂參數(shù)及工況二、工況三狀態(tài)下的斗桿油缸理論挖掘力參數(shù)、動(dòng)臂油缸理論挖掘力參數(shù)、鏟斗油缸理論挖掘力參數(shù)，聯(lián)立求解以上方程組即可求得斗桿G點(diǎn)分別在工況二、工況三狀態(tài)下X、Z方向上的受力FGx、FGz，J點(diǎn)分別在工況二、工況三狀態(tài)下X、Z方向上的受力FJx、FJz。

工況二為斗桿油缸單獨(dú)工作，挖掘力主要來源于斗桿油缸的最大推力傳遞到鏟斗的受力，以斗桿最大理論挖掘力作為該工況下鏟斗的切向挖掘力；工況三為斗桿油缸、鏟斗油缸和動(dòng)臂油缸同時(shí)配合工作，以斗桿、鏟斗及動(dòng)臂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。分析這兩個(gè)危險(xiǎn)工況下代入各項(xiàng)參數(shù)計(jì)算出斗桿鉸接點(diǎn)G、J的受力大小如表2所示。

表2 危險(xiǎn)工況斗桿各鉸點(diǎn)受力

2.3 危險(xiǎn)工況斗桿靜力學(xué)仿真分析

建立UG和ANSYS Workbench斗桿三維模型導(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。斗桿材料性能參數(shù)如表3所示，通過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 斗桿材料性能參數(shù)

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Tetrahedrons，選擇Sizing方式對(duì)整體尺寸劃分，將Element Size設(shè)置為40mm，針對(duì)斗桿鉸點(diǎn)、耳板處分別設(shè)置Sizing為10mm、20mm進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理，Transition設(shè)置為Slow優(yōu)化不同網(wǎng)格精度過渡問題，斗桿網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5所示。

根據(jù)2.2節(jié)危險(xiǎn)工況下斗桿各鉸點(diǎn)受力計(jì)算結(jié)果施加載荷約束，由于載荷計(jì)算坐標(biāo)軸是建立在液壓挖掘機(jī)基礎(chǔ)底座上的，對(duì)斗桿各鉸點(diǎn)進(jìn)行靜力學(xué)分析前需要將坐標(biāo)軸轉(zhuǎn)換建立在斗桿模型上。為了更好模擬鉸接處各鉸點(diǎn)力，采用Bearing Load對(duì)鉸接點(diǎn)處進(jìn)行施加載荷，考慮斗桿自重影響，通過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，得到危險(xiǎn)工況斗桿載荷約束施加示意圖如圖6所示。

(a)工況二斗桿載荷約束施加

通過Solution求解添加Equivalent Stress和Total Deformation分析得到工況二和工況三斗桿的應(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)。

(a)工況二斗桿應(yīng)力云圖

由圖7中(a)、(c)可知：工況二和工況三斗桿最大應(yīng)力分別為307.27MPa、323.28MPa，均出現(xiàn)在與動(dòng)臂鉸接處，且斗桿與鏟斗、斗桿與斗桿油缸鉸接處均出現(xiàn)應(yīng)力集中。由圖7中(b)、(d)可知：工況二和工況三斗桿最大位移分別為5.8914mm、6.2244mm，均出現(xiàn)在斗桿最前端鑄件上。表4列出了危險(xiǎn)工況斗桿最大應(yīng)力和最大變形值，最大應(yīng)力均小于斗桿材料屈服強(qiáng)度值345MPa，因此斗桿強(qiáng)度和剛度滿足工作要求。

表4 危險(xiǎn)工況斗桿最大應(yīng)力變形值

2.4 斗桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

為了降低斗桿與動(dòng)臂鉸接處最大應(yīng)力值，消除斗桿與鏟斗、斗桿與斗桿油缸鉸接處均出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象，減小斗桿最前端鑄件部位變形以提高斗桿疲勞壽命，針對(duì)斗桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。在斗桿與動(dòng)臂鉸接處兩側(cè)分別增加1個(gè)上圓直徑116mm、下圓直徑160mm、高62mm的中空?qǐng)A臺(tái)，斗桿與斗桿油缸鉸接處兩側(cè)分別增加1個(gè)上圓直徑230mm、下圓直徑235.5mm、高16.5mm的中空?qǐng)A臺(tái)，斗桿與鏟斗鉸接處兩側(cè)分別增加1個(gè)上圓直徑84mm、下圓直徑100.5mm、高16.5mm的中空?qǐng)A臺(tái)。

優(yōu)化結(jié)構(gòu)如圖8所示。

圖8 斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)

按照2.3節(jié)斗桿靜力學(xué)分析步驟設(shè)置斗桿優(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)工況下斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖和位移云圖如圖9所示。

(a)工況二斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

斗桿結(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：工況二斗桿優(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6.9%、1.7%；工況三斗桿優(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6.4%、1.5%。仿真分析表明：斗桿優(yōu)化結(jié)構(gòu)沒有出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，優(yōu)化結(jié)果滿足材料強(qiáng)度和剛度要求。

表5 危險(xiǎn)工況斗桿優(yōu)化前后最大應(yīng)力變形對(duì)比

3 結(jié)論

(1) 本文以斗山DX230LC-9C中型液壓挖掘機(jī)為研究對(duì)象，介紹了運(yùn)用UG/ANSYS軟件進(jìn)行液壓挖掘機(jī)整機(jī)參數(shù)化建模和危險(xiǎn)工況下斗桿優(yōu)化設(shè)計(jì)方法和分析流程。

(2) 分析液壓挖掘機(jī)常見的3類運(yùn)行工況，根據(jù)挖掘作業(yè)環(huán)境的復(fù)雜程度選定工況二即斗桿油缸單獨(dú)工作和工況三即斗桿油缸、鏟斗油缸及動(dòng)臂油缸，同時(shí)配合工作的2類危險(xiǎn)工況計(jì)算求解斗桿各鉸接點(diǎn)應(yīng)力并進(jìn)行靜力學(xué)分析，仿真結(jié)果表明斗桿最大應(yīng)力值為323.28MPa，最大位移值為6.2244mm，強(qiáng)度和剛度均滿足工作要求。

(3) 針對(duì)斗桿前端薄弱部位和應(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)化后斗桿在工況二下最大應(yīng)力值、最大變形值分別減小6.9%、1.7%；在工況三下最大應(yīng)力值、最大變形值分別減小6.4%、1.5%，提升了整機(jī)疲勞壽命及工作可靠性。