基于UG/ANSYS的液压挖掘机动臂结构优化设计
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0引言
液压挖掘机作为工程机械中的重要设备,其性能直接影响工程效率和机械安全。动臂作为液压挖掘机中承受复杂负载的关键部件,其设计优化对提高整体机械性能具有决定性作用[1]。本研究选取斗山品牌的中型液压挖掘机作为研究对象,采用UG和 ANSYS软件工具,基于动臂的危险工况分析和有限元仿真分析,对其结构进行了优化设计。通过参数化建模和优化分析,本研究旨在实现动臂结构的最优性能,确保机械在复杂工况下的可靠性和安全性。
1液压挖掘机整体结构设计
1.1 性能参数
液压挖掘机通过液压泵转换发动机动力,驱动关键部件如液压马达和缸体,实现作业设备的控制,具有较好的灵活性与广泛的适用性。液压挖掘机性能主要由操作重量、发动机功率及铲斗容量三大参数决定[2]。本研究采用的是斗山品牌中型液压挖掘机,详细性能参数如表1所示。
液压挖掘机操作过程大致如下:
1)位置移动:挖掘机通过行走马达驱动行走装置,移至作业位置。
2)挖掘动作:动臂油缸、斗杆油缸与铲斗油缸协作,进行土石挖掘。
3)土石抬升:动臂油缸收缩,配合斗杆与铲斗油缸操作,抬升挖掘物。
4)调整卸载方向:回转台通过回转马达调整,确保正确的卸载方向。
5)土石卸载:控制铲斗与斗杆油缸动作,将土石卸至指定位置。
1.2 三部件参数化建模
液压挖掘机主要由工作装置、回转装置和行走装置三个基本部分构成。工作装置是挖掘机的核 心 ,包括动臂、斗杆、铲斗、液压油缸等关键组件。动臂的设计特别重要,它通常采用轻质高强度的结构,由多种厚度的钢板焊接成箱形结构,通过分段式设计如三段式翼板和多段式腹板优化其承载能力和耐用性,如图1(a)所示。使用UG软件进行动臂的参数化建模,这种设计方式允许按照铰链孔的相对位置进行精确装配,从而确保挖掘机各部件协调运作,如图1(b)所示。此外,为简化建模过程,回转装置和行走装置的模型被简化处理,这样有助于快速组装挖掘机的三大主要装置,构成一个完整的三维结构,也有助于直观展示不同工作状态下挖掘机各铰链点的应力情况,从而验证设计的合理性和结构的稳定性。挖掘机整体建模装配如图1(c)所示。
2液压挖掘机动臂优化设计
2.1基于危险工况的动臂有限元仿真分析
2.1.1 比选危险工况
液压挖掘机运行时,会遭遇多种复杂的挖掘环境,需精准分析其运行状况以识别潜在的风险工况。表2详细分析了液压挖掘机的不同工作特点和应用场景。
在工况3中,液压挖掘机各铰链点受到的力差异显著,使得此状态成为最具挑战性的危险工况。由于其复杂性,需要进行细致的力学分析和结构校验,确保挖掘机在操作过程中的安全性和效率。这种分析能帮助识别潜在的弱点和应力集中区,从而进行必要的设计调整和强化,以适应高负荷工作的需求。
2.1.2动臂铰接点受力分析
在液压挖掘机的工作装置分析中,采用X—Z平面作为参考基准,编号并分析动臂、摇臂、油缸等部件的铰接点,如图2(a)所示。忽略偏载和铰点摩擦影响,并假设所有情况处于静止状态。通过将连杆、摇臂和油缸简化为二力杆,应用力矩平衡和力平衡原理,计算这些铰接点在X和Z方向上的受力情况。针对动臂部分的具体分析,将动臂视为独立部分,其他部 分视为刚性整体。重点关注动臂铰接点B、C、D、F的 受力情况。由于所有铰接力都在X—Z平面内,因此可以通过这些铰接点在X、Z方向上的分力进行受力分析,如图2(b)所示。下文以铰接点F为分析中心,计算动臂与斗杆连接点F以及动臂与斗杆油缸连接点D承受的载荷,这样有助于有效评估液压挖掘机工作装置在不同工况下的受力情况,从而进行更准确的设计和优化。
为全面理解并分析液压挖掘机工作装置在各种工作状态下的力学行为和稳定性,根据液压挖掘机工作装置的力矩平衡和力平衡方程可得:
ΣMF=ΣFX=ΣFZ=0 (1)
式中:MF表示力矩;FX表示作用在X方向的力;FZ表示作用在Z方向的力。
这是液压系统静态平衡的基本条件,用于确保系统在任何给定条件下都处于平衡状态。考虑图2中已知的各部件受力,可以将这些力值代入方程(1),展开求解,得到:
式中:Fw、Gi、FE分别代表斗杆油缸的力、各部件的重力以及摇臂的外力;Lw、Li和LE是相应的作用距离;FEX、FEZ分别表示斗杆油缸与斗杆铰接点E在X方向和Z方向上的受力;FFX、FFZ分别表示动臂与斗杆铰接点F在X方向和Z方向上的受力;φ是铲斗的挖掘角度。
各力的分量关系如下:
式中:α是斗杆油缸倾斜角,铲斗的挖掘角度和斗杆油缸倾斜角影响力的水平和垂直分量。
通过代入理论挖掘力、各组件自重以及作用点的力臂长度到上述力矩平衡和力平衡方程中,可以联立求解得到以下力的分量:FEX、FEZ、FFX、FFZ。
此外,计算时,将斗杆油缸视为一个直杆。基于牛顿第三定律,可知动臂与斗杆油缸的铰接点D的载荷将与斗杆油缸与斗杆的铰接点E的载荷在大小上相等,但方向相反。因此,可以得出动臂与斗杆油缸铰接点D的受力:在X方向和Z方向上的力分别为FDX和FDZ。
选择工况3进行分析,此工况中,三个油缸协同作业,且铲斗的切向挖掘力取动臂、斗杆和铲斗三者中的最大理论挖掘力。通过将此最大挖掘力值及其他相关参数代入已有力学方程,可计算出此工况下的关键力学数据,具体如表3所示。
2.1.3有限元仿真分析
在使用UG和ANSYS Workbench软件创建并优化动臂的三维模型后,采用Static Structural模块进 行静态力学分析[3]。模型导入后,通过Design Modeler 工具细化处理,并在Geometry中指定动臂材料属性为结构钢Q345D,具体包括泊松比0.3,弹性模量206000MPa和屈服强度345MPa。网格划分采用四面体网格,主要网格大小设为40 mm,关键区域如铰接点和耳板处的网格则分别细化至10 mm和15 mm。此外,设置网格过渡为Slow,以优化计算效率和精度。动臂的网格划分结果如图3所示。
在进行危险工况下动臂的静力学分析之前,首先需要调整坐标系统,使之基于动臂模型而非挖掘机的基座。为准确模拟铰接点的力作用,本次采用了Bearing Load在铰接点施加载荷,并考虑了动臂自重的影响,通过设置标准地球重力,将Z轴的重力方向设置为负[4]。此外,为了抵消结构体两端的轻微不平衡力,本次加入了弱弹簧来消除由这种不平衡造成的刚性位移,并模拟铰接运动。在远端位移设置中,对X、Y和Z方向的位移进行了约束,具体设定如下:RotX、Roty和RotZ分别为0、自由和0。
通过求解方案,本次添加了等效应力和总变形的分析,以获取工况3下动臂的应力云图和位移云图,如图4所示。为了便于进行强度分析,在DM模块中还特别添加了一个最大值指示标,以突出显示关键的应力区域。
工况3下,动臂的最高应力为284.57 MPa,低于安全极限345MPa,主要集中在上翼板与耳板连接区;动臂与斗杆、油缸铰接处也出现应力集中。动臂的最大位移为5.586 2 mm,主要位于动臂前端,表明动臂的结构强度和刚性都符合设计及工作标准。
2.2液压挖掘机动臂结构优化设计
动臂结构的优化设计主要包括以下几个关键点:
1)增厚耳板:为了减少耳板与上翼板连接处的应力集中,耳板的厚度增加至50 mm。
2)动臂与斗杆铰接处的结构改进:在动臂与斗杆铰接处的两侧分别增加一个中空圆台,圆台尺寸如下:139mm×145mm×16mm(上圆直径×下圆直径×高)。
3)动臂与油缸铰接处的结构改进:与2)相类似,在动臂与动臂油缸铰接处的两侧也各增加一个中空圆台,圆台尺寸如下:129 mm× 140 mm× 16mm(上圆直径×下圆直径×高)。
这些措施旨在降低应力集中,减少变形,从而提高动臂的工作性能,延长其使用寿命[5]。优化后的结构设计如图5所示。
对优化设计后的动臂结构进行静力学分析,获取优化后的动臂结构在最危险工况(工况3)下的最大应力、变形情况,如表4所示。
在工况3下,优化后的动臂结构最大应力和最大变形值相比原结构分别降低了约13%和6.2%。这一显著的改进不仅表明应力集中现象得到了有效消除,还说明优化的结构完全满足材料的强度和刚度要求,进一步验证了优化设计的有效性和实用性。
3 结论
1)本研究使用UG/ANSYS软件,以斗山品牌的中型液压挖掘机为例,进行了整体结构的参数化建模与动臂优化设计。
2)分析了三种典型运行工况,识别出工况3(动臂油缸、斗杆油缸与铲斗油缸协同作业)为最危险工况,并对动臂铰接点D、F在X、Z方向的分力进行了计算。
3)工况3的静力学分析表明,动臂最大应力达到284.57 MPa,最大位移为5.586 2 mm,强度和刚度均符合要求。动臂耳板部位应力最大,存在应力集中。
4)对动臂耳板及其他薄弱部位进行结构优化,使最大应力和变形分别减少13%和6.2%,有效延长了设备的疲劳寿命,并为类似工程机械设计提供了实用的参考。
[参考文献]
[1] 陈霞,刘强,张淼.中型液压挖掘机动臂多目标优化设计及验证[J].工程机械,2024,55(4):127-130.
[2] 张晋刚,刘世权,朱海涛,等.基于SYSWELD的新型动臂构件焊接工艺仿真优化[J].金属加工(热加工),2023(9): 52-55.
[3] 曹佳潭,刘学渊,郭子骏,等.基于ANSYS的综合农用车后立柱分析与优化[J].汽车实用技术,2023,48(22):80-84.
[4]王亮,孙建华,刘柏森,等.基于UG建模的球类零件轻量化结构设计与力学分析探究[J].模具技术,2023(6):68-75.
[5]刘旋,万一品,周宇杰,等.大型挖掘机工作装置动臂结构有限元仿真分析[J].机械研究与应用,2022,35 (6):15-17.
2024年第22期第11篇
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