0引言

 

　　用于土石方工程的土方机械，其作业效率在很大程度上取决于工作装置，尤其是工作装置的结构强度直接影响到土方机械的可靠性和使用性能。土方机械如挖掘机、装载机等，其工作装置一般是由动臂、连杆、斗杆及铲斗组成的连杆机构。长期以来，有限元法在土方机械工作装置结构分析中得到了广泛的应用。但是，绝大多数应用仅限于对动臂、斗杆等关键部件或者部分结构进行强度分析，由于结构件分开计算时，存在边界条件及载荷难以确定的不足，影响了计算结果的准确性。另一方面，土方机械工作装置上铰点较多，工作时销轴和轴套之间相对转动且传递载荷大，轴和轴套的合理配合问题直接影响工作可靠性。目前，绝大多数研究仅对工作装置铰点处的连接销轴与轴套分别进行有限元分析，往往忽视轴和轴套的接触配合问题对计算结果的影响。

 

　　针对上述问题，本文结合某小型挖掘机挖掘工作装置出现结构件断裂、动臂和斗杆铰点处断轴等问题，提出了工作装置整体结构有限元分析方法。以该小型挖掘机工作装置为研究对象，对动臂、斗杆、铲斗、油缸和连接销轴构成的系统进行整体建模，对工作装置进行整体结构有限元强度分析，为土方机械同类共性问题的解决提供具有指导意义的分析方法。

 

　　1工作装置有限元模型及计算工况

 

　　1．1工作装置整体结构有限元模型的建立

 

　　某小型液压挖掘机工作装置主要由动臂、斗杆、铲斗及油缸等组成。利用UG软件建立车架、动臂、斗杆、铲斗及连接盖的三维几何模型。在建模过程中，去掉了螺纹孑L、不影响计算结果的倒角、运输吊耳等要素。在实际模型中焊缝处都按连续处理，其材料按照与母材相同处理。利用UG中GFEM模块提供的面向ANSYS软件的有限元前处理功能生成有限元模型。

 

　　由于工作装置的各个部分如动臂、斗杆、铲斗的实际结构主要是由薄钢板焊接成的，且几何模型很复杂，故这些部分在划分有限元模型时，单元类型选择三维实体单元Solid45。油缸采用link8单元模拟。最终的工作装置由动臂、斗杆、铲斗等部分装配而成，动臂和斗杆之间、斗杆和铲斗之间通过连接套和销轴连接。通过在相互接触的销轴表面和连接套表面采用三维接触单元，从而建立更精确的模拟整体工作装置的有限元模型。

 

　　1．2计算工况的确定

 

　　挖掘机的挖掘工况由动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸的变化可以组合成几万个工况，所以如何确定工作装置在外载荷作用下的一个或几个最不利工况，并作为强度计算工况，进行精确的强度校核是非常重要的。

 

　　根据“GB9141．1988液压挖掘机结构强度试验方法”，本文确定反铲单斗液压挖掘机工作装置分为4种计算工况：1)动臂液压缸全缩，斗杆液压缸作用力臂最大，斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上。该工况下载荷分为重力、切向力和侧向力。2)动臂和斗杆液压缸作用力臂最大，斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上。该工况下载荷分为重力和切向力。3)动臂和斗杆液压缸作用力臂最大，铲斗液压缸以最大当量力臂工作。该工况下载荷分为重力和切向力。4)动臂液压缸全缩，斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上，且该3点所在的直线位于铅垂线上。该工况下载荷分为重力、切向力和侧向力。

 

　　如工况(1)情况下，工作装置受力有3种情况：①切向力和自身重力载荷作用；②侧向力和自身重力载荷作用；③切向力、侧向力和自身重力载荷综合作用。图2为切向力、侧向力和自身重力载荷综合作用时，工作装置整体结构有限元分析应力云图。表1分别表示在工况(1)情况下，工作装置不同受力情况时最大应力位置分布情况(此处不提取铰点销轴处的接触应力)。

 

　　2工作装置整体结构有限元强度分析

 

　　2．1工作装置整体结构强度分析

 

　　对于不同计算工况，根据工作装置承受载荷的不同，强度分析结果存在差异。在工况(1)情况下，工作装置受到切向力．、侧向力和自身重力载荷的作用。其中，切向力的方向垂直于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线，作用在边齿齿尖：侧向力的方向垂直于工作装置所在的平面，作用在边齿齿尖，大小由回转机构的制动力矩及防倾翻力矩确定。

 

　　在不同计算工况下，工作装置承受载荷也不同。譬如工况(1)情况下，工作装置受力有3种情况：①切向力和自身重力载荷作用；②侧向力和自身重力载荷作用；③切向力、侧向力和自身重力载荷综合作用。图2为切向力、侧向力和自身重力载荷综合作用时，工作装置整体结构有限元分析应力云图。表1分别表示在工况(1)情况下，工作装置不同受力情况时最大应力位置分布情况(此处不提取铰点销轴处的接触应力)。

 

　　工作装置整体结构应力云图Fig．2stressoftheworkingequipment由表1可以得到：1)工作装置只有切向力和自身重力载荷作用时，最大应力值为150MPa，发生在连接盖处，在连接盖的根部及加强筋远离连接盖的一侧。2)工作装置只有侧向力和自身重力载荷作用时，最大应力位置出现在斗杆与铲斗连接处的斗杆头上。由于该工况下，工作装置只承受扭矩，所以在整个工作装置中抗扭截面模量最小(截面面积最小)处的应力最大，应力最大的位置在斗杆与铲斗的连接处的斗杆头上。3)工作装置承受切向力、侧向力和自身重力载荷综合作用时，最大应力位置出现在斗杆与铲斗连接处的斗杆头上及连接盖的根部。由于该工况下，工作装置承受综合载荷的作用，且扭转载荷是主要的，所以应力最大的位置在斗杆与铲斗的连接处斗杆头上的一侧。

 

　　同理，根据工况(1)的分析方法，也可以得到其他3种计算工况下，工作装置的应力分布情况及危险面发生位置。

 

　　2．2工作装置铰点轴套配合的接触分析

 

　　对土方机械工作装置整体结构进行强度分析，必须考虑铰点处销轴和轴套的配合问题。销轴和轴套的配合间隙过大，则存在较大的冲击载荷，严重影响销轴和结构件的使用寿命；销轴和轴套的配合间隙过小，则难以形成稳定的润滑膜，所以销轴和轴套之间的间隙在保证能形成稳定的润滑膜的基础上，应尽可能的小[嘲。因此，本文从工作装置整体结构模型中取出局部销轴与轴套的几何模型，划分有限元网格，进行接触非线性分析，得出销轴与轴套间的相互作用力及变形情况，为确定合理的铰接结点的结构设计提供理论依据。

 

　　以该小型挖掘机工作装置动臂与斗杆铰点为例，建立铰点轴与轴孔接触问题的有限元模型(如图3所示)，计算轴和轴套的应力分布及变形情况。取工况(1)为计算工况，此工况下动臂与斗杆铰接处受力为520kN。该处轴径为由70mm，计算由70轴的当量应力云图如图4所示。该处衬套内径巾70rnin，外径巾85mm，衬套和焊接套最大过盈量为0．016～0．073mm时，计算应力分布及变形情况。过盈量为0．073I眦时，轴套的当量应力云图。在不同过盈量下，轴套圆周当量应力以及和焊接套的接触压力。

 

　　通过有限元分析，可以获得工况(1)情况下，轴与轴套当量应力、接触压力及不同过盈配合情况下轴与轴套的变形。由表2知，当过盈量为O．073mm时，轴套当量最大应力值177．58MPa，超出了轴与轴套的许用疲劳极限应力160MPa，需要对轴与轴套的配合间隙做出调整。同理，可以在其他3种工况下，对工作装置各铰点处轴与轴套进行接触强度分析，根据分析结果调整各铰接处轴与轴套的配合间隙。

 

　　3工作装置整体结构强度分析结果

 

　　3．1强度分析结果

 

　　根据对该挖掘机工作装置整体进行4种工况下整体结构的强度分析及铰点处销轴和轴套的接触分析，可以得到几点结论：

 

　　1)在多数工况下，工作装置危险截面主要位于斗杆上斗杆与动臂连接处、动臂上安装支耳处、连接盖根部及加强筋远离连接盖一侧。这三个位置的应力值较大，在工作装置中是最薄弱环节。

 

　　2)在只承受扭转载荷时，抗扭截面模量最小位置就是在扭转载荷作用下工作装置最薄弱的环节。所以，在扭转工况，动臂小端和斗杆小端的应力很大。在切向载荷作用下，斗杆上斗杆与动臂连接处、斗杆底板的应力很大，是工作装置的薄弱环节。

 

　　3)工作装置各构件间铰接处工作时销轴和轴套之间相对转动且传递载荷大。随配合间隙增大，接触压力增大，影响轴和轴套的接触疲劳寿命。当间隙为0．2～0．4nlin时，接触应力在100一--160MPa之间。如果间隙选择该区间，则轴和轴套的许用疲劳极限应力均应大于160MPa。

 

　　3．2改进设计方案

 

　　根据得出的强度分析结果，对该小型挖掘机工作装置的各组成部件进行了适当改进，主要包括：动臂在原结构上内部加焊加强板和支耳加焊加强板；斗杆在原设计的长斗杆的基础上将斗杆下底板加长，插入侧板，将斗杆与动臂连接处的加强板加大，将斗杆与动臂连接处的销轴加粗。对改进后的工作装置再次进行整体结构强度分析，结果表明改进后工作装置薄弱部位的刚度和强度增大，应力及应变分布更加合理，达到了改进设计的目的。

 

　　4结论

 

　　1)提出土方机械工作装置整体结构有限元分析方法。对动臂、斗杆、铲斗、油缸和连接销轴构成的系统进行整体建模和加载，进行了工作装置的整体结构有限元强度分析及铰接处轴和轴套的接触应力分析。该分析方法克服了结构件分开计算时边界条件及载荷难以确定的问题，减少了因简化而造成的计算误差。

 

　　2)结合某小型挖掘机产品开发中出现的问题，运用整体结构有限元强度分析结果对该小型挖掘机工作装置的各组成部件进行了适当改进。实例验证表明，本文提出的方法对于提升土方机械工作装置的设计水平，具有一定的实际指导意义。

 

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