推土機工作裝置的仿真和優化

李緒永, 孟令韓， 王樹鳳

(1.山東理工大學 交通與車輛工程學院, 山東 淄博 255091； 2.濟南交通高級技工學校， 山東 章丘 250200)

大型推土機工作條件惡劣，其零部件對耐磨性、疲勞強度和沖擊韌性要求較高.推土機工作裝置要完成松土、鏟土、短距離運送等工作，受力大，各構件相對運動復雜，這就對推土機工作裝置的可靠性研究提出了較高的要求[1-2].國內已經對此進行了很多相關研究，青島大學的林曉磊等對推土機工作裝置的某鉸接點處易發生斷裂的實際情況進行了ADAMS仿真，但未進行優化[3]；吉林大學的葉蘭成利用ADAMS對工作裝置進行了建模，并進行了運動學、動力學及有限元分析，然后通過經驗進行了優化，卻沒有進行樣機的檢驗[4];吉林大學的趙雪莉對工作裝置用MATLAB工具進行了數學建模和優化，并用ADAMS的建模仿真工具進行了檢驗，雖然有比較完整的建模仿真優化，但缺少較多的實際工況的仿真驗證[5].本文以某推土機工作裝置為研究對象，針對四種常見工況進行虛擬樣機的仿真分析，根據分析結果對不理想的參數進行優化.

1 推土機工作裝置的結構與受力分析

1.1 推土機工作裝置的結構分析

圖1 推土機工作裝置實物圖

1.推土鏟；2.連接基座；3.左橫拉桿；4.右橫拉桿；5.左頂推梁；6.右頂推梁；7.機架；8.斜撐螺桿;9.側傾桿；10.側傾油缸；11.右舉升缸；12.左舉升缸圖2 推土機工作裝置結構簡圖

圖1所示為推土機工作裝置的實物圖，圖2為其結構簡圖.推土機工作裝置主要由舉升機構和側傾機構組成.舉升機構由舉升桿、舉升缸、推土鏟、頂推梁、機架組成.舉升缸(桿)與推土鏟以球鉸的形式鏈接，另一端以球鉸的形式連接在機架上.頂推梁兩端都以球鉸的形式連接在推土鏟和機架上.工作時，舉升缸提供動力，使得推土鏟舉升，同時頂推梁繞機架轉動，實現推土鏟的舉升[6-7].

側傾機構由側傾桿、側傾油缸、斜撐螺桿、推土鏟、左右橫拉桿、左右頂推梁、機架組成.側傾油缸(桿)一端以球鉸接的方式和右頂推梁相連接，另一端與推土鏟以球鉸的方式連接.水平橫拉桿一端用球面副與連接基座相連接，另外一端用球面副與頂推梁相連接. 工作時，側傾油缸推動側傾桿運動，以提供偏轉的動力，最終實現推土鏟的側傾. 各個部件之間連接方式如圖2所示(水平橫拉桿主要起平衡力矩的作用).

1.2 推土機工作裝置不同工況下的動力學分析

推土機在工作過程中，要完成松土、鏟土、短距離運送等工作，本文根據其工作情況，對推土機四種工況下的工作裝置進行動力學分析，具體情況如下：

1)上升工況

上升工況即推土鏟從最低點上升到最高點的工況，此時舉升缸以及舉升機構起作用，除物料的重力外，沒有外力作用.在此假設物料在舉升過程沒有灑落，也即物料的重力不變.

2)側傾工況

側傾工況即推土鏟從最右傾位置旋轉到最左傾位置，此時側傾缸以及側傾機構起作用，此過程也是空載，沒有外力作用.

3)運土前工況

運土前工況即鏟土結束以后，推土鏟滿載從鏟土最低點上升到地平面位置的過程.此過程滿載，即外力只受到滿載的土料的重力G的作用.推土鏟上滿鏟土料重力大小可由以下公式計算得到：

G=ρ·V'max·g

(1)

式中：ρ為土料的密度；V'max為推土鏟的滿鏟容量；g代表重力加速度.

4)鏟土工況

鏟土工況即推土鏟從地平面位置下鏟到達最低點位置的過程.此過程推土機在勻速前進中鏟土，實現了空載至滿載即土料實現了從0到G的轉變，該工況結束時刻推土鏟的受力如圖3所示.圖3中，A、B點分別代表舉升缸及頂推梁與推土鏟的鉸接點，C、D點分別代表土料重心垂線與地面及推土鏟的交點，E、O點分別代表推土鏟的兩個頂點.

圖3 推土鏟在鏟土工況的受力圖

根據O點的力矩平衡得

G·lOD·sinγ-F1·lOA·sinθ-

F2·lOB·sinφ=0

(2)

根據力的水平和垂直方向平衡得

Nx-F1cosα-F2cosβ=0

(3)

Ny-F1sinα-F2sinβ-G=0

(4)

又有

F1=P·S

(5)

由該圖形的幾何關系知

θ=∠AOC-α=δ-α-∠AOE

(6)

φ=∠BOC-β=δ-β-∠BOE

(7)

γ=90°-∠DOC=90°-α+∠DOE

(8)

式中：F1為舉升缸的液壓力；F2為頂推梁力；G為鏟上的土料重力；Nx為地面水平反力；Ny為地面垂直反力；P代表舉升缸內的油壓；S代表舉升缸內的橫截面積；α代表舉升缸與水平面的夾角；β代表頂推梁與水平面的夾角；γ代表OD與數值方向的夾角；θ代表OA與F1延長線的夾角，φ代表OB與F2延長線的夾角；δ即∠COE代表前傾角.lOA,lOB,lOD,α，β，δ，∠AOE，∠BOE，∠DOE是幾何數據，G在前面已經求得，從而可以由公式(1)～(8)求得F2,Nx,Ny.

2 推土機工作裝置的建模與仿真

2.1 工作裝置的建模

通過以上對某推土機工作裝置的結構和受力分析，使用虛擬樣機軟件ADAMS對其進行建模，建模過程如下：

1)首先根據圖1的模型及實車尺寸確定各主要關鍵點的坐標，利用Point工具將這些點標記在相應的坐標上；然后利用幾何建模工具箱中的Link工具畫出頂推梁，用Cylinder工具畫出液壓缸和橫拉桿等，用Polyline工具將推土鏟的截面畫出來，并用Extrusion工具將截面拉伸成為立體的推土鏟.

2)在相應的鉸接點處添加球形副或轉動副等，并在相應的液壓缸上添加移動副.

3)針對不同的工況，分別對液壓缸賦予相應的運動，并對推土鏟賦予相應的外力.

4)進行模型驗證，驗證結果顯示模型擁有13個部件，14個球形副，2個轉動副，1個圓柱副，3個驅動和若干個外力(外力的數量視具體工況而定)，以及0個自由度.

最終得到的推土機工作裝置模型如圖4所示.

圖4 工作裝置虛擬樣機模型

2.2 工作裝置的仿真分析

通過對四種常見工況進行仿真，觀察其運動過程，進行干涉分析，可判斷結構是否符合預期的要求、運動過程中有無參數的突變等.仿真過程中需要測量的參數有：液壓缸伸長量、推土鏟高度、前傾角(即鏟刀橫截面所在弧線的內弦所在直線與地平面的夾角)、側傾角(即鏟刀刀刃所在直線與地平面的夾角)，另外還需要測量各構件的受力大小，判斷是否受力過大、受力不平衡等.

圖5～圖9為推土機工作裝置的運動學仿真結果，其中圖5和圖6是舉升工況和側傾工況仿真開始和結束時刻的模型圖(運土前工況和鏟土工況的效果圖大體同舉升工況一致).圖7～圖9是舉升工況3個參數的變化曲線，從圖7中可以看出，液壓缸的伸長量最長是107. 5cm，最短是18.03cm.從圖8可以看出，推土鏟的最高點坐標是57.99cm，最低點坐標是-54.9cm，與實際樣機的誤差都控制在0.1cm以下.觀察圖9可知，推土鏟的前傾角從82.4°變化到68.04°，即該推土鏟能實現從最低點的82.4°到最高點的68.04°的轉變，該角度變化范圍滿足工程要求的68°的切削角度范圍和84°的鏟削角度范圍，適合鏟削和運土.

(a)開始時的狀態(b)結束時的狀態圖5 舉升過程的前視圖

(a)開始時的狀態(b)結束時的狀態圖6 側傾過程的前視圖

圖7 舉升缸伸長量變化曲線

圖8 推土鏟高度坐標的變化曲線

圖9 推土鏟前傾角變化曲線

測量推土鏟上各鉸接點的受力，包括推土鏟與左右舉升缸桿的鉸接點、與斜撐螺桿和側傾缸(桿)的鉸接點、與左右頂推梁的鉸接點這6個點，會發現各個工況下都存在左右受力不等的情況.機體左右受力不平衡會造成機身連接處受到力矩的作用，若力矩過大會造成較大的安全隱患，因此將力差作為研究對象并進行如下分析.

定義subtract_1為推土鏟與左右舉升缸桿的鉸接點的力差，subtract_2為推土鏟與斜撐螺桿以及側傾缸桿的鉸接點的力差，subtract_3為推土鏟與左右頂推梁的鉸接點的力差，則4個工況仿真過程的3種力差變化曲線如圖10～ 圖13所示.

圖10 上升工況各鉸接點的力差

圖11 側傾工況各鉸接點的力差

圖12 運土前工況各鉸接點的力差

圖13 鏟土工況各鉸接點的力差

分析圖10～圖13 4個曲線圖，比較它們的絕對值大小，發現側傾工況的subtract_1(推土鏟與左右舉升缸桿鉸接點的力差)在前期仿真過程的絕對值最大，即在推土鏟側傾工況的開始階段，左右舉升缸與推土鏟鉸接點最易發生破壞.

3 推土機工作裝置的優化分析

1)確定優化目標.由前面的分析知，側傾工況時推土鏟與左右舉升缸桿鉸接點的力差過大易造成機體的破壞，故將優化目標定為該力差絕對值的最大值最小.

2)確定約束條件.由于部件本身的材料剛度要求、裝置的作業目的也對模型的結構尺寸提出了要求，因此對以下數據做出約束要求，①液壓缸長度的最大伸長量的優化不能超出原來的5%；②舉升高度的優化不能超過-5%；③保持裝置左右對稱點的始終對稱性.

3)參數化變量.首先要確定需要優化的部件，部件尺寸的優化表現在關鍵點的優化上，此模型的可優化點為表1所列的6個點.其中，Point_2和Point_3，Point_6和Point_7，Point_14和Point_15分別是關于縱向對稱面(在此模型中是XOY平面)的對稱點.可將這6個點的X、Y、Z坐標值參數化為變量，據點的對稱性(對稱點的XY坐標相等，Z坐標相反)，最終坐標中有9個變量被參數化.由于變量越多工作量越大，故可對它們進行敏感度分析，拋去那些對目標函數影響較小的變量.最終得到5個變量，分別為Point2.X、Point2.Y、Point2.Z、Point14.X、Point14.Y.

表1 需要優化的參考點及其代表的位置

4)優化仿真.利用ADAMS的優化功能，設置相關的優化目標、約束條件、設計變量等，開始優化仿真.

優化迭代的過程如圖14所示，系統進行了11次迭代(由于之后的8次迭代的曲線數值數量級很小，所以看起來很接近甚至是重合)，其中圈內部分是局部放大圖.觀察仿真結果的數據可知，最終優化目標值從11 155.80N變為8 976.72 N，優化效果明顯.對該工況的其他力差進行對比，觀察圖15和圖16，結果顯示只有推土鏟與左右頂推梁鉸接點力差的數據略有上升.對優化后的工作裝置進行其他工況的仿真分析，發現力差同樣都得到了較好的優化，如鏟土工況推土鏟與左右舉升缸鉸接點力差的絕對值大小從5 868.49N減小為3 124.21N，與斜撐螺桿及側傾缸鉸接點力差的絕對值大小由8 726.97 N減小為2 303.21N，與左右頂推梁鉸接點力差的絕對值由7 862.24N減小為863.47 N，證明此次優化的綜合效果比較好.

圖14 側傾工況的推土鏟與左右舉升缸鉸接點的力差優化迭代曲線

圖15 側傾工況的推土鏟與斜撐螺桿及側傾缸鉸接點力差的優化前后對比圖

圖16 側傾工況的推土鏟與左右頂推梁鉸接點的力差優化前后對比圖

4 結束語

本文首先分析了推土機工作裝置的結構和不同工況下的受力情況，利用ADAMS建立了推土機工作裝置的虛擬樣機模型，并對四種工況進行仿真分析，結果表明該工作裝置的運動情況符合要求，但是左右舉升缸與推土鏟的鉸接點的力差很大.針對結構設計不合理而造成受力不均衡的情況進行了優化改進，改進后的結構性能得到了較大的改善，并提高了構件的安全性且降低了制造成本，具有較高的現實意義.

[1] 喬曉軍,李愛峰.淺析國內推土機產業的發展趨勢. [J].機械管理開發, 2011(4)：95-96.

[2] 周之勝.推土機行業技術發展與現狀. [J].建筑機械化, 2005(10)：38-39.

[3] 林曉磊,符長會.基于ADAMS的推土機工作裝置失效分析[J].煤礦機械, 2011，32(5)：98-100.

[4] 葉蘭成.大型推土機工作裝置仿真分析及結構強度研究[D].長春：吉林大學, 2008.

[5] 趙雪莉.大馬力推土機前工作裝置結構及性能優化研究[D].長春：吉林大學,2013.

[6] 岳國棟.推土機工作裝置的多學科設計優化研究[D].杭州：浙江大學,2009.

[7] 徐東云.輪式推土機工作裝置的結構及工作原理[J].建筑機械化, 2004(4)：60-61.