基于ANSYS的履帶式D9型液壓鉆機履帶架強度分析

李 芳，曲慶文，孫記樹，陳云華

（山東理工大學 機械工程學院，淄博 255049）

0 引言

地面鉆孔機是近年來最新研制的一種適用于礦山作業的履帶式工程機械設備，主要用于在巖石、土壤中打孔，進行礦山的開采作業，工作條件極其惡劣。

圖1 鉆孔機工作圖

很多論文已對鉆機大部分部位的設計和分析進行了研究，如定位和進給機構[1,2]、控制系統[3～6]、振動樁錘[7]、深度檢測儀[8]、鉆頭[9]及其常見故障的排除[10]等設計分析都比較完善，而對于起支撐作用的底盤和履帶架則只是比照其他機械如推土機來使用。履帶架是鉆孔機的重要支撐部件，所承受的整機自重和外加載荷，以集中載荷的方式通過與車架鉸接部位傳遞到履帶架，再以均布載荷的形式經過支重輪由履帶板傳到地面。因此，履帶架應具備足夠的強度和剛度。另外，惡劣的工作環境要求履帶架的材料及結構具有良好的耐磨性和綜合力學性能。目前多采用有限元技術對履帶架進行分析設計及優化。

履帶架是大型地面鉆孔機的重要支撐部件，本研究的目的是評估履帶架在鉆機處于各種極限工況下的力學性能，驗證履帶架的使用性能，進而為地面鉆孔機的整機設計提供數據支持。

1 履帶架結構建模及分析

1.1 幾何模型

履帶架的材料為Q345D，其屈服強度σs=345MPa,抗拉強度σb為470MPa～630MPa, 彈性模量E=2.06×105MPa，柏松比為0.3。鉆機預期壽命最低8年或24000個工作小時。高速行走速度3.5km/h, 低速行走速度1.8km/h。爬坡最大坡度為25°。對于疲勞載荷，Atlas Copco常采用安全系數1.3，而其他載荷安全系數為1.5。

根據D9液壓鉆機的特點初步確定履帶架尺寸及三維結構圖，其鋼板焊接結構如圖2所示。由此得到有限元分析模型如圖3所示。

圖2 履帶架三維裝配圖

圖3是簡化后履帶架的計算分析用幾何模型，簡化后的模型底板劃分諸多方塊區域代表支重輪安裝位置以便施加邊界條件。

圖3 簡化后的ANSYS幾何模型

建立如圖4所示的坐標系，整機重力的方向設為載荷正方向。而輔助支撐部分斜向下的方向設為載荷正方向。

圖4 坐標系

1.2 載荷分析

履帶架的受載狀況如圖5所示。 其中，力F1是整機重力，主要由中心支座承受，大小F1=mg=132435KN；F2是輔助支撐載荷，由后端支座承受， F2與水平成45°夾角，不同工況下力F2的數值不同。

圖5 履帶架受力示意圖

分析中按最不理想的工況進行分析，一般按以下方式確定載荷：

1) 與鉆機重力相當的載荷F1：確定為由前后支重輪承受；

2) 在前后支重輪支撐的條件下，履帶架輔助支座承受最大負載F2作用；

3) 在前后支重輪支撐的條件下，履帶架輔助支座承受最小負載F2作用；

4) 一條履帶固定在地面，全部動力作用于另一邊, 由前后支重輪支撐。

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各工況載荷的大小如表1所示：

表1 載荷狀況數據表

2 網格劃分及邊界條件分析

2.1 劃分網格

劃分網格選擇分析3D實體的SOLID45單元類型，劃分方法采用自由網格劃分，尺寸級別為3級，網格產生90196個節點，376104個單元。進行單元形狀檢查，生成如圖6所示的網格。

圖6 生成的網格

2.2 邊界條件

1)工況1：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪處施加X、Y、Z方向全約束；

2)工況2：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪區域面施加X、Y、Z方向全約束；

3)工況3：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪處施加固定約束；

4)工況4：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪處施加固定約束。

2.3 施加載荷

2)工況2：中心支座在F1作用下，施加面載荷F1/S=8.53MPa。輔助支撐施加在支座孔內表面力F2=220KN，受載面積S2=110×60=6600mm2, 所以面載荷F2/S2=33.33MPa；

3) 工況3：中心支座在F1作用下，施加面載荷F1/S=8.53MPa。輔助支撐施加在支座孔內表面上受力為F2=-80KN，施加面載荷，受載面積為S2＝6600mm2，F2/S2=-12.12MPa；

4) 工況4：中心支座在力F1作用下，施加面載荷F1/2S=3.77MPa。同時，中心支座受到力矩C的作用，將力矩C轉化為力偶矩，均布施加在中心支座軸承處表面。

3 結果

1) 工況1施加的載荷和邊界條件如圖7所示，應力分布云圖如圖8所示。

圖7 工況1載荷和邊界條件

圖中顯示履帶架的最大應力為90.038MPa, 應力集中在中心支座附近，根據所用材料，整個履帶架的應力均在屈服強度范圍之內，所以履帶架在工況1下是滿足強度要求的。

履帶架的節點位移分布云圖如圖9所示，節點應變分布云圖如圖10所示：

圖9 履帶架節點位移分布云圖

圖10 履帶架節點應變分布云圖

圖中顯示履帶架在工況1下的節點位移情況，中心支座處位移最大，為0.26303mm，所以履帶架在工況1下滿足變形要求。

為了確定工況1下使履帶架破裂的載荷F1，對履帶架施加一系列載荷，進行有限元分析。工況1下履帶架施加不同載荷后獲得的應力云圖如圖11所示。

圖11 工況1下履帶架施加不同載荷后獲得的應力云圖

由圖11可得出不同載荷作用下履帶架的最大應力如表2所示。

表2 施加的載荷和獲得的最大應力數據表

根據表中數據，描繪出在工況1下履帶架的載荷應力變化規律曲線如圖12所示。

圖12 工況1下載荷應力變化曲線

當履帶架的最大應力大于σs時發生失效，此時F1min=507KN。

2)同樣的方法可得其他三種工況下的數據。

表3 工況2下施加的載荷和獲得最大應力數據表

根據表中數據，描繪出在工況2下履帶架的載荷應力變化規律曲線如圖13所示。

圖13 工況2下載荷應力變化曲線

從圖13中可以看出，工況2下履帶架在載荷F2=304KN～416KN范圍內，應力隨載荷的增大而增大，近似于一種線性關系，由所選材料可知，如果履帶架發生斷裂則如圖中所示載荷F2在412KN附近。即工況2下使履帶架發生斷裂的載荷F2=412KN。

表4 工況3下施加的載荷和獲得最大應力數據表

根據表中數據，描繪出工況3下履帶架的載荷應力變化規律曲線如圖14所示。

圖14 工況3下載荷應力變化曲線

圖14顯示了履帶架在載荷F2=-165KN～-363KN之間的變化規律，履帶架的最大應力隨載荷數值的增大呈增大的趨勢，根據所選材料特性，如果使履帶架破裂則負載荷F2在348KN附近。即取F2=-348KN。

工況4下履帶架的一條履帶固定，全部載荷作用于另一條履帶，其受力情況如圖15所示。

C為作用在固定于地面上的履帶架上的力矩，

其中，Lw為兩履帶之間的中心寬度，Lw= 2140mm，Ft是變速箱的最大牽引力，

圖15 工況4履帶架受力示意圖

Mt為來自變速箱的最大輸出轉矩，Mt=22000N·m。

Φp為鏈輪半徑，Φp=295mm；

將Mt，Φp代入式（2），得Ft=74576.3N，從而有

進行有限元分析時將力矩C轉化為力偶進行加載。如圖16所示，中間支撐寬度為d=355.6mm。用于計算力偶的寬度為d-90= 265.6mm。所以力偶為F=C/265.6=600878.3 N。

圖16 中心支座示意圖

4 結論

通過有限元分析得到了4種工況下履帶架的應力應變分布云圖，確定了其中三種工況下使履帶架失效的最小載荷，得出如表5所示的結論。

表5 載荷狀況結論

不難看出履帶架在四種工況下的最大應力均沒有超過屈服極限，即該設計滿足使用要求。

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