推土機(jī)底盤的推樹機(jī)機(jī)架力學(xué)性能優(yōu)化

趙克利,余順敏,尹艷輝,雷永亮,陶曉強(qiáng),王雪瑩(.吉林大學(xué) 機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院,長(zhǎng)春 300; .鄭州宇通客車股份有限公司,鄭州 45006)

推土機(jī)底盤的推樹機(jī)機(jī)架力學(xué)性能優(yōu)化

趙克利1,余順敏1,尹艷輝1,雷永亮2,陶曉強(qiáng)1,王雪瑩1
(1.吉林大學(xué) 機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院,長(zhǎng)春 130022; 2.鄭州宇通客車股份有限公司,鄭州 450016)

以推土機(jī)底盤的推樹機(jī)機(jī)械裝置和機(jī)架為研究對(duì)象,采用理論計(jì)算與動(dòng)態(tài)仿真相結(jié)合的方法對(duì)其力學(xué)性能進(jìn)行了分析.在此基礎(chǔ)上,建立了推樹機(jī)頂推梁和機(jī)架結(jié)構(gòu)的力學(xué)分析數(shù)學(xué)模型,并借助Matlab軟件,加權(quán)應(yīng)力最小的方法,對(duì)提升油缸與推土鏟的鉸點(diǎn)位置進(jìn)行了優(yōu)化,以提高機(jī)架抗疲勞強(qiáng)度.優(yōu)化后,較大程度減小了機(jī)架所受應(yīng)力極值,提高了機(jī)架梁安全因數(shù).

推樹機(jī); 機(jī)械裝置; 機(jī)架; 加權(quán)應(yīng)力; 抗疲勞強(qiáng)度; 安全因數(shù)

墾荒、森林開發(fā)等一直是人類利用自然資源的主要手段之一.隨著工程機(jī)械領(lǐng)域技術(shù)的不斷進(jìn)步,林業(yè)工程作業(yè)機(jī)械不斷涌現(xiàn),推樹機(jī)械即為其典型產(chǎn)品之一,可同時(shí)進(jìn)行連根伐木、根系清理、土方平整及障礙清除等作業(yè),大大提高了林業(yè)開發(fā)的作業(yè)效率.當(dāng)前,國(guó)內(nèi)外市場(chǎng)有多種類型的推樹機(jī)械設(shè)備,基于推土機(jī)底盤改裝的推樹機(jī)是開發(fā)時(shí)間較早、研發(fā)較為成熟的類型之一.早在1950年,Kissner等[1]就研發(fā)出專用于清理直徑小于38.1 cm(15英寸)樹木的鏟刀型推樹裝置,能夠與推土機(jī)配套使用.1970年,Wastabaugh[2]發(fā)明的伐木推土機(jī),利用安裝在推土板一側(cè)的齒形結(jié)構(gòu)固定樹干并施加推力.近年來(lái),國(guó)內(nèi)山推工程機(jī)械股份有限公司、河北宣化工程機(jī)械有限公司、中國(guó)國(guó)機(jī)重工集團(tuán)有限公司等紛紛嘗試將推土機(jī)改裝作業(yè)裝置用于推樹,并取得了一定的成果,如圖1所示.如河北宣化工程機(jī)械有限公司通過(guò)對(duì)推土機(jī)進(jìn)行改裝,設(shè)計(jì)了可用于清除林木的作業(yè)裝置[3],改裝后的裝置可用于伐木、清除障礙、清理樹木殘余根系等作業(yè).山推工程機(jī)械股份有限公司在SD23型推土機(jī)的基礎(chǔ)上,研制出帶有專用伐木裝置的SD23F型森林伐木推樹機(jī)[4].金丹等[5]綜合伐木型推土機(jī)的特殊作業(yè)工況,分析并提出該類設(shè)備必須對(duì)其工作裝置、底盤等進(jìn)行再設(shè)計(jì)和改裝,尤其是底盤強(qiáng)度,以滿足推樹工況的作業(yè)要求.

實(shí)際應(yīng)用及經(jīng)驗(yàn)表明,在推土機(jī)底盤基礎(chǔ)上，加裝推樹裝置的方式用于森林開發(fā)、墾荒作業(yè)是可行的.但因加裝推樹裝置后,原推土機(jī)的作業(yè)工況及要求也發(fā)生了改變,使推土機(jī)底盤的結(jié)構(gòu)受力狀態(tài)不同于原結(jié)構(gòu).實(shí)踐表明,沒經(jīng)改進(jìn)的原推土機(jī)底盤直接加裝推樹裝置易造成底架等結(jié)構(gòu)件斷裂、開裂等問(wèn)題,如圖1所示.

圖1 基于推土機(jī)底盤的推樹機(jī)Fig.1 Treedozer based on bulldozer chassis

本文研究的對(duì)象為基于履帶式推土機(jī)底盤的加裝推樹機(jī)械裝置的推樹機(jī),其結(jié)構(gòu)和力學(xué)關(guān)系如圖2和圖3所示.該設(shè)備主要用于連根伐木的推樹作業(yè),并同時(shí)進(jìn)行根系清理和平整表面土方等作業(yè),其中推土板和推樹架裝置的升降通過(guò)提升油缸控制.在推樹過(guò)程中,推樹架受到的來(lái)自樹干的作用反力,間接作用于提升油缸,進(jìn)而傳遞到底盤機(jī)架處.因不同生長(zhǎng)狀態(tài)的樹木根系錨固性差異較大[6],根土板體積與樹木錨固性之間也存在一定比例關(guān)系[7],使推樹作業(yè)對(duì)象具有隨機(jī)性和不確定性,所以作業(yè)過(guò)程對(duì)機(jī)架力學(xué)要求的突變性較大.為此本文提出,在滿足推樹機(jī)械裝置良好動(dòng)作功能的前提下,通過(guò)優(yōu)化推土板與提升油缸鉸接點(diǎn)的位置,達(dá)到提高機(jī)架梁強(qiáng)度的目的.

圖2 推樹機(jī)主視圖Fig.2 Front-view of treedozer

1 機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)仿真及力學(xué)分析

基于推土機(jī)底盤的推樹機(jī),原有的底盤及相關(guān)聯(lián)構(gòu)件受力將會(huì)發(fā)生一定改變,有必要對(duì)改裝后的底盤及相關(guān)聯(lián)構(gòu)件進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真及分析.

1.1推樹機(jī)主要結(jié)構(gòu)件力學(xué)性能仿真分析

推樹機(jī)械裝置如圖4所示.綜合圖2、圖3和圖4,加裝推樹機(jī)械裝置后,頂推梁和機(jī)架受影響最直接.借助ADAMS和ANSYS軟件,建立加裝推樹機(jī)械裝置后的推樹機(jī)剛?cè)狁詈戏治瞿Ｐ?以最大牽引力驅(qū)動(dòng)、最高推樹位置作業(yè)(最大受力工況)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真.優(yōu)化前頂推梁和機(jī)架動(dòng)態(tài)應(yīng)力分布圖分別如圖5、圖6所示.

圖3 機(jī)架主視圖和俯視圖.Fig.3 Front-view and top-view of the frame.

圖4 推樹機(jī)械裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.4 Structure diagram of tree pushing mechanism

圖5 優(yōu)化前頂推梁仿真應(yīng)力分布Fig.5 The stress distribution of pushbeam before optimization

由以上仿真結(jié)果可知,頂推梁上的應(yīng)力極值出現(xiàn)在用以安裝推樹架的支座附近,應(yīng)力極值大小為281 MPa,小于材料Q460的屈服極限.機(jī)架上應(yīng)力極值出現(xiàn)在機(jī)架左右梁與平衡梁支撐連接處(圖6中A區(qū)域),應(yīng)力極值大小為233 MPa,略小于材料Q235的屈服極限.同時(shí),機(jī)架左右梁上與前頂罩連接附近(圖6中B區(qū)域),集中應(yīng)力較大,應(yīng)力值大小約為207 MPa,在動(dòng)態(tài)作業(yè)過(guò)程中成為強(qiáng)度不足的隱患,破壞情況如圖1所示.

圖6 優(yōu)化前機(jī)架仿真應(yīng)力分布Fig.6 The stress distribution of frame before optimization

1.2機(jī)架受力分析

機(jī)架與前頂罩、提升油缸之間的裝配關(guān)系如圖2和圖3所示,建立圖中所示的三維坐標(biāo)系,其中坐標(biāo)原點(diǎn)為頂推梁在機(jī)架上兩側(cè)的安裝孔連線的中點(diǎn)(如圖3俯視圖),水平前進(jìn)方向?yàn)閤軸正方向,垂直向上為z軸正方向,再依據(jù)右手定則確定y軸方向.根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn),將提升油缸、前頂罩和機(jī)架簡(jiǎn)化為如圖7所示的懸臂受力模型.其中機(jī)架視為固定端,前頂罩與提升油缸連接體,視為懸臂端.根據(jù)機(jī)架破壞情況,將機(jī)架左右梁與前頂罩連接處的截面定義為危險(xiǎn)截面(如圖3所示a-a,b-b截面),圖8為機(jī)架梁危險(xiǎn)截面的等效理論截面.

圖7 機(jī)架前端結(jié)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖Fig.7 Force diagram of the front of frame

經(jīng)分析,危險(xiǎn)截面受到拉應(yīng)力σ1、彎曲應(yīng)力σ2和切應(yīng)力τ的共同作用.根據(jù)對(duì)稱結(jié)構(gòu)在超靜定問(wèn)題中的計(jì)算方法,危險(xiǎn)截面應(yīng)力σ1,σ2和τ的計(jì)算公式分別為[8]

(1)

圖8 危險(xiǎn)截面等效截面Fig.8 The equal section of risk section

式中:F1x,F2x分別為橫拉桿和提升油缸的作用力F1,F2在水平方向(x軸)上的分力;A為危險(xiǎn)截面的面積;My,Mz分別為xz和xy平面內(nèi)外力作用在危險(xiǎn)截面上的彎矩;Wy,Wz分別為危險(xiǎn)截面對(duì)y軸、z軸的抗彎截面系數(shù);T為作用在危險(xiǎn)截面上的扭矩;ω為危險(xiǎn)截面中線所圍的面積;δ為危險(xiǎn)截面壁厚.

根據(jù)疊加原理及第四強(qiáng)度理論,得機(jī)架梁在危險(xiǎn)截面處所受應(yīng)力σr為[8]

(4)

1.3頂推梁受力分析

頂推梁受力分析如圖9所示,依據(jù)前述仿真分析,定義頂推梁上支座附近截面(圖示c-c截面)為危險(xiǎn)截面,c-c截面等效截面同F(xiàn)cx,Fcy,Fcz分別為支座對(duì)頂推梁的作用力在x,y,z方向上的分力.

圖9 頂推梁受力簡(jiǎn)圖Fig.9 Force diagram of the push beam

c-c截面所受拉(壓)應(yīng)力σc1可表示為

(5)

式中:Ac為截面c-c的面積.

c-c截面所受彎曲應(yīng)力σc2可表示為

(6)

式中:Mcy,Mcz別為xz平面內(nèi)和xy平面內(nèi)外力作用在c-c截面上的彎矩.Wcy,Wcz分別為c-c截面對(duì)y軸和z軸的抗彎截面系數(shù).

綜上,頂推梁危險(xiǎn)截面c-c處所受應(yīng)力σc可表示為

(7)

2 推樹機(jī)機(jī)架受力的優(yōu)化

本次優(yōu)化的目標(biāo):在不影響其他結(jié)構(gòu)力學(xué)性能的基礎(chǔ)上,減小機(jī)架與前頂罩連接點(diǎn)附近區(qū)域(截面a-a,b-b)所受應(yīng)力,以提高推樹機(jī)機(jī)架抗疲勞強(qiáng)度.綜合前述分析,本次優(yōu)化選取提升油缸與推土板的鉸接點(diǎn)的位置,即左右油缸鉸接點(diǎn)M,N的三維坐標(biāo)為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量,分別記為(xM,yM,zM)和(xN,yN,zN).

2.1目標(biāo)函數(shù)

根據(jù)優(yōu)化要求,在保證推樹機(jī)推樹作業(yè)時(shí)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)要求的前提下,對(duì)推土板與提升油缸鉸接點(diǎn)的位置進(jìn)行優(yōu)化,以提高在伐木推樹等工程作業(yè)時(shí)機(jī)架的抗疲勞強(qiáng)度.選取推樹機(jī)頂推梁和機(jī)架梁在各危險(xiǎn)截面處所受各應(yīng)力極值加權(quán)最小為目標(biāo)函數(shù).目標(biāo)函數(shù)f(X)為[9]

(8)

式中:fi(X)為分目標(biāo)函數(shù),此處為構(gòu)件的危險(xiǎn)截面所受應(yīng)力;ωi為加權(quán)因子,根據(jù)對(duì)應(yīng)構(gòu)件許用應(yīng)力的范圍確定[9].

2.2約束范圍和條件

對(duì)M,N點(diǎn)坐標(biāo)優(yōu)化的搜索范圍限定在原有坐標(biāo)x,y,z的±100 mm的范圍內(nèi),如圖10所示空間范圍.

圖10 優(yōu)化坐標(biāo)空間范圍Fig.10 Spatial range of optimized coordinate

要滿足推樹架升降運(yùn)動(dòng)范圍要求,提升油缸在推樹架最高和最低位置時(shí)的長(zhǎng)度,應(yīng)在油缸允許伸縮長(zhǎng)度范圍內(nèi),即

lmin-cmin<0

cmin-cmax<0

cmax-lmax<0

(9)

式中:cmin,cmax分別為提升油缸在推樹架最高和最低位置時(shí)的長(zhǎng)度;lmin,lmax分別為提升油缸允許的最小和最大長(zhǎng)度.

記機(jī)架梁材料的許用應(yīng)力為[σ],則機(jī)架梁在危險(xiǎn)截面處所受應(yīng)力σr極值應(yīng)小于相應(yīng)的許用應(yīng)力[σ],即

σr-[σ]≤0

(10)

2.3優(yōu)化方法

將推樹機(jī)按推樹架工作時(shí)的位置,從最低位置到最高位置以等垂直高度差分為5種工作位置A,B,C,D,E,如圖11所示,分別計(jì)算每個(gè)工位以最大載荷作業(yè)時(shí),基于加權(quán)應(yīng)力最小原則下的鉸接點(diǎn)M,N的坐標(biāo).

圖11 5種工作位置示意圖Fig.11 Five positions of the working periods

基于多目標(biāo)遺傳算法優(yōu)化求解,借助Matlab軟件,基于前述所建立的數(shù)學(xué)模型,優(yōu)化得到的M,N相對(duì)于優(yōu)化前的坐標(biāo)變化情況如表1所示.

3 推樹機(jī)優(yōu)化前后機(jī)架梁所受應(yīng)力的對(duì)比分析

優(yōu)化前,在A,B,C,D,E工作位置時(shí),危險(xiǎn)截面所受應(yīng)力極值情況如表2所示.將優(yōu)化結(jié)果(M1,N1)～(M5,N5)分別代入整機(jī),計(jì)算推樹架在不同工作位置A,B,C,D,E時(shí),機(jī)架梁對(duì)應(yīng)的應(yīng)力極值.優(yōu)化后最大應(yīng)力極值如表3所示.

由表3可以看出,與優(yōu)化前相比,優(yōu)化后機(jī)架梁在危險(xiǎn)截面處所受應(yīng)力均有不同程度的減小.由于機(jī)架梁均在最大提升高度位置時(shí),受到的應(yīng)力最大,對(duì)比分析優(yōu)化后應(yīng)力的變化情況,M,N點(diǎn)坐標(biāo)在(M5,N5)時(shí),最大應(yīng)力值最小,且綜合減小量最為顯著.而最大應(yīng)力越小,持久壽命越大[8].因此,(M5,N5)為全局的最優(yōu)解.

表1 優(yōu)化后M,N點(diǎn)坐標(biāo)變化量Tab.1 Coordinates of M and N after optimization

表2 優(yōu)化前機(jī)架梁危險(xiǎn)截面在不同計(jì)算位置時(shí)所受應(yīng)力極值Tab.2 Limit stresses of frame risk section at differentpositions before optimization

表3 優(yōu)化后機(jī)架梁危險(xiǎn)截面在不同計(jì)算位置時(shí)所受應(yīng)力極值Tab.3 Limit stresses of frame risk section at differentpositions after optimization

4 優(yōu)化后構(gòu)件的強(qiáng)度校核

4.1機(jī)架梁危險(xiǎn)截面疲勞強(qiáng)度校核

按(M5,N5)優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度校核,并以動(dòng)態(tài)作業(yè)模型加以分析(即推樹機(jī)機(jī)械裝置非作業(yè)工況,以及推樹機(jī)以最大牽引力、最大推樹高度進(jìn)行推樹作業(yè),在該兩種工況之間往復(fù)),機(jī)架梁危險(xiǎn)截面將受到不對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力作用.非對(duì)稱循環(huán)下的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)計(jì)算公式為[8]

(11)

式中:σ-1為對(duì)稱循環(huán)的持久極限,對(duì)于低碳鋼,σ-1≈0.4σb,機(jī)架梁為Q235鋼,σb為400～520 MPa,此處σ-1=180 MPa;Kσ為有效應(yīng)力集中因數(shù),由于機(jī)架危險(xiǎn)截面無(wú)應(yīng)力集中因素,查表得其對(duì)應(yīng)值為1;εσ為尺寸因數(shù),由于機(jī)架梁上鋼板厚40 mm,經(jīng)查表,對(duì)尺寸因數(shù)值為0.88;β為不同表面粗糙度的表面質(zhì)量因數(shù),機(jī)架梁的表面鋼板通常為未加工表面,查表取其值為0.72;σa為應(yīng)力幅值,σa=(σmax-σmin)/2;ψσ為敏感系數(shù),經(jīng)查表,拉壓或彎曲狀態(tài),碳鋼敏感系數(shù)取值為0.1～0.2,此處取0.2;σm為應(yīng)力均值,σm=(σmax+σmin)/2.

通過(guò)分析可知,機(jī)架受最大應(yīng)力的情況發(fā)生在推樹機(jī)以最大牽引力、最大推樹高度作業(yè)時(shí).經(jīng)計(jì)算優(yōu)化前,最大應(yīng)力σmax為215.7 MPa;優(yōu)化后,最大應(yīng)力σmax為162.8 MPa.

因?yàn)閞=σmin/σmax>0,所以需要校核靜強(qiáng)度.靜強(qiáng)度安全因數(shù)計(jì)算公式為[8]

(12)

式中：σs為鋼的屈服應(yīng)力極限.

按式(11)和式(12)代入對(duì)應(yīng)參數(shù),計(jì)算得優(yōu)化前后各安全因數(shù)如表4所示.由計(jì)算結(jié)果可知:優(yōu)化前,機(jī)架危險(xiǎn)截面安全因數(shù)偏小;而優(yōu)化后,對(duì)應(yīng)安全因數(shù)明顯增大.

表4 優(yōu)化前后安全因數(shù)Tab.4 Safety factors before and after optimization

4.2結(jié)構(gòu)應(yīng)力動(dòng)態(tài)仿真驗(yàn)證

優(yōu)化后,再次對(duì)推樹機(jī)頂推梁及底盤機(jī)架進(jìn)行動(dòng)態(tài)應(yīng)力進(jìn)行仿真,以驗(yàn)證構(gòu)件應(yīng)力的改變情況,并驗(yàn)證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是否滿足要求.仿真結(jié)果如圖12和圖13所示.對(duì)比優(yōu)化前(圖5和圖6)各構(gòu)件所受應(yīng)力極值位置及大小,優(yōu)化后的推樹機(jī)頂推梁和機(jī)架的應(yīng)力極值位置均未改變,且優(yōu)化后,各極值均有一定幅度減小,應(yīng)力值變化如表5所示.

5 結(jié)語(yǔ)

在對(duì)推樹機(jī)機(jī)械裝置進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上,建立相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型,根據(jù)推樹架所在工作位置的不同,選取5種典型工作位置進(jìn)行計(jì)算,獲取優(yōu)化結(jié)果.優(yōu)化后,機(jī)架梁危險(xiǎn)截面安全因數(shù)有了較大程度提高,機(jī)架應(yīng)力極值明顯減小,且與優(yōu)化相關(guān)的主要構(gòu)件、力學(xué)性能未受到影響.因此,本次優(yōu)化在在力求對(duì)原推土機(jī)底盤結(jié)構(gòu)改動(dòng)盡可能小,并保持原推樹作業(yè)運(yùn)動(dòng)范圍的情況下,有效提高了機(jī)架強(qiáng)度水平.對(duì)工程機(jī)械一機(jī)多用的探究和研發(fā)具有積極意義.

圖12 優(yōu)化后頂推梁仿真應(yīng)力分布Fig.12 The stress distribution of pushbeam after optimization

圖13 優(yōu)化后機(jī)架仿真應(yīng)力分布Fig.13 The stress distribution offrame after optimization

表5 優(yōu)化前后關(guān)鍵構(gòu)件應(yīng)力值對(duì)比Tab.5 Stresses of key components beforeand after optimization

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Optimizationofthestressesofthetreedozerframebasedonbulldozerchassis

ZHAOKeli1,YUShunmin1,YINYanhui1,LEIYongliang2,TAOXiaoqiang1,WANGXueying1
(1.School of Mechanical Engineering,Jilin University,Changchun 130022, China; 2.Zhengzhou Yutong Bus Co.,Ltd.,Zhengzhou 450016, China)

The mechanical device and frame of the treedozer which based on bulldozer chassis was taken as the objects,the theoretical calculation,combined with dynamic simulation has been used to research on the dynamic performances.Based on the above analysis,the mathematical model of the push beam and frame of the treedozer has been established,which was used to analysis the stresses.Then,in order to improve the anti-fatigue strength of the frame,based on the minimum weighted stresses method,Matlab had been used as tool to calculate the optimal points which link the hydraulic cylinders and the mouldboard.After optimization,the stresses of the frame had been decreased,and the safety factor of the frame had been increased.

treedozer; mechanical device; frame; weighted stress; anti-fatigue strength; safety factor

TU 623.5

： A

： 1672-5581(2017)03-0255-06

趙克利(1968—),女,教授,博士.E-mail:zhaokl@jlu.edu.cn