基于ANSYS的裝載機(jī)前車(chē)架結(jié)構(gòu)的有限元分析

潘芳秦，王虎奇，王 健

（廣西科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，廣西 柳州545006）

0 引言

裝載機(jī)前車(chē)架與裝配在其上的其余部件形成配合，是工作裝置的基礎(chǔ)部件，前車(chē)架的強(qiáng)度、剛度決定著整個(gè)機(jī)械的使用性能[1]。本論文使用有限元分析軟件ANSYS對(duì)某裝載機(jī)前車(chē)架作靜力分析，獲得在各典型工況下的整體應(yīng)力應(yīng)變分布情況。這樣就為裝載機(jī)前車(chē)架的設(shè)計(jì)提供理論支持，達(dá)到了縮短設(shè)計(jì)周期、盡量增加經(jīng)濟(jì)效益的目的。

1 前車(chē)架有限元模型建立

在ANSYS中建立前車(chē)架的模型。如圖1所示，選用SOLID45號(hào)實(shí)體單元，因?yàn)樵搯卧迷跇?gòu)造三維固體結(jié)構(gòu)的。單元用8個(gè)節(jié)點(diǎn)來(lái)定義，每個(gè)節(jié)點(diǎn)有X，Y，Z方向的3個(gè)平移自由度。

圖1 前車(chē)架三維圖

前車(chē)架結(jié)構(gòu)材料用的是16Mn，特性參數(shù)取為：彈性模量 2e5 MPa，泊松比 0.27，密度 7.854E-6kg/mm3，摩擦系數(shù)0.25.

考慮到由于建模的時(shí)候模型很復(fù)雜，使用了很多很小的線段。若直接用自由網(wǎng)格劃分的方式進(jìn)行劃分會(huì)出現(xiàn)許多困難，這里先控制模型局部線段的劃分長(zhǎng)度，然后再用自由劃網(wǎng)格的方法進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖2所示是前車(chē)架有限元?jiǎng)澗W(wǎng)格后的模型，劃分單元數(shù)299 351，節(jié)點(diǎn)數(shù)88 834.

圖2 前車(chē)架有限元模型

前車(chē)架這種機(jī)構(gòu)與工作裝置、前車(chē)橋和后車(chē)架相連接，如圖3所示是裝載機(jī)整車(chē)圖。為了分析的方便，本文將用于連接前車(chē)架與后車(chē)架E，F(xiàn)點(diǎn)的銷子固定起來(lái)；固定住前車(chē)架與車(chē)橋，并限制住車(chē)橋下棱線兩頭節(jié)點(diǎn)沿Y向的平動(dòng)自由度。

圖3 裝載機(jī)整車(chē)示意圖[3]

將前車(chē)架受到的載荷施加在前車(chē)架銷子的中心A1，A2，B，C1，C2 點(diǎn)；當(dāng)工況有驅(qū)動(dòng)力時(shí)，將驅(qū)動(dòng)力施加在三棱柱下母線兩端G1、G2點(diǎn)；當(dāng)工況有轉(zhuǎn)向力時(shí)，施加轉(zhuǎn)向力于鉸銷中心D1、D2點(diǎn)[2]。各鉸銷及限定處如圖4所示。

圖4 前車(chē)架載荷作用位置簡(jiǎn)圖[4]

2 前車(chē)架載荷的計(jì)算

據(jù)廠家的資料可以知道，工作裝置與前車(chē)架的重量：工作裝置為38.75 kN；前車(chē)架為15.5 kN.其中：動(dòng)臂11.55 kN；搖臂2.7 kN；拉桿0.5 kN；鏟斗15 kN；動(dòng)臂油缸3.0 kN；搖臂油缸3.0 kN.

為了確保計(jì)算載荷的確切性，使用計(jì)算機(jī)采用等效的方法計(jì)算工作裝置對(duì)前車(chē)架作用的載荷[5]。共分8種工況。

表1給出了2種特殊工況下工作裝置受到的載荷，參數(shù)h與a分別是：h為鏟斗與動(dòng)臂的鉸結(jié)點(diǎn)到地面的垂直距離，mm；a為鏟斗底部和水平面的夾角，（°）.

表1 工作裝置2種典型工況的載荷描述

由表1給出的2種典型工況下工作裝置受到的載荷，綜合分析并采用等效法求得前車(chē)架所受到的所有載荷如表2所示。

表2 前車(chē)架2種工況所受到的所有載荷

邊界條件：

前車(chē)架與前車(chē)橋在下面相連接，并與后車(chē)架連接于后面[6]。因?yàn)檫@些非靜定的連接使得前車(chē)橋與后車(chē)架的剛度決定著前車(chē)架的應(yīng)力與變形是肯定的，所以如果要使結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)更精確，就要對(duì)裝載機(jī)作整體的分析和優(yōu)化，或采用結(jié)構(gòu)系統(tǒng)全局協(xié)調(diào)優(yōu)化，該技術(shù)是陳樹(shù)勛教授提出的，本文把前車(chē)架單獨(dú)立出來(lái)進(jìn)行分析，必定會(huì)產(chǎn)生一定誤差。為了減少這種誤差以達(dá)到盡可能得與實(shí)際情況相符合的目的，按照上面所述將用于連接前車(chē)架與后車(chē)架E，F(xiàn)點(diǎn)的銷子固定起來(lái)；將前車(chē)架與車(chē)橋固定，并將車(chē)橋下棱線兩端節(jié)點(diǎn)的平動(dòng)自由度沿Y向約束起來(lái)。

3 前車(chē)架結(jié)構(gòu)有限元分析

在上述模型的基礎(chǔ)上，分析裝載機(jī)在最大掘起力、傾覆崛起、動(dòng)臂最大掘起力的正載偏載六種工況，以及水平插入正載、最大掘起和剩余牽引正載共八種工況下前車(chē)架應(yīng)力和變形分布情況[7]。限于篇幅，這里不一一列出所有工況的的應(yīng)力和變形分布圖，只列出上面提到的兩種工況下的分布圖。發(fā)現(xiàn)當(dāng)裝載機(jī)在最大掘起力偏載工況時(shí)，前車(chē)架最大復(fù)合應(yīng)力達(dá)到了336.065 MPa，而當(dāng)最大掘起和剩余牽引力正載工況時(shí)最大位移是1.89 mm.兩種典型工況的應(yīng)力和位移如圖5～圖8所示。

圖5 最大掘起力偏載應(yīng)力分布

圖6 最大掘起力偏載位移分布

圖7 最大掘起和剩余牽引力正載位移分布

圖8 最大掘起和剩余牽引力正載位移分布

從以上的應(yīng)力和變形分布圖可以看出：前車(chē)架在鉸銷E處有較大形變，其上部翼箱的外側(cè)有較大形變；限位部分受到的和鉸銷F處受到的應(yīng)力都較大；翼箱與后背板相交的地方應(yīng)力較大;翼箱與翻斗油缸的車(chē)架前板、后板受到的應(yīng)力大。出現(xiàn)上半部分應(yīng)力與變形大，下半部分應(yīng)力與變形小的情況的主要原因是：施加在前車(chē)架上半部分的動(dòng)臂支持力、油缸力和翻斗油缸力與施加于其下半部分的力相比大得多，并且基本上是導(dǎo)致前車(chē)架上半部分變形的均衡力。從以上工況的應(yīng)力與變形可以看到：偏載工況的最大應(yīng)力和變形部位比正載工況高到9%～30%之間。刮雪工況是最不安全的，次之是最大崛起工況和水平插入工況。

4 總結(jié)

本文以裝載機(jī)前車(chē)架為研究對(duì)象進(jìn)行有限元的結(jié)構(gòu)應(yīng)力和變形分布情況分析，為實(shí)際的裝載機(jī)設(shè)計(jì)制造提供了可靠的研究數(shù)據(jù)和一定的理論基礎(chǔ)。

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