礦用裝載機工作裝置有限元分析及輕量化設計

0 引言

礦用裝載機是隧洞鉆爆后出碴的專用設備，主要用于隧道的出碴、表面土壤的挖掘、清除爆破或挖掘后的土石碴。工作裝置作為礦用裝載機的核心構件，減輕工作裝置的結構質量是實現礦用挖掘機節能減排的主要方面。工作裝置的輕量化設計是在滿足工作裝置力學性能的同時減輕工作裝置的的結構質量，從而降低生產成本[1]。文獻[2]利用Pro/E對礦用裝載機動臂進行了有限元靜力學分析；文獻[3]利用Pro/E對裝載機動臂進行了參數化設計與結構優化；文獻[4]利用SolidWorks及Hypermesh對礦用裝載機工作裝置進行了有限元靜力學分析并針對動臂進行了基于變密度法的拓撲優化；文獻[5]利用Pro/E對實際挖掘工況下井下裝載機大臂進行了工程分析與優化設計。本文利用有限元分析軟件ANSYS對某大型礦用裝載機工作裝置建立了有限元模型并進行了靜力學分析，得到工作裝置應力分布情況，針對應力盈余較多的斗桿做了輕量化設計，并對優化前后工作裝置進行了模態分析，保證了工作裝置的動態性能。

1 工作裝置靜強度分析

1.1 計算姿態與挖掘阻力的確定

在礦用裝載機扒渣作業過程中，存在多種工作姿態，任一姿態都是一種獨立的工況，由于本礦用裝載機與液壓挖掘機在結構和功能上類似[6]，由文獻[7]對工作裝置最危險姿態做如下定義：動臂油缸的作用力臂達到最大，斗桿油缸和鏟斗油缸協調動作，斗桿油缸作用力臂力臂達到最大值，工作裝置處于最大鏟斗挖掘力的狀態，切向挖掘力作用在斗齒尖處。此時工作裝置各油缸參數如表1所示。表中，L1表示動臂油缸的伸長量，L2表示斗桿油缸的長量，L3表示鏟斗油缸的伸長量。根據各油缸伸長量，可確定工作裝置各部件的相對轉角，作為建模時各部件的裝配關系。

表1 危險工況下工作裝置參數表

當礦用裝載機采用鏟斗挖掘時，土壤的切削阻力與切削深度基本成正比。鏟斗油缸工作時，其挖掘阻力的切向分力w1可以用以下公式進行計算[8]：

式中：C表示土壤的硬度系數，針對礦用裝載機施工中可能遇到的最不利工況，即遇到夾有石塊的重質礫巖，重質干粘土，爆破不良的泥灰石的V等級土，取C=10進行計算；R表示鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖的距離，表示鏟斗挖掘轉角的一半，取表示鏟斗瞬時轉角；B為切削刃寬度影響系數，B=1+2.6b，其中b=0.62為鏟斗平均寬度，B=2.612；A為切削角變化影響系數，取A=1.3；Z為鏟斗斗齒的影響系數，取Z=1.5；X為鏟斗側壁寬度影響系數，由側壁厚度S=50mm，得X=1+0.03S=115mm；D表示切削刃擠壓土壤的力，取D=13kN；取法向挖掘阻力W1F=0.2W1。當時，可得最大挖掘阻力，W1max=13.08kN，則W1Fmax=0.2W1max=2.616kN。

1.2 有限元模型的建立

礦用裝載機的工作裝置整體有限元模型是由轉臺、動臂、斗桿、鏟斗、油缸、連桿和搖臂組成，它們是裝載機作業時的直接受力構件。

首先，基于礦用裝載機CAD圖紙，直接在ANSYS中建立各構件實體幾何模型，在實際建模中，對各構件焊接接頭按連續處理，其材料特性與母材一致，為了便于模型的建立及網格的順利劃分，對模型進行了必要的簡化,如：去掉了螺紋孔、倒角、運輸吊耳等。各構件幾何模型如圖1所示。

圖1 工作裝置幾何模型

其次，根據實際情況，定義材料屬性，包括：彈性模量E=2.06×106Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7850kg/m3。各構件采用Solid186單元模擬，連接處的銷軸采用beam188單元模擬，耦合單元模擬銷軸與軸套間的運動關系，液壓油缸采用link單元模擬，通過設置截面面積、彈性模量、密度等參數來實現實際液壓油缸的模擬。

然后，對各構件進行網格劃分，均采用自由劃分的方法，單元尺寸控制在15mm～20mm，為了提高計算精度，銷軸處網格進行了局部細化。最后將各構件的有限元模型進行組裝，得到危險姿態下工作裝置整體的有限元模型。該姿態下有限元模型包括266783個單元，其中266638個實體單元，142個梁單元，3個桿單元，以及444467個節點。

最后，施加邊界條件，將裝載機轉臺進行全約束，由上述過程計算的切向和法向挖掘阻力將作為外載荷施加到有限元模型中鏟斗斗尖處，如圖2所示。

圖2 工作裝置有限元模型及邊界載荷

1.3 工作裝置靜強度分析結果

已知該礦用裝載機材料為Q235鋼，屈服極限有限元分析結果顯示工作裝置最大應力為802MPa，發生在動臂上耳板與斗桿油缸鉸接孔處，遠遠超出材料的屈服極限，出現這種情況的原因是模型的簡化造成了在載荷施加處的應力集中，該應力集中影響范圍很小，且實際中不會出現。因此，選定應力顯示范圍為0～235MPa來觀察模型，如圖3所示，可發現局部應力較大的位置在鏟斗外側加強板與外底板焊接處，鏟斗側板與底板連接處，鏟斗耳板與鏟斗焊接處，斗桿及動臂各耳板焊接根部，以及耳板上的鉸孔處。由圖3觀察整個模型，發現斗桿腹板和翼板均處于低應力區，應力不超過20MPa，因此可對斗桿結構進行一定優化，減少材料的浪費，達到減輕結構重量及節省材料的目的。

圖3 工作裝置整體應力云圖

2 基于APDL的斗桿結構優化

2.1 斗桿參數化建模及分析

APDL是ANSYS的參數化設計語言，使用APDL參數化分析是在ANSYS中進行優化設計的核心，只有這樣才可以對設計參數進行迭代優化，達到目標最優的目的[9]。本文基于APDL語言建立參數化斗桿模型，使用shell181單元進行模擬，將各腹板和翼板的厚度看作幾何參數，賦予各面相對應的材料屬性和板厚，自由劃分網格，根據文獻[6]和文獻[10]，對斗桿進行受力分析，確定斗桿所受載荷，通過計算，斗桿各鉸孔的受力如表2所示。將斗桿與動臂的鉸孔約束5個自由度，只釋放一個轉動自由度，在斗桿有限元模型上添加載荷與約束后，就可以進行靜力分析。添加約束和載荷的有限元模型如圖4所示。靜力分析結果如圖5所示。

表2 斗桿各鉸孔載荷計算結果

圖4 斗桿有限元模型圖

圖5 斗桿靜力分析結果圖

從上圖可以看出，斗桿最大應力235Mpa，發生在動臂與斗桿的鉸孔處，此外，斗桿上與鏟斗油缸和斗桿油缸連接的耳板根部應力也較大。然而，整個斗桿的腹板和翼板絕大部分處于低應力區，不超過20Mpa。接下來對斗桿進行輕量化設計。

2.2 斗桿結構的優化求解

本文采用ANSYS中的Design Opt模塊，利用一階優化方法對斗桿進行結構優化[11]。具體優化過程為：首先對原始設計方案進行求解和相關分析，其次以設計要求為基準對分析結果進行可行性分析，最后按需對設計進行修改。這樣的優化過程將一直循環直到最優值時停止退出。優化的數學模型可等效為下式：

式中，表示設計變量，表示狀態變量，表示目標函數。

根據斗桿的結構特點，選取各板的厚度為設計變量，共8個。即：

上述設計變量的含義及初始值如表3所示。

表3 設計變量初始值

斗桿在優化過程中，各個設計變量、體積隨迭代次數的具體變化曲線如圖6和圖7所示。

圖6 優化過程中各設計變量變化曲線

圖7 優化過程中斗桿總體積變化曲線

得到最優解后，需對最優解進行合理的圓整，再用圓整后的值代入參數化建模程序，對優化后的結果進行分析求解，查看最大應力等結果，保證結構合理可靠。

圓整后的設計值如表4所示。

表4 斗桿優化結果圓整值

結構改進后，斗桿應力云圖如圖8所示。

圖8 改進后斗桿結構整體應力云圖

由圖8看出，斗桿結構強度依然滿足要求。優化前斗桿總質量99.4282kg，優化后斗桿總質量57.6829kg，相比于初始設計，質量減輕了41.9%。優化效果顯著。

3 優化前后工作裝置動態能對比

結構的工作頻率與固有頻率相同時，會發生共振現象，這會降低結構的使用壽命，本文進行的斗桿結構優化設計，極大的減輕了斗桿的結構質量，這可能會降低工作裝置的固有頻率，從而導致共振的發生[13]。因此有必要對比優化前后工作裝置的動態性能變化。

圖9 優化前模型6階固有振型

按照優化后尺寸，建立優化后斗桿有限元實體模型，與其他構件組成同一危險姿態工作裝置有限元模型，在模型上加上相同的約束和力，在ANSYS中做優化前和優化后的模態分析對比，危險姿態下優化前模型前6階固有振型如圖9所示，優化后振型變化不大，危險姿態下優化前后工作裝置前6階固有頻率如表5所示。由表5可知，工作裝置優化前后固有頻率變化不大，遠遠高于工作裝置的工作頻率，故斗桿的輕量化設計對工作裝置的動態性能沒有影響。

4 結論

1）工作裝置有限元分析結果與限元模型的建立密切相關，在一個軟件中建立模型導入另一個軟件有限元分析，會由于軟件兼容性問題將模型改變，從而導致結果的不確定性，本文直接在ANSYS中建立礦用裝載機工作裝置有限元模型進行靜力學分析，得到工作裝置應力分布情況和應力盈余處，提高了有限元分析結果的準確性。

表5 優化前后工作裝置的6階固有頻率

2）以斗桿輕量化設計為目標進行優化設計，斗桿的結構強度并未發生改變，斗桿的質量減少了41.7453kg，相比原來減輕了41.9%，達到了輕量化設計的目的。

3）對優化前后工作裝置的有限元模型進行了模態分析，得知工作裝置的振型和固有頻率變化不大，保證了工作裝置的動態性能。

4）從優化結果可知，本文結合有限元分析技術對斗桿模型進行的結構優化具有可行性，對礦用裝載機的工作裝置及整機的輕量化設計有一定的參考價值。

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