旋挖鉆機底盤機架的靜力學分析*

楊太旗，成建聯，趙延捷

（長安大學道路施工技術與設備教育部重點實驗室，西安 710064）

0 引言

隨著旋挖鉆機的廣泛使用，國內對其研究也越來越多。但是大部分集中于鉆桿、桅桿、變幅機構、主卷揚、回轉平臺等研究，對底盤研究很少，對機架研究更少，所以對底盤機架的研究迫在眉睫。

國內對旋挖鉆機做了大量的研究。葛萬勇[1]和王艷[2]著重研究了底盤行走裝置整體布置設計和回轉平臺強度分析；熊玉龍[3]重點研究動力頭的設計和有限元分析；李遠虎[4]研究桅桿的結構并對其進行強度和剛度分析；郭雄華等[5]研究動臂的結構強度并進行有限元分析。上述研究，雖然有對底盤進行分析，但是沒有涉及到機架這個方面，因而對旋挖鉆機研究存在一定問題。

本文從提鉆和鉆進2種工況方面考慮，基于對機架的受力分析，建立機架在2 種工況下的數學模型，并根據已選的某型號旋挖鉆機，算出機架的受力載荷。最后，通過Workbench19.2軟件，對機架進行載荷施加，驗證其安全性。

1 旋挖鉆機組成和工作原理

旋挖鉆機的組成包括桅桿總成、變幅機構、鉆桿、鉆具、卷揚總成、動力頭、加壓裝置；變幅機構由動臂、三角架、變幅油泵組成；底盤包括回轉平臺、機架和行走機構[6]。旋挖鉆機的工作原理：動力頭驅動液壓馬達通過行星減速機和動力箱減速并增大扭矩帶動鉆桿旋轉，同時加壓油缸通過動力頭向鉆桿施加垂直方向的壓力，實現鉆進任務；當熔渣充滿整個鉆具時，動力頭驅動液壓馬達停止作業，主卷揚回轉，提升鉆具至地面；回轉平臺轉至鉆具到地面，清掉鉆具內鉆渣[5]。

由旋挖鉆機的工作原理可得，鉆桅所受的力經過三角架、動臂、回轉平臺，最終作用于底盤上，從而傳到地面。底盤支撐整個旋挖鉆機，不但承受各個零件的反作用力，還要承擔各零件的重力。而機架又支撐了整個底盤的其他部件，所以需要對機架進行相應的靜力學分析，得出機架上的載荷分布，看是否滿足安全要求。

2 機架受力分析

旋挖鉆機的工況相當復雜，主要包括鉆具下放工況、加壓鉆進工況、鉆機提升工況、回轉卸土工況等[2]。在鉆進工況和提鉆工況作業下，整機受力最大，同時還要承受很大的力矩，而底盤機架是將這些力和力矩最終傳遞給地面的支撐體，因此研究在鉆進和提鉆2 種工況下，機架的受力情況。

2.1 提鉆工況下的受力分析

旋挖鉆機在提鉆工況下，其所受力和力矩由鉆桅經過變幅機構傳遞到回轉平臺，再由回轉平臺傳遞給底盤并最終傳遞到地面[7]。因此，首先對鉆桅和三角架進行受力分析，如圖1所示，然后對動臂變幅油缸進行受力分析，如圖2所示，最后對回轉平臺進行受力分析[8]，如圖3 所示。根據牛頓第三定律可得，機架受到的水平、垂直作用力為(-FEX，-FEY)，力矩為-M。

圖1 鉆桅、三角架受力分析圖

圖2 動臂受力分析圖

分析各個零件的受力情況，然后把這3個零件看成一個整體，列出平衡方程式（1）；分析動臂的受力情況，列出平衡方程式（2）；分析回轉平臺的受力情況，列出平衡方衡方程式（3）。

圖3 回轉平臺受力分析圖

式中：F1為鋼絲繩拉力；F2為提升力；FA為拉桿對三角架的作用力；FC為回轉平臺對動臂油缸作用力；FBX、FBY為動臂對三角架作用的水平、垂直分量；FDX、FDY為回轉平臺對動臂作用力的水平、垂直分量；FEX、FEY為底盤機架對回轉平臺作用力的水平、垂直分量；G為鉆桅的重力；G1為三角架的重力；G2為動臂的重力；G3為回轉平臺的重力；G4為駕駛室的重力；G5為發動機系統的重力；G6為配重的重力；G7為主卷揚的重力；a1～a6、b1和b2、d1～d3都是力的作用點到鉸接點B 的水平或垂直距離；l1～l13為力的作用點到鉸接點E的水平或垂直距離。

2.2 鉆進工況下的受力分析

在鉆進工況下，鋼絲繩不工作，鉆桿不受到力作用，即F1=0。鉆桿對桅桿的反作用力主要為加壓力F2和彎矩M，如圖1～2 所示。將以上條件代入式（1）中，得出式（4）；動臂的受力分析情況不變，得出式（5）；對于回轉平臺受力情況來說，只有F1=0，其他受力不變，得出式（6）。根據牛頓第三定律可得，機架受到的水平、垂直作用力為(-FEX，-FEY)，力矩為-M。

本文采用國內某工程機械公司生產的某一型號旋挖鉆機，所需技術參數如下：旋挖鉆機整機重量47 t；鉆桿質量8 430 kg；桅桿質量5 430 kg；動力頭質量3 000 kg；上車裝置質量7 900 kg；下車裝置質量11 900 kg；配重質量8 000 kg；主卷揚最大提升力F1=160 kN；加壓油缸最大提升力F2=160 kN，其他值均參考設計尺寸。

3 機架的有限元模型建立

利用Solid works2016繪制底盤機架的三維實體模型，如圖4 所示。機架包括左機架、中架和右機架3部分。由Workbench19.2對機架進行載荷施加，得出相應的云圖。因為導入的底盤機架模型形狀復雜，且圓角和倒角的存在會使得有限元分析分析效率低。因此在劃分網格前需要對模型做簡化，簡化原則如下：

（1）材料為均質材料；

（2）刪除孔和倒角等不影響有限元分析的特征，對模型表面圓整光滑[9]；

（3）對焊接部位，視與其他部分強度和剛度一樣，看作完整零件。

圖4 機架三維模型

圖5 機架網格劃分圖

有限元模型計算的有關材料參數如下：材料為Q345A；材料密度為ρ=7.85×103kg/m3；楊氏模量為E=206 GPa；泊松比υ=0.3；屈服強度σs=345 MPa；安全系數n=1.25；由公式，計算出許用應力[σ]=276 MPa。網格劃分結束后，機架模型共有218 037個節點，116 240個單元，如圖5 所示。

4 強度和剛度分析

4.1 提鉆工況

在提鉆工況下，用軟件ANSYS Workbench 對機架的有限元模型進行計算，結果如圖6～8所示。

圖6 機架應力云圖

從圖6中可以看出，機架中的中架所受應力值最高，應力最大值為13.16 MPa，遠小于Q345A 的許用應力，其他部位應力都較小且比較均勻，值為0.55 MPa，滿足強度要求。由圖7～8 可以看出，機架中的中架有變形的趨勢，因為回轉平臺對機架的作用力和力矩，最大變形值為0.078 m，整體變形都較小，符合剛度的要求。

圖7 機架應變云圖

圖8 機架位移云圖

4.2 鉆進工況

在鉆進工況下，用軟件ANSYS Workbench 對機架的有限元模型進行計算，結果如圖9～11所示。

圖9 機架應力云圖

圖10 機架應變云圖

圖11 機架位移云圖

從圖9中可以看出，機架中的中架所受應力值最高。應力最大值為12.05 MPa，遠小于Q345A 的許用應力，其他部位應力都較小且比較均勻，值為0.38 MPa，滿足強度要求。由圖10～11 可以看出，機架中的中架有變形的趨勢，因為回轉平臺對機架的作用力和力矩，最大變形值為0.044 m，整體變形都較小，符合剛度的要求。

5 結束語

本文通過提鉆和鉆進2種工況下，對機架進行受力分析，列出2種工況下的平衡方程組，算出機架上所受的力和力矩，用Workbench19.2 進行載荷施加，找出最大應力和最大位移，結果表明符合強度和剛度要求。而在底盤機架的壽命方面，可以繼續在這方面展開研究，用nCode軟件進行疲勞壽命預測。