推土机底盘的推树机机架力学性能优化

赵克利,余顺敏,尹艳辉,雷永亮,陶晓强,王雪莹(.吉林大学 机械科学与工程学院,长春 300; .郑州宇通客车股份有限公司,郑州 45006)

推土机底盘的推树机机架力学性能优化

赵克利1,余顺敏1,尹艳辉1,雷永亮2,陶晓强1,王雪莹1
(1.吉林大学 机械科学与工程学院,长春 130022; 2.郑州宇通客车股份有限公司,郑州 450016)

以推土机底盘的推树机机械装置和机架为研究对象,采用理论计算与动态仿真相结合的方法对其力学性能进行了分析.在此基础上,建立了推树机顶推梁和机架结构的力学分析数学模型,并借助Matlab软件,加权应力最小的方法,对提升油缸与推土铲的铰点位置进行了优化,以提高机架抗疲劳强度.优化后,较大程度减小了机架所受应力极值,提高了机架梁安全因数.

推树机; 机械装置; 机架; 加权应力; 抗疲劳强度; 安全因数

垦荒、森林开发等一直是人类利用自然资源的主要手段之一.随着工程机械领域技术的不断进步,林业工程作业机械不断涌现,推树机械即为其典型产品之一,可同时进行连根伐木、根系清理、土方平整及障碍清除等作业,大大提高了林业开发的作业效率.当前,国内外市场有多种类型的推树机械设备,基于推土机底盘改装的推树机是开发时间较早、研发较为成熟的类型之一.早在1950年,Kissner等[1]就研发出专用于清理直径小于38.1 cm(15英寸)树木的铲刀型推树装置,能够与推土机配套使用.1970年,Wastabaugh[2]发明的伐木推土机,利用安装在推土板一侧的齿形结构固定树干并施加推力.近年来,国内山推工程机械股份有限公司、河北宣化工程机械有限公司、中国国机重工集团有限公司等纷纷尝试将推土机改装作业装置用于推树,并取得了一定的成果,如图1所示.如河北宣化工程机械有限公司通过对推土机进行改装,设计了可用于清除林木的作业装置[3],改装后的装置可用于伐木、清除障碍、清理树木残余根系等作业.山推工程机械股份有限公司在SD23型推土机的基础上,研制出带有专用伐木装置的SD23F型森林伐木推树机[4].金丹等[5]综合伐木型推土机的特殊作业工况,分析并提出该类设备必须对其工作装置、底盘等进行再设计和改装,尤其是底盘强度,以满足推树工况的作业要求.

实际应用及经验表明,在推土机底盘基础上，加装推树装置的方式用于森林开发、垦荒作业是可行的.但因加装推树装置后,原推土机的作业工况及要求也发生了改变,使推土机底盘的结构受力状态不同于原结构.实践表明,没经改进的原推土机底盘直接加装推树装置易造成底架等结构件断裂、开裂等问题,如图1所示.

图1 基于推土机底盘的推树机Fig.1 Treedozer based on bulldozer chassis

本文研究的对象为基于履带式推土机底盘的加装推树机械装置的推树机,其结构和力学关系如图2和图3所示.该设备主要用于连根伐木的推树作业,并同时进行根系清理和平整表面土方等作业,其中推土板和推树架装置的升降通过提升油缸控制.在推树过程中,推树架受到的来自树干的作用反力,间接作用于提升油缸,进而传递到底盘机架处.因不同生长状态的树木根系锚固性差异较大[6],根土板体积与树木锚固性之间也存在一定比例关系[7],使推树作业对象具有随机性和不确定性,所以作业过程对机架力学要求的突变性较大.为此本文提出,在满足推树机械装置良好动作功能的前提下,通过优化推土板与提升油缸铰接点的位置,达到提高机架梁强度的目的.

图2 推树机主视图Fig.2 Front-view of treedozer

1 机构动态仿真及力学分析

基于推土机底盘的推树机,原有的底盘及相关联构件受力将会发生一定改变,有必要对改装后的底盘及相关联构件进行动力学仿真及分析.

1.1推树机主要结构件力学性能仿真分析

推树机械装置如图4所示.综合图2、图3和图4,加装推树机械装置后,顶推梁和机架受影响最直接.借助ADAMS和ANSYS软件,建立加装推树机械装置后的推树机刚柔耦合分析模型,以最大牵引力驱动、最高推树位置作业(最大受力工况)进行动力学仿真.优化前顶推梁和机架动态应力分布图分别如图5、图6所示.

图3 机架主视图和俯视图.Fig.3 Front-view and top-view of the frame.

图4 推树机械装置结构简图Fig.4 Structure diagram of tree pushing mechanism

图5 优化前顶推梁仿真应力分布Fig.5 The stress distribution of pushbeam before optimization

由以上仿真结果可知,顶推梁上的应力极值出现在用以安装推树架的支座附近,应力极值大小为281 MPa,小于材料Q460的屈服极限.机架上应力极值出现在机架左右梁与平衡梁支撑连接处(图6中A区域),应力极值大小为233 MPa,略小于材料Q235的屈服极限.同时,机架左右梁上与前顶罩连接附近(图6中B区域),集中应力较大,应力值大小约为207 MPa,在动态作业过程中成为强度不足的隐患,破坏情况如图1所示.

图6 优化前机架仿真应力分布Fig.6 The stress distribution of frame before optimization

1.2机架受力分析

机架与前顶罩、提升油缸之间的装配关系如图2和图3所示,建立图中所示的三维坐标系,其中坐标原点为顶推梁在机架上两侧的安装孔连线的中点(如图3俯视图),水平前进方向为x轴正方向,垂直向上为z轴正方向,再依据右手定则确定y轴方向.根据结构特点,将提升油缸、前顶罩和机架简化为如图7所示的悬臂受力模型.其中机架视为固定端,前顶罩与提升油缸连接体,视为悬臂端.根据机架破坏情况,将机架左右梁与前顶罩连接处的截面定义为危险截面(如图3所示a-a,b-b截面),图8为机架梁危险截面的等效理论截面.

图7 机架前端结构受力简图Fig.7 Force diagram of the front of frame

经分析,危险截面受到拉应力σ1、弯曲应力σ2和切应力τ的共同作用.根据对称结构在超静定问题中的计算方法,危险截面应力σ1,σ2和τ的计算公式分别为[8]

(1)

图8 危险截面等效截面Fig.8 The equal section of risk section

式中:F1x,F2x分别为横拉杆和提升油缸的作用力F1,F2在水平方向(x轴)上的分力;A为危险截面的面积;My,Mz分别为xz和xy平面内外力作用在危险截面上的弯矩;Wy,Wz分别为危险截面对y轴、z轴的抗弯截面系数;T为作用在危险截面上的扭矩;ω为危险截面中线所围的面积;δ为危险截面壁厚.

根据叠加原理及第四强度理论,得机架梁在危险截面处所受应力σr为[8]

(4)

1.3顶推梁受力分析

顶推梁受力分析如图9所示,依据前述仿真分析,定义顶推梁上支座附近截面(图示c-c截面)为危险截面,c-c截面等效截面同Fcx,Fcy,Fcz分别为支座对顶推梁的作用力在x,y,z方向上的分力.

图9 顶推梁受力简图Fig.9 Force diagram of the push beam

c-c截面所受拉(压)应力σc1可表示为

(5)

式中:Ac为截面c-c的面积.

c-c截面所受弯曲应力σc2可表示为

(6)

式中:Mcy,Mcz别为xz平面内和xy平面内外力作用在c-c截面上的弯矩.Wcy,Wcz分别为c-c截面对y轴和z轴的抗弯截面系数.

综上,顶推梁危险截面c-c处所受应力σc可表示为

(7)

2 推树机机架受力的优化

本次优化的目标:在不影响其他结构力学性能的基础上,减小机架与前顶罩连接点附近区域(截面a-a,b-b)所受应力,以提高推树机机架抗疲劳强度.综合前述分析,本次优化选取提升油缸与推土板的铰接点的位置,即左右油缸铰接点M,N的三维坐标为优化设计变量,分别记为(xM,yM,zM)和(xN,yN,zN).

2.1目标函数

根据优化要求,在保证推树机推树作业时机构运动要求的前提下,对推土板与提升油缸铰接点的位置进行优化,以提高在伐木推树等工程作业时机架的抗疲劳强度.选取推树机顶推梁和机架梁在各危险截面处所受各应力极值加权最小为目标函数.目标函数f(X)为[9]

(8)

式中:fi(X)为分目标函数,此处为构件的危险截面所受应力;ωi为加权因子,根据对应构件许用应力的范围确定[9].

2.2约束范围和条件

对M,N点坐标优化的搜索范围限定在原有坐标x,y,z的±100 mm的范围内,如图10所示空间范围.

图10 优化坐标空间范围Fig.10 Spatial range of optimized coordinate

要满足推树架升降运动范围要求,提升油缸在推树架最高和最低位置时的长度,应在油缸允许伸缩长度范围内,即

lmin-cmin<0

cmin-cmax<0

cmax-lmax<0

(9)

式中:cmin,cmax分别为提升油缸在推树架最高和最低位置时的长度;lmin,lmax分别为提升油缸允许的最小和最大长度.

记机架梁材料的许用应力为[σ],则机架梁在危险截面处所受应力σr极值应小于相应的许用应力[σ],即

σr-[σ]≤0

(10)

2.3优化方法

将推树机按推树架工作时的位置,从最低位置到最高位置以等垂直高度差分为5种工作位置A,B,C,D,E,如图11所示,分别计算每个工位以最大载荷作业时,基于加权应力最小原则下的铰接点M,N的坐标.

图11 5种工作位置示意图Fig.11 Five positions of the working periods

基于多目标遗传算法优化求解,借助Matlab软件,基于前述所建立的数学模型,优化得到的M,N相对于优化前的坐标变化情况如表1所示.

3 推树机优化前后机架梁所受应力的对比分析

优化前,在A,B,C,D,E工作位置时,危险截面所受应力极值情况如表2所示.将优化结果(M1,N1)～(M5,N5)分别代入整机,计算推树架在不同工作位置A,B,C,D,E时,机架梁对应的应力极值.优化后最大应力极值如表3所示.

由表3可以看出,与优化前相比,优化后机架梁在危险截面处所受应力均有不同程度的减小.由于机架梁均在最大提升高度位置时,受到的应力最大,对比分析优化后应力的变化情况,M,N点坐标在(M5,N5)时,最大应力值最小,且综合减小量最为显著.而最大应力越小,持久寿命越大[8].因此,(M5,N5)为全局的最优解.

表1 优化后M,N点坐标变化量Tab.1 Coordinates of M and N after optimization

表2 优化前机架梁危险截面在不同计算位置时所受应力极值Tab.2 Limit stresses of frame risk section at differentpositions before optimization

表3 优化后机架梁危险截面在不同计算位置时所受应力极值Tab.3 Limit stresses of frame risk section at differentpositions after optimization

4 优化后构件的强度校核

4.1机架梁危险截面疲劳强度校核

按(M5,N5)优化后的结构进行强度校核,并以动态作业模型加以分析(即推树机机械装置非作业工况,以及推树机以最大牵引力、最大推树高度进行推树作业,在该两种工况之间往复),机架梁危险截面将受到不对称循环应力作用.非对称循环下的疲劳强度安全因数计算公式为[8]

(11)

式中:σ-1为对称循环的持久极限,对于低碳钢,σ-1≈0.4σb,机架梁为Q235钢,σb为400～520 MPa,此处σ-1=180 MPa;Kσ为有效应力集中因数,由于机架危险截面无应力集中因素,查表得其对应值为1;εσ为尺寸因数,由于机架梁上钢板厚40 mm,经查表,对尺寸因数值为0.88;β为不同表面粗糙度的表面质量因数,机架梁的表面钢板通常为未加工表面,查表取其值为0.72;σa为应力幅值,σa=(σmax-σmin)/2;ψσ为敏感系数,经查表,拉压或弯曲状态,碳钢敏感系数取值为0.1～0.2,此处取0.2;σm为应力均值,σm=(σmax+σmin)/2.

通过分析可知,机架受最大应力的情况发生在推树机以最大牵引力、最大推树高度作业时.经计算优化前,最大应力σmax为215.7 MPa;优化后,最大应力σmax为162.8 MPa.

因为r=σmin/σmax>0,所以需要校核静强度.静强度安全因数计算公式为[8]

(12)

式中：σs为钢的屈服应力极限.

按式(11)和式(12)代入对应参数,计算得优化前后各安全因数如表4所示.由计算结果可知:优化前,机架危险截面安全因数偏小;而优化后,对应安全因数明显增大.

表4 优化前后安全因数Tab.4 Safety factors before and after optimization

4.2结构应力动态仿真验证

优化后,再次对推树机顶推梁及底盘机架进行动态应力进行仿真,以验证构件应力的改变情况,并验证结构强度是否满足要求.仿真结果如图12和图13所示.对比优化前(图5和图6)各构件所受应力极值位置及大小,优化后的推树机顶推梁和机架的应力极值位置均未改变,且优化后,各极值均有一定幅度减小,应力值变化如表5所示.

5 结语

在对推树机机械装置进行分析的基础上,建立相应的数学模型,根据推树架所在工作位置的不同,选取5种典型工作位置进行计算,获取优化结果.优化后,机架梁危险截面安全因数有了较大程度提高,机架应力极值明显减小,且与优化相关的主要构件、力学性能未受到影响.因此,本次优化在在力求对原推土机底盘结构改动尽可能小,并保持原推树作业运动范围的情况下,有效提高了机架强度水平.对工程机械一机多用的探究和研发具有积极意义.

图12 优化后顶推梁仿真应力分布Fig.12 The stress distribution of pushbeam after optimization

图13 优化后机架仿真应力分布Fig.13 The stress distribution offrame after optimization

表5 优化前后关键构件应力值对比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

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