矿用装载机工作装置有限元分析及轻量化设计

0 引言

矿用装载机是隧洞钻爆后出碴的专用设备，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。工作装置作为矿用装载机的核心构件，减轻工作装置的结构质量是实现矿用挖掘机节能减排的主要方面。工作装置的轻量化设计是在满足工作装置力学性能的同时减轻工作装置的的结构质量，从而降低生产成本[1]。文献[2]利用Pro/E对矿用装载机动臂进行了有限元静力学分析；文献[3]利用Pro/E对装载机动臂进行了参数化设计与结构优化；文献[4]利用SolidWorks及Hypermesh对矿用装载机工作装置进行了有限元静力学分析并针对动臂进行了基于变密度法的拓扑优化；文献[5]利用Pro/E对实际挖掘工况下井下装载机大臂进行了工程分析与优化设计。本文利用有限元分析软件ANSYS对某大型矿用装载机工作装置建立了有限元模型并进行了静力学分析，得到工作装置应力分布情况，针对应力盈余较多的斗杆做了轻量化设计，并对优化前后工作装置进行了模态分析，保证了工作装置的动态性能。

1 工作装置静强度分析

1.1 计算姿态与挖掘阻力的确定

在矿用装载机扒渣作业过程中，存在多种工作姿态，任一姿态都是一种独立的工况，由于本矿用装载机与液压挖掘机在结构和功能上类似[6]，由文献[7]对工作装置最危险姿态做如下定义：动臂油缸的作用力臂达到最大，斗杆油缸和铲斗油缸协调动作，斗杆油缸作用力臂力臂达到最大值，工作装置处于最大铲斗挖掘力的状态，切向挖掘力作用在斗齿尖处。此时工作装置各油缸参数如表1所示。表中，L1表示动臂油缸的伸长量，L2表示斗杆油缸的长量，L3表示铲斗油缸的伸长量。根据各油缸伸长量，可确定工作装置各部件的相对转角，作为建模时各部件的装配关系。

表1 危险工况下工作装置参数表

当矿用装载机采用铲斗挖掘时，土壤的切削阻力与切削深度基本成正比。铲斗油缸工作时，其挖掘阻力的切向分力w1可以用以下公式进行计算[8]：

式中：C表示土壤的硬度系数，针对矿用装载机施工中可能遇到的最不利工况，即遇到夹有石块的重质砾岩，重质干粘土，爆破不良的泥灰石的V等级土，取C=10进行计算；R表示铲斗与斗杆铰点到斗齿尖的距离，表示铲斗挖掘转角的一半，取表示铲斗瞬时转角；B为切削刃宽度影响系数，B=1+2.6b，其中b=0.62为铲斗平均宽度，B=2.612；A为切削角变化影响系数，取A=1.3；Z为铲斗斗齿的影响系数，取Z=1.5；X为铲斗侧壁宽度影响系数，由侧壁厚度S=50mm，得X=1+0.03S=115mm；D表示切削刃挤压土壤的力，取D=13kN；取法向挖掘阻力W1F=0.2W1。当时，可得最大挖掘阻力，W1max=13.08kN，则W1Fmax=0.2W1max=2.616kN。

1.2 有限元模型的建立

矿用装载机的工作装置整体有限元模型是由转台、动臂、斗杆、铲斗、油缸、连杆和摇臂组成，它们是装载机作业时的直接受力构件。

首先，基于矿用装载机CAD图纸，直接在ANSYS中建立各构件实体几何模型，在实际建模中，对各构件焊接接头按连续处理，其材料特性与母材一致，为了便于模型的建立及网格的顺利划分，对模型进行了必要的简化,如：去掉了螺纹孔、倒角、运输吊耳等。各构件几何模型如图1所示。

图1 工作装置几何模型

其次，根据实际情况，定义材料属性，包括：弹性模量E=2.06×106Pa，泊松比µ=0.3，密度ρ=7850kg/m3。各构件采用Solid186单元模拟，连接处的销轴采用beam188单元模拟，耦合单元模拟销轴与轴套间的运动关系，液压油缸采用link单元模拟，通过设置截面面积、弹性模量、密度等参数来实现实际液压油缸的模拟。

然后，对各构件进行网格划分，均采用自由划分的方法，单元尺寸控制在15mm～20mm，为了提高计算精度，销轴处网格进行了局部细化。最后将各构件的有限元模型进行组装，得到危险姿态下工作装置整体的有限元模型。该姿态下有限元模型包括266783个单元，其中266638个实体单元，142个梁单元，3个杆单元，以及444467个节点。

最后，施加边界条件，将装载机转台进行全约束，由上述过程计算的切向和法向挖掘阻力将作为外载荷施加到有限元模型中铲斗斗尖处，如图2所示。

图2 工作装置有限元模型及边界载荷

1.3 工作装置静强度分析结果

已知该矿用装载机材料为Q235钢，屈服极限有限元分析结果显示工作装置最大应力为802MPa，发生在动臂上耳板与斗杆油缸铰接孔处，远远超出材料的屈服极限，出现这种情况的原因是模型的简化造成了在载荷施加处的应力集中，该应力集中影响范围很小，且实际中不会出现。因此，选定应力显示范围为0～235MPa来观察模型，如图3所示，可发现局部应力较大的位置在铲斗外侧加强板与外底板焊接处，铲斗侧板与底板连接处，铲斗耳板与铲斗焊接处，斗杆及动臂各耳板焊接根部，以及耳板上的铰孔处。由图3观察整个模型，发现斗杆腹板和翼板均处于低应力区，应力不超过20MPa，因此可对斗杆结构进行一定优化，减少材料的浪费，达到减轻结构重量及节省材料的目的。

图3 工作装置整体应力云图

2 基于APDL的斗杆结构优化

2.1 斗杆参数化建模及分析

APDL是ANSYS的参数化设计语言，使用APDL参数化分析是在ANSYS中进行优化设计的核心，只有这样才可以对设计参数进行迭代优化，达到目标最优的目的[9]。本文基于APDL语言建立参数化斗杆模型，使用shell181单元进行模拟，将各腹板和翼板的厚度看作几何参数，赋予各面相对应的材料属性和板厚，自由划分网格，根据文献[6]和文献[10]，对斗杆进行受力分析，确定斗杆所受载荷，通过计算，斗杆各铰孔的受力如表2所示。将斗杆与动臂的铰孔约束5个自由度，只释放一个转动自由度，在斗杆有限元模型上添加载荷与约束后，就可以进行静力分析。添加约束和载荷的有限元模型如图4所示。静力分析结果如图5所示。

表2 斗杆各铰孔载荷计算结果

图4 斗杆有限元模型图

图5 斗杆静力分析结果图

从上图可以看出，斗杆最大应力235Mpa，发生在动臂与斗杆的铰孔处，此外，斗杆上与铲斗油缸和斗杆油缸连接的耳板根部应力也较大。然而，整个斗杆的腹板和翼板绝大部分处于低应力区，不超过20Mpa。接下来对斗杆进行轻量化设计。

2.2 斗杆结构的优化求解

本文采用ANSYS中的Design Opt模块，利用一阶优化方法对斗杆进行结构优化[11]。具体优化过程为：首先对原始设计方案进行求解和相关分析，其次以设计要求为基准对分析结果进行可行性分析，最后按需对设计进行修改。这样的优化过程将一直循环直到最优值时停止退出。优化的数学模型可等效为下式：

式中，表示设计变量，表示状态变量，表示目标函数。

根据斗杆的结构特点，选取各板的厚度为设计变量，共8个。即：

上述设计变量的含义及初始值如表3所示。

表3 设计变量初始值

斗杆在优化过程中，各个设计变量、体积随迭代次数的具体变化曲线如图6和图7所示。

图6 优化过程中各设计变量变化曲线

图7 优化过程中斗杆总体积变化曲线

得到最优解后，需对最优解进行合理的圆整，再用圆整后的值代入参数化建模程序，对优化后的结果进行分析求解，查看最大应力等结果，保证结构合理可靠。

圆整后的设计值如表4所示。

表4 斗杆优化结果圆整值

结构改进后，斗杆应力云图如图8所示。

图8 改进后斗杆结构整体应力云图

由图8看出，斗杆结构强度依然满足要求。优化前斗杆总质量99.4282kg，优化后斗杆总质量57.6829kg，相比于初始设计，质量减轻了41.9%。优化效果显著。

3 优化前后工作装置动态能对比

结构的工作频率与固有频率相同时，会发生共振现象，这会降低结构的使用寿命，本文进行的斗杆结构优化设计，极大的减轻了斗杆的结构质量，这可能会降低工作装置的固有频率，从而导致共振的发生[13]。因此有必要对比优化前后工作装置的动态性能变化。

图9 优化前模型6阶固有振型

按照优化后尺寸，建立优化后斗杆有限元实体模型，与其他构件组成同一危险姿态工作装置有限元模型，在模型上加上相同的约束和力，在ANSYS中做优化前和优化后的模态分析对比，危险姿态下优化前模型前6阶固有振型如图9所示，优化后振型变化不大，危险姿态下优化前后工作装置前6阶固有频率如表5所示。由表5可知，工作装置优化前后固有频率变化不大，远远高于工作装置的工作频率，故斗杆的轻量化设计对工作装置的动态性能没有影响。

4 结论

1）工作装置有限元分析结果与限元模型的建立密切相关，在一个软件中建立模型导入另一个软件有限元分析，会由于软件兼容性问题将模型改变，从而导致结果的不确定性，本文直接在ANSYS中建立矿用装载机工作装置有限元模型进行静力学分析，得到工作装置应力分布情况和应力盈余处，提高了有限元分析结果的准确性。

表5 优化前后工作装置的6阶固有频率

2）以斗杆轻量化设计为目标进行优化设计，斗杆的结构强度并未发生改变，斗杆的质量减少了41.7453kg，相比原来减轻了41.9%，达到了轻量化设计的目的。

3）对优化前后工作装置的有限元模型进行了模态分析，得知工作装置的振型和固有频率变化不大，保证了工作装置的动态性能。

4）从优化结果可知，本文结合有限元分析技术对斗杆模型进行的结构优化具有可行性，对矿用装载机的工作装置及整机的轻量化设计有一定的参考价值。

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