大型挖掘機銷(xiāo)軸力傳感器結構有限元仿真分析*

梁艷彬，萬(wàn)一品，周宇杰，劉 旋，賈 潔

(長(cháng)安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗室，陜西 西安 710064)

大型挖掘機在環(huán)境惡劣、作業(yè)狀況復雜時(shí)對關(guān)鍵部件的可靠性要求較高[1-2]。銷(xiāo)軸受力始終受到業(yè)內學(xué)者的廣泛關(guān)注，郭承志等設計了一種用于工程機械銷(xiāo)軸載荷譜測試的簡(jiǎn)便銷(xiāo)軸傳感器，并對銷(xiāo)軸傳感器進(jìn)行了標定試驗[3]。姜萬(wàn)錄等設計了用于間接測量挖掘阻力的銷(xiāo)軸傳感器[4]。萬(wàn)一品等提出了采用兩種載荷制取方法進(jìn)行多種作業(yè)工況下的載荷驗證和鐵礦粉物料下的載荷測試試驗[5]。由此可見(jiàn)，大型挖掘機銷(xiāo)軸力傳感器的結構是否合理、強度是否滿(mǎn)足作業(yè)需求是測試鏟斗和斗桿連接處受力大小所需考慮的重點(diǎn)。

但是大多數學(xué)者未提及對于銷(xiāo)軸力傳感器前期結構合理性的分析，所以筆者著(zhù)重進(jìn)行三種典型工況下銷(xiāo)軸力傳感器的仿真分析，通過(guò)前期仿真分析說(shuō)明其結構是否合理、強度是否滿(mǎn)足作業(yè)需求。

銷(xiāo)軸力傳感器安裝在大型挖掘機斗桿和鏟斗連接處，銷(xiāo)軸力傳感器分左、右兩個(gè)，目的是為了在測量出正載和側載的基礎上能直觀(guān)地反應出偏載的變化。為了增加抗彎能力，方便連接線(xiàn)的安裝以及減重，將銷(xiāo)軸傳感器設計成一個(gè)中空結構。根據挖掘機斗桿和鏟斗連接處原銷(xiāo)軸結構推算，結合實(shí)際工程設計中挖掘機結構設計經(jīng)驗，獲得銷(xiāo)軸力傳感器結構尺寸。在SolidWorks中建立銷(xiāo)軸力傳感器結構模型，如圖1所示。

圖1 銷(xiāo)軸力傳感器三維模型

選擇挖掘機三種典型工況進(jìn)行靜力學(xué)分析，計算出挖掘阻力大小以及銷(xiāo)軸力傳感器受到的載荷大小。

(1) 典型工況1

啟動(dòng)挖掘機，收縮動(dòng)臂油缸達到其極限高度，此時(shí)動(dòng)臂重心處于其最低位置，斗桿油缸產(chǎn)生最大力臂，動(dòng)臂和斗桿的連接點(diǎn)O2、鏟斗齒尖點(diǎn)L、鏟斗和斗桿的連接點(diǎn)O3三點(diǎn)處于一條直線(xiàn)O2LO3上，如圖2所示。此工況下，最大挖掘力主要受限于動(dòng)臂油缸閉鎖能力。

圖2 典型工況1下整機最大挖掘力分析 圖3 典型工況2下整機最大挖掘力分析

在挖掘機動(dòng)臂油缸處于閉鎖狀態(tài)時(shí)，動(dòng)臂油缸的抗拉能力和其有桿腔閉鎖壓力F1成一定的線(xiàn)性關(guān)系。令挖掘機工作裝置為隔離體，對動(dòng)臂上一點(diǎn)O1列力矩平衡方程，求解典型工況1下最大挖掘阻力FW1，如式(1)所示：

(1)

式中：RO1W1表示挖掘機動(dòng)臂油缸對O1點(diǎn)產(chǎn)生的力臂大??；
RO1Gi表示重心Gi與O1點(diǎn)的水平距離。

(2) 典型工況2

啟動(dòng)挖掘機，首先收縮挖掘機動(dòng)臂油缸，使動(dòng)臂油缸的重心處于最低位置。其次拉伸挖掘機斗桿油缸和鏟斗油缸，使動(dòng)臂和斗桿的連接點(diǎn)O2、斗桿和鏟斗的連接點(diǎn)O3的連線(xiàn)O2O3與平面XOZ垂直，如圖3所示。此工況下，最大挖掘力主要受限于斗桿油缸閉鎖能力。

在挖掘機斗桿油缸處于閉鎖狀態(tài)時(shí)，斗桿油缸的抗壓能力與其無(wú)桿腔的閉鎖壓力F2有一定的線(xiàn)性關(guān)系。令挖掘機斗桿、鏟斗、連桿和搖臂為隔離體，對動(dòng)臂和斗桿的連接點(diǎn)O2列力矩平衡方程，根據平衡方程解出斗桿油缸閉鎖時(shí)的最大挖掘阻力FW2，如式(2)所示：

(2)

式中：RO2W2表示挖掘機動(dòng)臂油缸對O2點(diǎn)產(chǎn)生的力臂大??；
RO2Gi表示重心Gi與O2點(diǎn)的水平距離。

(3) 典型工況3

啟動(dòng)挖掘機，保持機身穩定，動(dòng)臂油缸和斗桿油缸同時(shí)作用，使兩油缸的作用力臂均處于最大位置，伸縮挖掘機鏟斗油缸使鏟斗處于最大挖掘力位置，如圖4所示。此工況下，最大挖掘力受限于挖掘機鏟斗能發(fā)揮的主動(dòng)能力。

圖4 典型工況3下整機最大挖掘力分析

在挖掘機鏟斗能力發(fā)揮主動(dòng)能力時(shí)，若不考慮鏟斗、鏟斗中剩余物料以及其他部件自重的影響，挖掘機鏟斗的理論挖掘力FW3′計算公式如式(3)所示，但實(shí)際挖掘作業(yè)時(shí)，這些因素確實(shí)存在，所以實(shí)際挖掘阻力與其有較大偏差。如果考慮這些因素，把鏟斗和連桿作為隔離體，對斗桿和鏟斗的連接點(diǎn)O3列力矩平衡方程，根據平衡方程解出實(shí)際工況3下的最大挖掘阻力FW3，如式(4)所示：

(3)

(4)

式中：n是鏟斗連桿機構總傳動(dòng)比；
r1、r2、r3、r4分別表示鏟斗油缸對鉸點(diǎn)H產(chǎn)生的力臂、連桿IK對鉸點(diǎn)H和鉸點(diǎn)O3產(chǎn)生的力臂、鏟斗挖掘力FW3′對鉸點(diǎn)O3作用力臂；
RO3G3、RO3G7、RO3G8分別表示鏟斗整體(包括鏟斗中的物料和其他部件)、搖臂、連桿的重心與鏟斗和斗桿的連接點(diǎn)O3的水平距離。

對以上三種典型工況進(jìn)行簡(jiǎn)單分析可知，每種工況下最大挖掘阻力是不一樣的。挖掘機作業(yè)對象不同時(shí)，對計算出的最大挖掘阻力影響也是不一樣的。但是在一定誤差范圍內，均可認為以上最大挖掘阻力計算公式是可以被采納的?，F在單獨取鏟斗作為隔離體，對鏟斗進(jìn)行系列受力分析，如圖5所示。對X，Y方向上分別取力平衡方程有：

圖5 挖掘機鏟斗受力分析

(5)

銷(xiāo)軸傳感器徑向方向上最大受力FO3：

(6)

根據挖掘機整機重量及尺寸等參數求各載荷大小，如表1。銷(xiāo)軸力傳感器材料為Q345，彈性模量206 GPa，泊松比0.3。

表1 不同工況斗桿和鏟斗鉸接點(diǎn)作用力大小 /kN

使用有限元分析軟件Workbench對銷(xiāo)軸力傳感器進(jìn)行0.1 mm的自由網(wǎng)格劃分，銷(xiāo)軸力傳感器主體結構的有限元網(wǎng)絡(luò )模型如圖6所示，共有76 679個(gè)節點(diǎn)，51 818個(gè)單元。由應力云圖可以得到三種工況下銷(xiāo)軸力傳感器的應力分布狀況，如表2所列。

圖6 銷(xiāo)軸力傳感器網(wǎng)格劃分結果

表2 三種典型工況下銷(xiāo)軸力傳感器應力狀況表

在銷(xiāo)軸力傳感器徑向力受力段施加載荷，支撐段添加位置約束，各典型工況下應力云圖如圖7所示。

圖7 典型工況下銷(xiāo)軸力傳感器有限元分析結果

通過(guò)應力分布可以看出銷(xiāo)軸力傳感器整體結構設計合理，并且三種典型工況下應力大小均低于銷(xiāo)軸力傳感器本身材料屈服極限。

文中以挖掘機工作裝置部分為研究對象，在三種典型工況下分析計算理論挖掘力大小，并取鏟斗為隔離體計算銷(xiāo)軸力傳感器受力段所受理論載荷大小，通過(guò)有限元軟件得到大型挖掘機銷(xiāo)軸力傳感器的應力分布規律。根據分析結果可知，在三種典型工況下銷(xiāo)軸力傳感器均能滿(mǎn)足使用需求，為銷(xiāo)軸力傳感器實(shí)際加工生產(chǎn)和測試應用提供技術(shù)基礎。