推土機工作裝置的應力分析及結構改進

崔盈利，張為春

CUI Ying-li, ZHANG Wei-chun

（山東理工大學，淄博 255049）

0 引言

推土機是礦山開采、建筑工程等的主要施工設備，工作條件十分惡劣。工作裝置作為推土機承受工作載荷的主要部件，受到的外載復雜多變，所以經常會出現問題，如某型號推土機的頂推梁有時出現斷裂的現象，影響工程的質量與進度。因此，對推土機工作裝置進行應力分析是推土機設計和改進時必不可少的環節。用有限元法對推土機工作裝置進行應力分析，能大大降低成本并縮短設計周期[1]，對于提高推土機的設計速度和水平也具有非常重要的意義。

1 推土機工作裝置的結構模型

在Pro/E軟件中建立的推土機工作裝置結構總成模型如圖1所示，它主要由推土鏟、斜撐螺桿、側傾油缸、左頂推梁、右頂推梁、水平斜撐桿、左右提升油缸組成。推土鏟與車架之間連接有頂推梁、側傾油缸等部件，因此推土鏟含有頂推梁支座、側傾油缸支座等結構，另外，推土鏟結構還包括底板、背板、面板、后加強筋板及側板等部件。由于工作裝置結構的復雜性，故本文采用了有限元法對其進行應力應變計算。

圖1 推土機工作裝置結構總成模型

2 推土機工作裝置有限元分析

將在Pro/E軟件中建立的推土機工作裝置結構模型導入到ANSYS軟件中。

2.1 推土機工況選擇

考慮到現有實驗條件等因素的影響，本文選取了以下兩種工況對推土機工作裝置進行強度應變分析：

第一種計算工況，推土機在水平路面上正鏟推土，油缸封鎖，即推土鏟刀上下位置不變，推土鏟刀達到最大推土量至履帶滑轉，此時推土鏟的推土力達到最大值。由于推土機推土速度變化緩慢，可以忽略動載如慣性、沖擊等因素的影響[3]。

第二種計算工況，推土機在水平路面上斜鏟推土，即推土鏟刀向左傾斜推土，油缸閉鎖，在推土過程中突然遇到障礙物，當履帶出現滑轉時，推土鏟的推土力達到最大。由于慣性、沖擊等動載因素的影響，本文選取動載系數為1.5，計算施加載荷時應乘以動載系數。

2.2 推土機外載荷的確定

本文所指的推土機外載荷主要是推土鏟刀在相應工況下所受土壤的阻力。由于推土機在水平路面上推土，當履帶滑轉時推土機的附著力為最大附著力。要得到推土機的最大外載荷，首先要計算出最大附著力，公式如下：

G為推土機整機機重；

試驗選擇的是干粘土路面，經資料查詢其附著系數值為0.9，整機機重為17500kg，則第一種計算工況推土機的最大外載荷為：

第二種計算工況取動載系數為1.5，則推土機的最大動載荷為：

2.3 推土機工作裝置有限元分析

2.3.1 工況一推土機工作裝置有限元分析

由于自由網格劃分對模型沒有特殊的要求[2]，本文在對農用推土機工作裝置模型進行網格劃分時，選擇了自由網格劃分方法。

第一計算工況，對推土鏟施加水平面載荷，施加載荷的大小為154350N，另對左右頂推梁右端及左右提升油缸頂端施加約束，進行應變仿真分析，得到結果如圖2所示。

圖2 工況一工作裝置總應變云圖

由圖2可知，推土機工作裝置的應變程度從推土鏟到頂推梁右端逐漸減小，這是由于本文對頂推梁右端施加了固定約束。對于工作裝置的各零部件，部分位置有較大應變，主要分布在鉸接點等應力集中的地方，其中頂推梁最大應變處發生在頂推梁與水平斜撐桿的連接部位，推土機頂推梁接近中間的部位出現較大應變，大小為206um/m。

2.3.2 工況二推土機工作裝置有限元分析

第二計算工況，對推土鏟左角點施加點載荷，施加載荷的大小為231525N，另對左右頂推梁右端施加約束。對工作裝置進行應變仿真分析，得到結果如圖3所示。

圖3 工況二工作裝置總應變圖

由圖3可知，頂推梁接近中間的部位出現最大應變，大小為524um/m。

3 推土機工作裝置應變測量試驗

3.1 試驗設備及說明

本文使用的是型號為ImcCL-5016-1的數據采集設備；傳感器選用型號為B*120-2AA的電阻應變計；Plug接頭若干，用以接入1/4橋路應變信號；信號傳遞線若干；其他輔助設備，如電動角磨機，無水乙醇，膠槍，萬用表等。將傳感器正確連接至數采設備，輸入設定參數，平衡橋路后即可測試。對工況一試驗時，推土鏟處于水平位置進行推土工作，直至履帶出現滑轉，將應變測量結果進行記錄保存，如此重復進行3次。對工況二試驗時，推土鏟處于側傾位置進行推土工作，直至履帶出現滑轉，將應變測試結果進行記錄保存，如此重復進行3次。

3.2 推土機工作裝置測點的選擇

根據以往推土機工作裝置曾出現開裂、斷裂的位置，結合對各部件力學分析，我們選取了以下各處做為測試截面。

圖4 各測試點位置

圖4 左上圖為頂推梁的應變片粘貼位置，位于頂推梁中間部位、支座與頂推梁的連接處。圖4右上圖為水平斜撐桿應變片粘貼位置，位于水平斜撐桿中間位置外側。圖4左下圖為斜撐螺桿應變片粘貼位置，位于斜撐螺桿中間位置外側。圖4右下圖為側傾油缸應變片粘貼位置，測試點選在側傾油缸下端，這樣可以避免應變片受到油缸運動部件的影響。

3.3 采集數據結果及分析

本文采用的數據處理應用軟件是與imc配合使用的FOMOS（Fast Analysis & Monitoring Of Signal）軟件。由于試驗中采集的有用信號一般都在10Hz以內，故首先對原始的數據采取低通濾波處理，截止頻率為10Hz。然后對照相應測試的錄像，對照波形，確定要測量的工況的截止時間，對其進行分段處理。將FOMOS處理后的文件以Excel格式導出，就可得到兩種工況下各個測試點的應變值。

3.3.1 工況一推土機工作裝置應變分析

如表1所示為工況一頂推梁試驗應變值。可以看出，頂推梁應變最大值在200um/m左右，負值表示應變片受壓，即測量點受壓力作用。

表1 工況一頂推梁應變測量數據

3.3.2 工況二推土機工作裝置應變分析

如表2所示為工況二頂推梁試驗應變數值。可以看出，頂推梁應變最大值在550um/m左右，負值表示應變片受壓，即測量點受壓力作用。

表2 工況二頂推梁應變測量數據

通過對比分析發現，試驗結果和仿真結果一致，應變最大值出現在頂推梁中間部位，所以其他測量點的應變值在此不再給出。而且三次試驗中，頂推梁測試點處的測試數據重復性也比較好。分析結果不僅證明了有限元模型分析的正確性，也為進一步的結構優化提供了依據。

4 推土機工作裝置結構優化及分析

4.1 推土機工作裝置的結構改進

通過仿真結果和試驗結果的對比分析，本文將改進目標放在了頂推梁部件，對頂推梁做了結構改進。經過綜合考慮，本文將頂推梁的寬度從之前的225mm增加到改進后的245mm。

4.2 改進后工作裝置有限元分析

改進后，對工作裝置重新進行網格劃分和施加載荷，進行分析后即可得到以下結果，最大應變處仍然在頂推梁中部，不過應變值小了很多。

4.2.1 改進后工況一工作裝置有限元分析

圖5 改進后頂推梁應變圖

由圖5可知，對于第一計算工況，改進后的頂推梁的應變狀況比改進前有所改善，頂推梁中間部位鉸接處的最大應變值由改進前的206um/m減少至105um/m。

4.2.2 改進后工況二工作裝置有限元分析

圖6 改進后頂推梁應變圖

由圖6可知，對于第二計算工況改進后的頂推梁的應變狀況比改進前有所改善，在頂推梁中間部位鉸接處的最大應變值由改進前的524um/m減少至286um/m，說明改進后的農用推土機工作裝置比改進前的結構強度得到明顯提升。

5 結論

1）有限元分析結果和試驗結果基本一致，確定推土機工作裝置的應變最大值出現在頂推梁中間部位，證明了有限元模型分析的正確性，也為推土機工作裝置結構優化提供了依據。

2）改進后的推土機工作裝置在兩種工況下的最大應變值都大大降低，改進后的頂推梁沒有出現斷裂等現象。

[1] 郭立新,王守春,鄭春岐,等.液壓反鏟挖掘機工作裝置有限元動態分析[J].中國機械工程,2000,11(12)：1228-1340.

[2] 蔣孝煜.有限元法基礎[M].北京：清華大學出版社,1992.

[3] 王曉.可變間距式履帶底盤測功機驅動軸組合有限元分析[J]. 農機化研究,2012(8)：204-212.

[4] 趙軍,曹杰,劉曉飛.基于ANSYS的籽棉抓斗鉸支座的應力分析[J].農機化研究,2011(2)：35-38.

[5] Blouin S, Hemami A, Lipsett M.Review of Resistive Force Models for Earthmoving Processes[J].ASCE Journal of Aerospace Engineering,2001,14(3)：102-111.