挖掘機工作裝置的有限元分析

王巖　余偉霞　李海山

摘要：挖掘機分為上車部分，下車部分，和工作裝置部分，下車主要是行走機構，上車主要是控制。文章主要說的是挖掘機工作裝置的有限元分析，應用有限元方法對挖掘機工作裝置的強度進行分析，為工作裝置的設計及結構修改提供依據。

關鍵詞：挖掘機；工作裝置；有限元分析

一、有限元分析

（一）應用軟件

有限元分析過程中，利用MSC.PATRAN進行有限元分析的前后處理工作，包括動臂和斗桿的三維幾何模型的建立、單元的劃分、邊界條件及載荷的定義、計算結果的顯示等。動臂和斗桿的有限元分析通過MSC.NASTRAN完成。

（二）有限元模型的建立

有限元分析過程中，目前通常分別采用一維梁單元和二維板殼單元兩種形式對幾何模型進行離散。

梁單元模型是利用兩（三）節點的梁單元對動臂及斗桿進行離散，實際結構特性以梁單元的截面特性來反映。其優點是：劃分的單元數目和節點數目少，計算速度快而且模型前處理工作量不大。但是，這種處理方法無法仔細分析各結構連接處的應力集中問題。板殼元模型則將動臂及斗桿離散為一系列板單元，各單元在節點處相聯，相鄰單元之間通過公共節點可以傳遞力和力矩。在實際工程運用中，由于動臂及斗桿是由一系列板件組成的結構，宜利用板殼單元進行離散，以使分析結果更準確。

本次計算過程中，動臂包括有6115個節點和6100個四邊形單元；斗桿包括3312個節點和3282個單元。

（三）斗桿的計算載荷

斗桿的計算位置：

1.動臂處于最低（動臂油缸全縮）；

2.斗桿油缸作用力臂最大（斗桿油缸與斗桿尾部夾角為90度）；

3.斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上；

4.側齒遇故障作用有橫向力Wk。

設斗桿與鏟斗的鉸點為C，斗桿與搖桿的鉸點為D，斗桿與動臂的鉸點為B，鏟斗油缸與斗桿的鉸點為F，斗桿油缸與斗桿的鉸點為E，按模型所給尺寸、位置以及油缸的工作條件，計算出斗桿各點所受的力如表1所示。（詳細載荷圖見“小挖掘機工作裝置載荷的計算”圖1-5）。

（四）動臂的計算載荷

動臂的計算位置是：

1.動臂位于最低（動臂油缸全縮）；

2.斗齒尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與動臂鉸點三點位于垂直線上；

3.鏟斗挖掘、斗邊點遇障礙時。

設動臂與車的鉸點為A，鏟斗油缸與動臂的鉸點為G，動臂油缸與動臂的鉸點為H，動臂與斗桿的鉸點為B（詳細載荷圖見“小挖掘機工作裝置載荷的計算”圖2-5）。

二、計算結果

（一）動臂的剛度

動臂的最大位移為48.2mm，位于動臂與斗桿連接處（如附錄圖1所示）；

（二）動臂的強度

1.動臂最大應力點位于斗桿缸支座處，應力為366MPa；

2.動臂與機座相連處的最大應力為269MPa；

3.動臂油缸與動臂連接處的應力存在應力集中，應力值為266MPa；

4.動臂中三個加強筋所受應力均小于相應位置的上下蓋板的應力，最大應力為100MPa左右，且加強筋中間區域應力較小；

5.動臂前端下蓋板處的最大應力為147MPa；

（三）動臂的改進方案

按照兩種改進設計方案進行分析的結果表明：

1.動臂上斗桿缸支座修改結構1（支座外形為直線）對動臂總體的應力分布無明顯影響，但支座上的最大應力點由原圓弧處變動到支座與上蓋板連接處，同時應力降為325MPa。

2.動臂上斗桿缸支座修改結構2（支座外形為大圓弧曲線）對動臂總體的應力分布無明顯影響，同時支座上的最大應力點仍位于圓弧處，但應力降為321MPa。

（四）斗桿的剛度

斗桿在所加載荷作用下最大位移為4.73mm，位于斗桿與挖斗連接處；

斗桿的強度

1.最大應力位于鏟斗缸支座上圓弧過渡處，其值為138Mpa；

2.上蓋板應力最大區位于鏟斗缸支座與上蓋板連接處，為93MPa左右，同時該處為應力集中區。

3.下蓋板最大應力值為120MPa，位于板的中間部位；

4.左右兩側板應力較小，其應力介于上下蓋板應力值之間；

5.斗桿與鏟斗連接處最大應力值為75MPa；

6.斗桿與動臂連接處最大應力值為110MPa，位于孔邊緣；

7.斗桿與斗桿缸連接處最大應力值為48MPa；

8.斗桿中筋板的應力較小，基本不超過40MPa；