推土機底盤的推樹機機架力學性能優(yōu)化

趙克利,余順敏,尹艷輝,雷永亮,陶曉強,王雪瑩(.吉林大學 機械科學與工程學院,長春 300; .鄭州宇通客車股份有限公司,鄭州 45006)

推土機底盤的推樹機機架力學性能優(yōu)化

趙克利1,余順敏1,尹艷輝1,雷永亮2,陶曉強1,王雪瑩1
(1.吉林大學 機械科學與工程學院,長春 130022; 2.鄭州宇通客車股份有限公司,鄭州 450016)

以推土機底盤的推樹機機械裝置和機架為研究對象,采用理論計算與動態(tài)仿真相結合的方法對其力學性能進行了分析.在此基礎上,建立了推樹機頂推梁和機架結構的力學分析數學模型,并借助Matlab軟件,加權應力最小的方法,對提升油缸與推土鏟的鉸點位置進行了優(yōu)化,以提高機架抗疲勞強度.優(yōu)化后,較大程度減小了機架所受應力極值,提高了機架梁安全因數.

推樹機; 機械裝置; 機架; 加權應力; 抗疲勞強度; 安全因數

墾荒、森林開發(fā)等一直是人類利用自然資源的主要手段之一.隨著工程機械領域技術的不斷進步,林業(yè)工程作業(yè)機械不斷涌現,推樹機械即為其典型產品之一,可同時進行連根伐木、根系清理、土方平整及障礙清除等作業(yè),大大提高了林業(yè)開發(fā)的作業(yè)效率.當前,國內外市場有多種類型的推樹機械設備,基于推土機底盤改裝的推樹機是開發(fā)時間較早、研發(fā)較為成熟的類型之一.早在1950年,Kissner等[1]就研發(fā)出專用于清理直徑小于38.1 cm(15英寸)樹木的鏟刀型推樹裝置,能夠與推土機配套使用.1970年,Wastabaugh[2]發(fā)明的伐木推土機,利用安裝在推土板一側的齒形結構固定樹干并施加推力.近年來,國內山推工程機械股份有限公司、河北宣化工程機械有限公司、中國國機重工集團有限公司等紛紛嘗試將推土機改裝作業(yè)裝置用于推樹,并取得了一定的成果,如圖1所示.如河北宣化工程機械有限公司通過對推土機進行改裝,設計了可用于清除林木的作業(yè)裝置[3],改裝后的裝置可用于伐木、清除障礙、清理樹木殘余根系等作業(yè).山推工程機械股份有限公司在SD23型推土機的基礎上,研制出帶有專用伐木裝置的SD23F型森林伐木推樹機[4].金丹等[5]綜合伐木型推土機的特殊作業(yè)工況,分析并提出該類設備必須對其工作裝置、底盤等進行再設計和改裝,尤其是底盤強度,以滿足推樹工況的作業(yè)要求.

實際應用及經驗表明,在推土機底盤基礎上，加裝推樹裝置的方式用于森林開發(fā)、墾荒作業(yè)是可行的.但因加裝推樹裝置后,原推土機的作業(yè)工況及要求也發(fā)生了改變,使推土機底盤的結構受力狀態(tài)不同于原結構.實踐表明,沒經改進的原推土機底盤直接加裝推樹裝置易造成底架等結構件斷裂、開裂等問題,如圖1所示.

圖1 基于推土機底盤的推樹機Fig.1 Treedozer based on bulldozer chassis

本文研究的對象為基于履帶式推土機底盤的加裝推樹機械裝置的推樹機,其結構和力學關系如圖2和圖3所示.該設備主要用于連根伐木的推樹作業(yè),并同時進行根系清理和平整表面土方等作業(yè),其中推土板和推樹架裝置的升降通過提升油缸控制.在推樹過程中,推樹架受到的來自樹干的作用反力,間接作用于提升油缸,進而傳遞到底盤機架處.因不同生長狀態(tài)的樹木根系錨固性差異較大[6],根土板體積與樹木錨固性之間也存在一定比例關系[7],使推樹作業(yè)對象具有隨機性和不確定性,所以作業(yè)過程對機架力學要求的突變性較大.為此本文提出,在滿足推樹機械裝置良好動作功能的前提下,通過優(yōu)化推土板與提升油缸鉸接點的位置,達到提高機架梁強度的目的.

圖2 推樹機主視圖Fig.2 Front-view of treedozer

1 機構動態(tài)仿真及力學分析

基于推土機底盤的推樹機,原有的底盤及相關聯(lián)構件受力將會發(fā)生一定改變,有必要對改裝后的底盤及相關聯(lián)構件進行動力學仿真及分析.

1.1推樹機主要結構件力學性能仿真分析

推樹機械裝置如圖4所示.綜合圖2、圖3和圖4,加裝推樹機械裝置后,頂推梁和機架受影響最直接.借助ADAMS和ANSYS軟件,建立加裝推樹機械裝置后的推樹機剛柔耦合分析模型,以最大牽引力驅動、最高推樹位置作業(yè)(最大受力工況)進行動力學仿真.優(yōu)化前頂推梁和機架動態(tài)應力分布圖分別如圖5、圖6所示.

圖3 機架主視圖和俯視圖.Fig.3 Front-view and top-view of the frame.

圖4 推樹機械裝置結構簡圖Fig.4 Structure diagram of tree pushing mechanism

圖5 優(yōu)化前頂推梁仿真應力分布Fig.5 The stress distribution of pushbeam before optimization

由以上仿真結果可知,頂推梁上的應力極值出現在用以安裝推樹架的支座附近,應力極值大小為281 MPa,小于材料Q460的屈服極限.機架上應力極值出現在機架左右梁與平衡梁支撐連接處(圖6中A區(qū)域),應力極值大小為233 MPa,略小于材料Q235的屈服極限.同時,機架左右梁上與前頂罩連接附近(圖6中B區(qū)域),集中應力較大,應力值大小約為207 MPa,在動態(tài)作業(yè)過程中成為強度不足的隱患,破壞情況如圖1所示.

圖6 優(yōu)化前機架仿真應力分布Fig.6 The stress distribution of frame before optimization

1.2機架受力分析

機架與前頂罩、提升油缸之間的裝配關系如圖2和圖3所示,建立圖中所示的三維坐標系,其中坐標原點為頂推梁在機架上兩側的安裝孔連線的中點(如圖3俯視圖),水平前進方向為x軸正方向,垂直向上為z軸正方向,再依據右手定則確定y軸方向.根據結構特點,將提升油缸、前頂罩和機架簡化為如圖7所示的懸臂受力模型.其中機架視為固定端,前頂罩與提升油缸連接體,視為懸臂端.根據機架破壞情況,將機架左右梁與前頂罩連接處的截面定義為危險截面(如圖3所示a-a,b-b截面),圖8為機架梁危險截面的等效理論截面.

圖7 機架前端結構受力簡圖Fig.7 Force diagram of the front of frame

經分析,危險截面受到拉應力σ1、彎曲應力σ2和切應力τ的共同作用.根據對稱結構在超靜定問題中的計算方法,危險截面應力σ1,σ2和τ的計算公式分別為[8]

(1)

圖8 危險截面等效截面Fig.8 The equal section of risk section

式中:F1x,F2x分別為橫拉桿和提升油缸的作用力F1,F2在水平方向(x軸)上的分力;A為危險截面的面積;My,Mz分別為xz和xy平面內外力作用在危險截面上的彎矩;Wy,Wz分別為危險截面對y軸、z軸的抗彎截面系數;T為作用在危險截面上的扭矩;ω為危險截面中線所圍的面積;δ為危險截面壁厚.

根據疊加原理及第四強度理論,得機架梁在危險截面處所受應力σr為[8]

(4)

1.3頂推梁受力分析

頂推梁受力分析如圖9所示,依據前述仿真分析,定義頂推梁上支座附近截面(圖示c-c截面)為危險截面,c-c截面等效截面同Fcx,Fcy,Fcz分別為支座對頂推梁的作用力在x,y,z方向上的分力.

圖9 頂推梁受力簡圖Fig.9 Force diagram of the push beam

c-c截面所受拉(壓)應力σc1可表示為

(5)

式中:Ac為截面c-c的面積.

c-c截面所受彎曲應力σc2可表示為

(6)

式中:Mcy,Mcz別為xz平面內和xy平面內外力作用在c-c截面上的彎矩.Wcy,Wcz分別為c-c截面對y軸和z軸的抗彎截面系數.

綜上,頂推梁危險截面c-c處所受應力σc可表示為

(7)

2 推樹機機架受力的優(yōu)化

本次優(yōu)化的目標:在不影響其他結構力學性能的基礎上,減小機架與前頂罩連接點附近區(qū)域(截面a-a,b-b)所受應力,以提高推樹機機架抗疲勞強度.綜合前述分析,本次優(yōu)化選取提升油缸與推土板的鉸接點的位置,即左右油缸鉸接點M,N的三維坐標為優(yōu)化設計變量,分別記為(xM,yM,zM)和(xN,yN,zN).

2.1目標函數

根據優(yōu)化要求,在保證推樹機推樹作業(yè)時機構運動要求的前提下,對推土板與提升油缸鉸接點的位置進行優(yōu)化,以提高在伐木推樹等工程作業(yè)時機架的抗疲勞強度.選取推樹機頂推梁和機架梁在各危險截面處所受各應力極值加權最小為目標函數.目標函數f(X)為[9]

(8)

式中:fi(X)為分目標函數,此處為構件的危險截面所受應力;ωi為加權因子,根據對應構件許用應力的范圍確定[9].

2.2約束范圍和條件

對M,N點坐標優(yōu)化的搜索范圍限定在原有坐標x,y,z的±100 mm的范圍內,如圖10所示空間范圍.

圖10 優(yōu)化坐標空間范圍Fig.10 Spatial range of optimized coordinate

要滿足推樹架升降運動范圍要求,提升油缸在推樹架最高和最低位置時的長度,應在油缸允許伸縮長度范圍內,即

lmin-cmin<0

cmin-cmax<0

cmax-lmax<0

(9)

式中:cmin,cmax分別為提升油缸在推樹架最高和最低位置時的長度;lmin,lmax分別為提升油缸允許的最小和最大長度.

記機架梁材料的許用應力為[σ],則機架梁在危險截面處所受應力σr極值應小于相應的許用應力[σ],即

σr-[σ]≤0

(10)

2.3優(yōu)化方法

將推樹機按推樹架工作時的位置,從最低位置到最高位置以等垂直高度差分為5種工作位置A,B,C,D,E,如圖11所示,分別計算每個工位以最大載荷作業(yè)時,基于加權應力最小原則下的鉸接點M,N的坐標.

圖11 5種工作位置示意圖Fig.11 Five positions of the working periods

基于多目標遺傳算法優(yōu)化求解,借助Matlab軟件,基于前述所建立的數學模型,優(yōu)化得到的M,N相對于優(yōu)化前的坐標變化情況如表1所示.

3 推樹機優(yōu)化前后機架梁所受應力的對比分析

優(yōu)化前,在A,B,C,D,E工作位置時,危險截面所受應力極值情況如表2所示.將優(yōu)化結果(M1,N1)～(M5,N5)分別代入整機,計算推樹架在不同工作位置A,B,C,D,E時,機架梁對應的應力極值.優(yōu)化后最大應力極值如表3所示.

由表3可以看出,與優(yōu)化前相比,優(yōu)化后機架梁在危險截面處所受應力均有不同程度的減小.由于機架梁均在最大提升高度位置時,受到的應力最大,對比分析優(yōu)化后應力的變化情況,M,N點坐標在(M5,N5)時,最大應力值最小,且綜合減小量最為顯著.而最大應力越小,持久壽命越大[8].因此,(M5,N5)為全局的最優(yōu)解.

表1 優(yōu)化后M,N點坐標變化量Tab.1 Coordinates of M and N after optimization

表2 優(yōu)化前機架梁危險截面在不同計算位置時所受應力極值Tab.2 Limit stresses of frame risk section at differentpositions before optimization

表3 優(yōu)化后機架梁危險截面在不同計算位置時所受應力極值Tab.3 Limit stresses of frame risk section at differentpositions after optimization

4 優(yōu)化后構件的強度校核

4.1機架梁危險截面疲勞強度校核

按(M5,N5)優(yōu)化后的結構進行強度校核,并以動態(tài)作業(yè)模型加以分析(即推樹機機械裝置非作業(yè)工況,以及推樹機以最大牽引力、最大推樹高度進行推樹作業(yè),在該兩種工況之間往復),機架梁危險截面將受到不對稱循環(huán)應力作用.非對稱循環(huán)下的疲勞強度安全因數計算公式為[8]

(11)

式中:σ-1為對稱循環(huán)的持久極限,對于低碳鋼,σ-1≈0.4σb,機架梁為Q235鋼,σb為400～520 MPa,此處σ-1=180 MPa;Kσ為有效應力集中因數,由于機架危險截面無應力集中因素,查表得其對應值為1;εσ為尺寸因數,由于機架梁上鋼板厚40 mm,經查表,對尺寸因數值為0.88;β為不同表面粗糙度的表面質量因數,機架梁的表面鋼板通常為未加工表面,查表取其值為0.72;σa為應力幅值,σa=(σmax-σmin)/2;ψσ為敏感系數,經查表,拉壓或彎曲狀態(tài),碳鋼敏感系數取值為0.1～0.2,此處取0.2;σm為應力均值,σm=(σmax+σmin)/2.

通過分析可知,機架受最大應力的情況發(fā)生在推樹機以最大牽引力、最大推樹高度作業(yè)時.經計算優(yōu)化前,最大應力σmax為215.7 MPa;優(yōu)化后,最大應力σmax為162.8 MPa.

因為r=σmin/σmax>0,所以需要校核靜強度.靜強度安全因數計算公式為[8]

(12)

式中：σs為鋼的屈服應力極限.

按式(11)和式(12)代入對應參數,計算得優(yōu)化前后各安全因數如表4所示.由計算結果可知:優(yōu)化前,機架危險截面安全因數偏小;而優(yōu)化后,對應安全因數明顯增大.

表4 優(yōu)化前后安全因數Tab.4 Safety factors before and after optimization

4.2結構應力動態(tài)仿真驗證

優(yōu)化后,再次對推樹機頂推梁及底盤機架進行動態(tài)應力進行仿真,以驗證構件應力的改變情況,并驗證結構強度是否滿足要求.仿真結果如圖12和圖13所示.對比優(yōu)化前(圖5和圖6)各構件所受應力極值位置及大小,優(yōu)化后的推樹機頂推梁和機架的應力極值位置均未改變,且優(yōu)化后,各極值均有一定幅度減小,應力值變化如表5所示.

5 結語

在對推樹機機械裝置進行分析的基礎上,建立相應的數學模型,根據推樹架所在工作位置的不同,選取5種典型工作位置進行計算,獲取優(yōu)化結果.優(yōu)化后,機架梁危險截面安全因數有了較大程度提高,機架應力極值明顯減小,且與優(yōu)化相關的主要構件、力學性能未受到影響.因此,本次優(yōu)化在在力求對原推土機底盤結構改動盡可能小,并保持原推樹作業(yè)運動范圍的情況下,有效提高了機架強度水平.對工程機械一機多用的探究和研發(fā)具有積極意義.

圖12 優(yōu)化后頂推梁仿真應力分布Fig.12 The stress distribution of pushbeam after optimization

圖13 優(yōu)化后機架仿真應力分布Fig.13 The stress distribution offrame after optimization

表5 優(yōu)化前后關鍵構件應力值對比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

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