基于ANSYS 車輛鏟斗舉升機構結構優化分析

張宏閣，張松泓

（河南工業職業技術學院汽車工程學院，河南 南陽 473000）

1 引言

鏟斗舉升機構是鏟裝類車輛工作的重要保證，整個過程包括鏟裝、舉升、卸載、收斗等過程，整個過程中舉升機構受力情況復雜變化，存在較多的影響因素。為了保證機構的正常運行，結構較多的采用連桿單元，同時此類舉升機構較多的使用焊接工藝，而此類工藝容易造成應力的集中，設計過程中必須加以重視，需要對各組成單元進行分析，以保證機構的正常可靠運行[1]。因此，這里對鏟裝機構進行結構優化設計，具有一定的應用價值。

國內外學者對此進行了一定的研究：文獻[2]采用模態分析方法，對鏟斗模態變化進行分析，并考慮貨物因素的影響；文獻[3]采用板殼單元分析的方法，對舉升機構整體進行分析，獲取整個過程的動態變化規律；文獻[4]采用液壓測試分析技術，對舉升過程中液壓缸的壓力變化進行分析，以此作為機構受力的輸入進行強度分析；文獻[5]基于動態建模搭建整個舉升機構的模型，對整個機構的工作過程進行動態模擬，以獲取最優的運行路徑。

針對車輛的鏟斗舉升機構進行優化設計，根據機構的結構特點進行力學假設，對模型進行簡化，獲取受力情況特點，在此基礎上對系統各主要單元的受力進行分析；基于有限單元法對系統各部分進行建模，以受力分析結果作為加載條件，分析三種典型工況下各部分的應力分布，獲取應力最大點；從工藝和結構角度對機構進行結構優化；基于應變片法，對優化后結構的實車進行測試，以檢驗模型分析和優化設計的可靠性。

2 鏟斗舉升機構受力分析

鏟掘和卸料作業是通過鏟斗舉升機構的運動實現的，該機構是一種正轉六桿機構，由兩個舉升油缸、一個轉斗油缸、動臂、搖臂、連桿和鏟斗相互鉸接組成[6]，如圖1 所示。

圖1 工作機構模型Fig.1 Working Mechanism Model

根據以上兩點假設，簡化工作機構為一個簡單平面力系[8]，其受力分析簡圖，如圖2 所示。

圖2 工作機構受力分析簡圖Fig.2 Schematic Diagram of the Force Analysis of the Working Mechanism

圖中：Rz、Rx—鏟運機的垂直阻力和水平插入阻力；FA—搖臂對動臂的力；FB—動臂對鏟斗的推力；FC—連桿對鏟斗的拉力；FD—傾翻油缸的推力；FE—舉升油缸對動臂的力；FHx、FHz—前車架對動臂的力。

2.1 鏟斗受力分析

對工作裝置進行受力分析之前，必須確定工作狀態和作用在鏟斗上的外載荷的大小和方向，首先取鏟斗為分離體，根據力平衡原理[7]，計算鏟斗的受力。其如圖3 所示。

由圖可知，力FBx和FBz是動臂對鏟斗的力FB在X 方向和Z方向的分量；GD為鏟斗的重量；FC是連桿對鏟斗的力；α 為連桿與水平面的夾角。

圖3 鏟斗受力分析Fig.3 Bucket Force Analysis

由ΣMB=0 得：

式中：h1—動臂與鏟斗鉸接點B 到鏟斗底端的距離；h2—連桿與鏟斗的鉸接點C 到動臂與鏟斗鉸接點B 的垂直距離；L1—水平阻力Rx在鏟斗上的作用點到動臂與鏟斗鉸接點B 的距離；L2—連桿與鏟斗的鉸接點C 到動臂與鏟斗鉸接點B 的水平距離；LD—鏟斗質心到動臂與鏟斗鉸接點B 的距離。化簡式（1）得：

由ΣX=0 得：

由ΣZ=0 得：

2.2 連桿和搖臂受力分析

連桿和搖臂雖然結構簡單，但卻是最重要的兩個部分，是實現鏟斗從鏟裝到卸料一系列動作的基礎。它們的作用是：（1）保證鏟斗在動臂升舉工況中，實現平動或接近平動；（2）在鏟取或卸載工況中，使鏟斗繞動臂的鉸接點回轉，以實現卸載和鏟取動作[9]。取連桿和搖臂分離體進行受力分析，根據理論力學力平衡原理，分別計算連桿和搖臂所受到的力。力學模型，如圖4 所示。

圖4 連桿和搖臂受力分析Fig.4 Force Analysis of Connecting Rod and Rocker Arm

由ΣFx=0 得：

式中：β—傾翻油缸與水平面的夾角；γ—搖臂與垂直平面的夾角。

由ΣFz=0 得：

由式（5）和式（6）可得：

2.3 動臂受力分析

動臂是工作機構的關鍵部件，它一端與前車架相連，另一端與鏟斗相連。動臂與舉升油缸組成動臂升降機構，通過活塞桿的伸縮完成工作機構的提升與下降動作[10]。對動臂進行受力分析，如圖5 所示。

圖5 動臂受力分析Fig.5 Force Analysis of the Boom

式中：θ—舉升油缸與垂直面間的夾角。

式中：L5—舉升油缸與動臂的鉸接點E 到動臂與前車架鉸接點H的水平距離；L6—搖臂與動臂的鉸接點A 到動臂與前車架鉸接點H 的水平距離；L7—鏟斗與動臂的鉸接點B 到動臂與前車架鉸接點H 的水平距離；h5—舉升油缸與動臂的鉸接點E 到動臂與前車架鉸接點H 的垂直距離；h6—搖臂與動臂的鉸接點A 到動臂與前車架鉸接點H 的垂直距離；h7—鏟斗與動臂的鉸接點B 到動臂與前車架鉸接點H 的垂直距離。

化簡式（10）可得：

3 舉升機構強度分析

在SolidWorks 中把建立完成的動臂、連桿和搖臂三維實體模型，建立完成的動臂、連桿和搖臂三維實體模型。選取鏟斗水平插入、后輪離地、前輪離地等三種典型工況進行分析。

3.1 連桿靜強度分析

連桿在整車水平插入和后輪離開地面兩種工況下受到拉力，在前輪離開地面的工況下受到的是壓力。在水平插入工況下，連桿受到的拉力FC為155902N，在后輪離開地面的工況下，連桿受到的拉力FC為520215N，在前輪離開地面工況下受到的壓力FC為119796N。因此，對連桿受到最大拉力和最大壓力兩種情況下進行靜強度分析。得到連桿在兩種工況下的變形云圖和應力云圖，如圖6 所示。

圖6 連桿受最大拉力Fig.6 The Connecting Rod is Subjected to the Maximum Pulling Force

由圖可知，連桿整體受力比較均勻，連桿在鏟運機后輪離地的典型工況下應力最大，最大值為201MPa，位置在受拉端軸孔的下端。在連桿受到拉力時，應力集中的位置主要在軸孔的上下端和連接板的左右兩端的上下側。

3.2 搖臂靜強度分析

圖7 搖臂分析結果Fig.7 Rocker Analysis Results

搖臂的受力與連桿正好相反，在水平插入工況和后輪離地工況下，連桿受到的是壓力，最大壓力FA為309008N。在鏟運機前輪離地工況下連桿受到的是拉力，最大拉力FA為71159N。對連桿在最大拉力和最大壓力工況下進行靜強度分析，得到搖臂的應力云圖和變形云圖，如圖7 所示。由圖7（a）～圖7（d）可知，搖臂連接板受力較均勻。與連桿相反，搖臂在受到最大壓力時應力最大，最大應力為117MPa，發生在后輪離地的典型工況下。連桿在受力端，即與連桿和傾翻油缸連接的一端有應力集中現象，應力集中主要發生在連接板的外側和軸孔處，在加工過程中應對這些地方予以重視。此外，在加強版中間的倒圓角處也有應力集中現象，在設計時可以增加此處的倒圓角半徑。

3.3 動臂靜強度分析

動臂在水平插入和后輪離地兩種工況下受力的方向相同，在后輪離地的典型工況下受力較大。在前輪離地典型工況下，雖然舉升臂受力相對較小，但受力方向與在另兩個典型工況中的受力方向不同。所以，在靜強度分析時，需要對動臂在鏟運機后輪離地工況和前輪離地工況下的靜強度分別進行分析。動臂在兩種典型工況中的應力云圖和變形云圖，如圖8 所示。

圖8 動臂應力分析結果Fig.8 Boom Stress Analysis Results

由圖可知，動臂在鏟運機后輪離地和前輪離地兩種典型工況中，整體受力非常均勻。在第一種典型工況中，最大應力發生在動臂與舉升油缸的鉸接孔處。在第二種工況中最大應力發生在搖臂與動臂連接額鉸接孔處。說明這些地方容易發生應力集中，在制造過程中應該予以注意。在兩種工況中，在動臂下部向上凹處應力較大，但分布比較均勻，由圖可知，應力從兩側向最凹處逐漸增大。把動臂在兩種典型工況下的靜力分析數據進行對比，取每種工況下動臂應力最大的前四個節點，具體數據，如表1 所示。

表1 動臂在兩種典型工況中應力值Tab.1 Stress Values of the Boom in Two Typical Operating Condition

由表可知，動臂在后輪離地工況下的最大應力為210.50MPa，在前輪離地工況下的最大應力為21.86MPa，且應力遠小于動臂在后輪離地工況下的應力。動臂的制造材料為Q345A，其屈服極限為345MPa。由安全系數n 公式可知，n=1.6，即動臂在受力最大時，安全系數為1.6。

3.4 結構優化方案

根據舉升機構主要單元強度分析結果，機構整體滿足材料的使用要求，但部分區域出現了應力集中，因此對設計方案進行適當調整，具體方法為，在尖角位置處采用較大的圓弧過渡，以避免應力集中；將原來的鑄件和焊接件的組合體改為全焊接件；提高焊縫的厚度和焊接的質量；根據整車的設計要求，將原來6°的內傾角改為4°。

4 實車測試

采用直角應變片對實車舉升機構進行應力測試，所選用應變片、數據采集系統、應變片布置及試驗用車，如圖9 所示。

圖9 測試設備Fig.9 Test Equipment

應變測試采用直角平面應變片，已知εx、εy、rxy，可求得任意方向α 上的，即εx、rxy：

根據材料力學特性，根據所求的應變值，可根據σ=Eε，獲得應力的極值。在動臂與舉升油缸的鉸接孔處、搖臂與動臂連接額鉸接孔處、連桿連接板與軸孔的連接處等粘貼應變片，獲取應力變化曲線，如圖10 所示。極值點對比，如表2 所示。

圖10 實車測試曲線Fig.10 Test Curve

表2 測試點的極值對比Tab.2 Measurement Point Extreme Table

由圖和表可知，整個裝卸過程中，舉升機構各部分的應力波動變化，三個測試點的應力極值分別為203.01MPa、195.35MPa、186.23MPa，與優化后的仿真值相比有一定的誤差，最大誤差在3%左右，表明結果可靠性較高，誤差存在的原因主要是模型簡化忽略了液壓油等的影響，實測值比仿真值略大；同時與原設計相比，具有一定程度的減小，減幅在8%左右，表明優化措施是有效的。

5 結論

（1）在三種典型工況下，舉升機構可以滿足強度要求，但存在部分位置應力集中的特點，主要為動臂與舉升油缸的鉸接孔處、搖臂與動臂連接額鉸接孔處、連桿連接板與軸孔的連接處等；

（2）在應力集中位置采用連接工藝和設計結構優化等相結合的方式，對應力集中位置進行改進；

（3）采用直角應變片對優化設計后的樣車進行整個鏟裝過程應力測試，測試值與優化后的仿真值之間的誤差小于3%，且比原設計仿真值具有平均8%的降幅，表明優化設計方案是可行的，為此類設計提供參考。